基于ANSYS對(duì)GV180隔膜壓縮機(jī)缸套配合方式的優(yōu)化

王 健，巴 鵬，王 浩，鄒昌利

(沈陽(yáng)理工大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，遼寧 沈陽(yáng) 110159)

隔膜壓縮機(jī)是一種特殊結(jié)構(gòu)的壓縮機(jī).在隔膜壓縮機(jī)中，電動(dòng)機(jī)的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)由曲軸、連桿機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)換成活塞的往復(fù)運(yùn)動(dòng)，活塞的移動(dòng)驅(qū)動(dòng)液體在腔內(nèi)流動(dòng)，使膜片顫動(dòng)，完成氣體的吸氣—壓縮—排氣運(yùn)動(dòng)過(guò)程.由于壓縮機(jī)膜腔不需要潤(rùn)滑，密封性良好，腔內(nèi)氣體不與任何潤(rùn)滑劑接觸，壓縮氣體的純凈度極高，因此它特別適用于稀有氣體的壓縮、輸送和裝瓶，也可對(duì)腐蝕性強(qiáng)、有毒、易爆的氣體進(jìn)行壓縮.但是，隔膜壓縮機(jī)的缸套工作環(huán)境比較惡劣，承受著液壓油施加的交變載荷，在強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求的情況下仍經(jīng)常發(fā)生斷裂，造成壓縮機(jī)的非正常停機(jī)，嚴(yán)重影響工作效率，甚至造成巨大的經(jīng)濟(jì)損失.隨著科學(xué)技術(shù)的發(fā)展，CAD/CAE/CAM 軟件仿真分析方法被不斷改進(jìn)，聯(lián)合仿真技術(shù)的應(yīng)用已十分廣泛.CAD 軟件具有強(qiáng)大的三維建模功能，CAE 軟件為模型的有限元分析及優(yōu)化建立了技術(shù)平臺(tái).

為了研究隔膜壓縮機(jī)缸套斷裂的原因，找到相應(yīng)的解決方法，本文擬基于ANSYS軟件對(duì)該型壓縮機(jī)缸套進(jìn)行有限元分析，以改進(jìn)并優(yōu)化缸套的配合方式.

1 缸套的受力分析

GV180隔膜壓縮機(jī)基本參數(shù)如表1所示.

表1 GV180隔膜壓縮機(jī)基本參數(shù)

圖1所示為GV180隔膜壓縮機(jī)氣缸組件.缸套法蘭與缸體之間用螺栓緊固.缸套內(nèi)壁承受液壓油的壓力、活塞的側(cè)向力和摩擦力的作用.其中活塞的側(cè)向力與摩擦力可忽略，主要考慮液壓油的壓力對(duì)缸套的作用.在工作過(guò)程中，缸內(nèi)液壓油的壓力隨著活塞的往復(fù)運(yùn)動(dòng)而周期性變化，活塞向上運(yùn)動(dòng)時(shí)，缺內(nèi)壓力不斷升高，最高壓力為排氣壓力的1.1倍；活塞向下運(yùn)動(dòng)時(shí)，缺內(nèi)壓力不斷降低.由此可知，缸套受液壓油交變載荷的作用.缸內(nèi)液壓油壓力的變化如圖2所示.

圖2 液壓油壓力的變化

2 缸套的有限元分析

2.1 有限元分析模型的建立

根據(jù)GV180隔膜壓縮機(jī)缸套的實(shí)際結(jié)構(gòu)，利用Solidworks建立三維實(shí)體模型，然后將建立的缸套三維模型導(dǎo)入ANSYS中，對(duì)缸套進(jìn)行靜力學(xué)分析.靜力學(xué)分析前，需要完成材料屬性賦予、模型網(wǎng)格設(shè)置與劃分、邊界條件的設(shè)定等[1-3].缸套的材料屬性如表2所示.

表2 缸套的材料屬性

采用ANSYS的自由網(wǎng)格劃分功能劃分模型網(wǎng)格.劃分后網(wǎng)格共 251 647 個(gè)節(jié)點(diǎn)，156 212 個(gè)單元.有限元網(wǎng)格劃分模型如圖3所示.

圖3 有限元網(wǎng)格劃分模型

2.2 工作載荷的加載

缸套與缸體由4個(gè)螺栓緊固連接.根據(jù)缸套的實(shí)際工作狀況施加邊界條件，在缸套法蘭的4個(gè)光孔面施加固定約束.缸套外徑與缸體內(nèi)徑的配合方式為間隙配合.缸套外徑的尺寸公差為φ100f8，上偏差為-0.036 mm，下偏差為-0.090 mm；缸體內(nèi)徑為φ100H7，上偏差為+0.035 mm，下偏差為0.缸套外壁與缸體內(nèi)壁間隙為0.036～0.125 mm,單邊間隙為0.018～0.0625 mm.因此，缸套外壁無(wú)約束.缸套的內(nèi)表面和上表面與液壓油接觸，在兩個(gè)表面施加壓力載荷，油壓隨活塞的往復(fù)運(yùn)動(dòng)而周期變化.取油壓的最大值進(jìn)行加載，油壓大小為排氣壓力的1.1倍.P排=22 MPa,P油=1.1×P排=24.2 MPa.油壓按均布載荷作用于缸套表面.缸套施加載荷情況如圖4所示.

圖4 缸套施加載荷情況

2.3 有限元靜力分析

第四強(qiáng)度理論表達(dá)式為：

(1)

式中：σ為等效應(yīng)力；σ1為第一主應(yīng)力；σ2為第二主應(yīng)力；σ3為第三主應(yīng)力.

通過(guò)ANSYS有限元軟件分析計(jì)算，可得到Equivalent Stress應(yīng)變?cè)茍D和Equivalent Strain應(yīng)力云圖.當(dāng)缸內(nèi)壓力達(dá)到24.2 MPa時(shí)，缸套的等效應(yīng)變?cè)茍D和應(yīng)力云圖如圖5所示.

圖5 缸套在最大載荷下的等效應(yīng)變與應(yīng)力云圖

由圖5(a)應(yīng)變?cè)茍D可知，缸套外壁在最大載荷下的位移為0.015 4 mm；由圖5(b)應(yīng)力云圖可知，缸套最大等效應(yīng)力出現(xiàn)在臺(tái)肩處為248.9 MPa.安全系數(shù)取2.5，可計(jì)算出缸套材料QT600-3的應(yīng)力許用值[σ]=145 MPa，結(jié)合應(yīng)力云圖分析可知，在缸套臺(tái)肩處存在應(yīng)力集中現(xiàn)象，應(yīng)力超過(guò)了許用值.

2.4 有限元疲勞分析

受力分析可知，在壓縮機(jī)的工作過(guò)程中，缸套受到交變載荷的作用，足夠多的循環(huán)擾動(dòng)之后容易形成裂紋或者斷裂.可基于疲勞分析設(shè)計(jì)理論的總壽命法對(duì)缸套疲勞壽命進(jìn)行分析[4-5].QT600-3材料的S-N曲線如圖6所示.在靜力分析的基礎(chǔ)上，可對(duì)缸套進(jìn)行疲勞分析[4].缸套的疲勞分析結(jié)果如圖7所示.

圖6 QT600-3材料的S-N曲線

圖7 缸套的疲勞壽命與安全系數(shù)云圖

有限元分析結(jié)果顯示，缸套受循環(huán)變載荷作用時(shí)，整體上能夠滿足總壽命法的疲勞設(shè)計(jì)要求，但是在局部存在缺陷.對(duì)圖7分析可知：缸套臺(tái)肩處最大循環(huán)次數(shù)為89 004次，根據(jù)實(shí)際工況計(jì)算，缸套的壽命為15 d左右，與實(shí)際缸套斷裂的時(shí)間基本相符；局部的安全系數(shù)不滿足設(shè)計(jì)要求，存在設(shè)計(jì)缺陷，缸套的疲勞壽命達(dá)不到實(shí)際使用要求.

3 對(duì)缸套配合方式的優(yōu)化

基于ANSYS軟件對(duì)缸套進(jìn)行有限元分析可知，缸套的設(shè)計(jì)存在缺陷，不能保證其使用壽命.加大缸套壁厚，提高缸套強(qiáng)度，可以提高缸套的使用壽命，但是如果加大壁厚，缸體的結(jié)構(gòu)就會(huì)發(fā)生改變，機(jī)組的整體改動(dòng)較大，制造成本會(huì)提高，設(shè)計(jì)周期會(huì)變長(zhǎng)，不利于生產(chǎn).對(duì)原設(shè)計(jì)方案進(jìn)行靜力分析可知，缸套外壁在最大載荷下徑向位移為0.015 4 mm，缸套的最大徑向位移值小于單邊間隙(0.018～0.062 5 mm)，缸套外壁處于無(wú)約束狀態(tài)[6].因此，在不改變缸體結(jié)構(gòu)的前提下，將缸套外徑與缸體內(nèi)徑的配合方式由間隙配合改為過(guò)盈配合，配合公差由φ100H7/f8改為φ100H7/p6，過(guò)盈量在0.002～0.072 mm之間，利用缸體的內(nèi)壁對(duì)缸套進(jìn)行約束，可防止徑向位移，進(jìn)而避免臺(tái)肩處的應(yīng)力集中，提升缸套的使用壽命.針對(duì)這一改進(jìn)方案，再次進(jìn)行ANSYS有限元分析，以驗(yàn)證其合理性及可靠性[7].

缸套與缸體配合方式優(yōu)化前后的其他約束條件不變，并在添加約束條件時(shí)根據(jù)優(yōu)化后配合方式對(duì)缸套的外壁進(jìn)行固定約束，限制缸套的徑向位移.優(yōu)化后的分析結(jié)果如圖8所示.

圖8 配合方式優(yōu)化后的缸套等效應(yīng)力云圖與疲勞壽命云圖

由圖8(a)可知，改進(jìn)配合方式后缸套的整體應(yīng)力明顯降低[8]，雖然其臺(tái)肩處仍存在應(yīng)力集中現(xiàn)象，但是該處應(yīng)力遠(yuǎn)小于許用值，靜強(qiáng)度可滿足設(shè)計(jì)要求；由圖8(b)可知，缸套的疲勞壽命與載荷的循環(huán)次數(shù)相等，屬于無(wú)限壽命，能夠滿足實(shí)際工作要求.

4 結(jié) 論

(1)在原設(shè)計(jì)方案中，缸套的臺(tái)肩處存在應(yīng)力集中且應(yīng)力超過(guò)了許用應(yīng)力值，經(jīng)過(guò)一定時(shí)間的循環(huán)加載，損傷不斷積累會(huì)導(dǎo)致缸套的疲勞斷裂.

(2)基于ANSYS軟件對(duì)缸套進(jìn)行有限元計(jì)算，確定了缸套的斷裂原因.將原設(shè)計(jì)方案中缸套與缸體的間隙配合方式改為過(guò)盈配合，缸套的靜強(qiáng)度增大，疲勞壽命提升.

(3)在壓縮機(jī)產(chǎn)品設(shè)計(jì)過(guò)程中，針對(duì)零部件受到的交變載荷作用，在滿足材料靜強(qiáng)度要求的情況下，應(yīng)當(dāng)充分考慮其疲勞壽命.

參考文獻(xiàn):

[1] 郝 強(qiáng)，朱梅林.內(nèi)燃機(jī)氣缸套受沖擊載荷時(shí)的有限元分析[J].華中理工大學(xué)學(xué)報(bào)，1995,23(9):58-62.

[2] 馬慶鎮(zhèn)，姜樹(shù)李,郭晨海,等.基于有限元方法的YZ4DE柴油機(jī)氣缸套變形分析研究[J].內(nèi)燃機(jī)工程，2008,29(4)：59-63.

[3] 姜 玲.壓縮機(jī)氣缸套靜力有限元研究[J].煤 礦 機(jī) 械，2011，32(8)：73-75.

[4] 莫 麗，黃 崗,黃崇君,等.液氮泵內(nèi)缸套有限元強(qiáng)度與疲勞分析[J].石油機(jī)械，2012,40(9)：96-99.

[5] 張慶華，李宗義.基于ANSYS的BW380/8泥漿泵缸套有限元分析[J].河北省科學(xué)院學(xué)報(bào)，2015，32(2)：39-42.

[6] 杜玉浩，劉大鵬，柳海濤，等.基于有限元的某船用柴油機(jī)缸套變形分析[J].內(nèi)燃機(jī)與動(dòng)力裝置，2017，34(4)：49-52，63.

[7] 趙 斌.基于有限元技術(shù)氣缸套的模態(tài)分析與可靠性優(yōu)化[J].壓縮機(jī)技術(shù)，2006(5)：8-11.

[8] 焦 圳，蓋永慶，王曉冬，等.M型氧氣壓縮機(jī)氣缸套有限元分析及參數(shù)化設(shè)計(jì)[J].工具技術(shù)，2015,49(1):41-43.