壓縮機(jī)曲軸振動性能分析

李昊越

摘 要：曲軸是壓縮機(jī)的重要部件。本文建立了曲軸的三維有限元模型，將活塞桿作用力轉(zhuǎn)換成面力施加到曲軸上，對曲軸進(jìn)行了靜力和動力分析，得到了曲軸的應(yīng)力和變形以及固有頻率和振型，對其強(qiáng)度、剛度和振動性能分析校核，在此基礎(chǔ)上，對曲軸結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)，在保證性能不變的情況下，可以減少曲軸質(zhì)量問題，降低工作過程的激振力及振動響應(yīng)。

關(guān)鍵詞：曲軸;振動;壓縮機(jī);有限元

0 引言

壓縮機(jī)是增加氣體壓力或輸送氣體的設(shè)備，曲軸形狀復(fù)雜，在工作中要承受周期性的扭轉(zhuǎn)和交變彎曲應(yīng)力，設(shè)計不當(dāng)嚴(yán)重時在工作中可能斷裂，進(jìn)而連帶造成其它零件破壞，最終導(dǎo)致整個壓縮機(jī)損壞。另外曲軸運(yùn)動過程中在動態(tài)載荷作用下會形成各種類型的振動，振動將以主軸為載體鏈傳遞到壓縮機(jī)其他部分，造成壓縮機(jī)的其余部分振動，使其噪聲大，直接造成其工作周期縮短，所以對曲軸進(jìn)行必要的靜力和動力學(xué)分析是提高壓縮機(jī)性能的關(guān)鍵步驟。

目前，有限元分析已成為研究曲軸動靜態(tài)性能主要手段，王瓊[1]運(yùn)用ANSYS分析軟件對軸系進(jìn)行了有限元分析，校驗了曲軸的安全可靠性，研究發(fā)現(xiàn)曲軸中較大的應(yīng)力主要集中在軸頸和曲柄連接處，以及曲柄和曲柄銷連接處。徐增金[2]等學(xué)者以某6列往復(fù)壓縮機(jī)為研究對象，使用ANSYS有限元軟件對一臺燒瓦且斷軸的原軸系和調(diào)整后的軸系依次進(jìn)行扭振的分析，對斷軸和燒瓦現(xiàn)象產(chǎn)生的原因進(jìn)行了研究。趙斌[3]對曲軸模態(tài)進(jìn)行了分析，得出曲軸前六個固有頻率和振型，對曲軸的結(jié)構(gòu)進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計以避免共振，從而達(dá)到達(dá)延緩曲軸的疲勞破壞、延長使用的目的。本文以氦氫壓縮機(jī)曲軸為研究對象，利用計算機(jī)有限元模擬ANSYS軟件對曲軸進(jìn)行靜力和振動分析，在此基礎(chǔ)上對曲軸進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計，以提高題其整體性能和使用壽命。

1 有限元模型

本文采用ANSYS軟件研究氮氫往復(fù)式壓縮機(jī)曲軸，曲軸基本參數(shù)如下：長度為5460mm，主軸頸直徑為280mm，曲柄銷直徑為290mm，材料為45號鋼，屈服極限大于355MPa，強(qiáng)度極限600MPa。

在建立曲軸三維模型時，在不影響分析結(jié)果的基礎(chǔ)上對模型做了簡化處理，主要體現(xiàn)在兩個方面：（1）簡化曲軸結(jié)構(gòu)中圓角和油孔。如果在曲軸三維建模時考慮圓角和油孔，會增加網(wǎng)格的密集程度，增加了時間成本，另一方面過多的細(xì)節(jié)反而讓結(jié)構(gòu)受力情況更復(fù)雜，影響計算的精準(zhǔn)度。（2）簡化所有螺栓孔，這主要是考慮到螺栓孔剛度在后期加裝螺栓后強(qiáng)度和剛度都會增大，而且簡化也規(guī)避了畸形網(wǎng)格的出現(xiàn)從而保證計算精度。上述簡化對有限元模態(tài)分析結(jié)果沒有影響，但可能會造成應(yīng)力計算結(jié)果的降低，但影響的僅僅是孔周圍的局部位置。另外在曲拐與主軸和軸頸鏈接等應(yīng)力集中的部位對網(wǎng)格進(jìn)行了細(xì)化。ANSYS軟件提供的網(wǎng)格劃分主要有自由網(wǎng)格劃分，映射網(wǎng)格劃分，拖拉、掃略網(wǎng)格劃分，由于曲軸形狀不規(guī)則，本文選用的是自由網(wǎng)格的方式。自由網(wǎng)格指的就是對單元的形狀無明確規(guī)定，最后得到的單元也不規(guī)則，這種方法自動化程度最高，它在面上（平面、曲面）可以自動生成三角形或四邊形網(wǎng)格。為提高計算精度，計算采用三維20節(jié)點等參實體單元，共劃分142653單元，231456個節(jié)點。

曲軸主機(jī)轉(zhuǎn)速n=333r/min，壓縮機(jī)曲軸功率3143kw，曲軸扭矩T=90137（N·m），將扭矩平均分配到六個曲拐，從而得出作用在曲軸一個曲拐上的力大小為8.33×104N，進(jìn)而可以得到作用在曲拐單位面積上的壓力大小為1.566MPa。曲軸底座與電機(jī)連接的平面上施加固定約束，軸承處施加鉸支撐，僅僅約束三個平移自由度，彎曲和旋轉(zhuǎn)的自由度不進(jìn)行約束。

2 數(shù)值模擬結(jié)果

首先對曲軸進(jìn)行了靜力分析，結(jié)果顯示最大Miss應(yīng)力為44.20，位于主軸頸的最外層，當(dāng)量應(yīng)力小于材料的許用應(yīng)力，強(qiáng)度滿足要求，曲軸最大位移為1.41mm，位于曲柄最外層，剛度也滿足要求。曲軸前5階固有頻率和振動形式在表1中給出?？闯銮S的第1階振型表現(xiàn)為第3 個曲拐的扭轉(zhuǎn)振動，振動頻率為72.264Hz，曲軸工作轉(zhuǎn)速為333r/min，小于臨界轉(zhuǎn)速，不會發(fā)生共振。

從前面的強(qiáng)度分析結(jié)果可以看出，曲軸最大當(dāng)量應(yīng)力遠(yuǎn)小于材料的許用應(yīng)力，所以可以在保證強(qiáng)度的條件下，對曲軸結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)，減少曲軸質(zhì)量，提高固有頻率，改進(jìn)其針對性能。

通過分析發(fā)現(xiàn)，曲拐背部的圓角對提高曲軸的振動性能非常重要，如果沒有上述的圓角過度，固有頻率將下降很多，接近工作轉(zhuǎn)速。但頂部圓角也不能過大，否則曲拐頂部的厚度太薄，傳遞扭矩的過程中會產(chǎn)生過大的應(yīng)力。所以曲拐結(jié)構(gòu)尺寸減小的空間已經(jīng)很小，通過減少曲拐質(zhì)量優(yōu)化曲軸振動性能不可行。唯一可調(diào)整的是曲柄銷，如果將曲柄銷改為空心，將會減輕曲軸的質(zhì)量，提高固有頻率，曲柄銷直徑為280mm，所以改進(jìn)方案將其改為空心，內(nèi)孔直徑200mm，對結(jié)構(gòu)修改后的曲軸重新進(jìn)行了網(wǎng)格劃分和分析，結(jié)果顯示最大Miss應(yīng)力為51.12MPa，前 5階固有頻率在表1中給出，第一階固有頻率71.411Hz，可以看出應(yīng)力和固有頻率都變化不大，除第1階略有下降外，其余階都有所增加，這主要是由于采用空心連桿軸頸，雖然剛度降低，但質(zhì)量減小，所以總體固有頻率基本不變。但連桿軸頸的質(zhì)量的降低，可以減小偏向質(zhì)量，使得曲軸在旋轉(zhuǎn)過程中激振力減小，從而降低振動的響應(yīng)，大大提高曲折的疲勞壽命。所以采用空心曲軸頸是改進(jìn)曲軸設(shè)計的有效手段。

3 結(jié)論

本文應(yīng)用有限元分析軟件ANSYS建立了曲軸的三維有限元模型，并進(jìn)行了曲軸的靜態(tài)強(qiáng)度分析和模態(tài)分析，研究了曲軸的靜態(tài)和動態(tài)特性，得到了應(yīng)力、變形、固有頻率和振型等結(jié)果，研究表明滿足強(qiáng)度和剛度要求。曲軸最低階固有頻率為72.264Hz，曲軸工作時不會發(fā)生共振。在此基礎(chǔ)上對曲軸進(jìn)行優(yōu)化、將曲柄銷由實心改為空心，改進(jìn)后的曲軸第一階固有頻率變化不大，但激振力大大降低，其動態(tài)性能得到很大提高，減少了工作時應(yīng)力的響應(yīng)，可以很大程度提高曲軸的疲勞壽命。同時曲軸的模態(tài)結(jié)果能夠用來預(yù)測壓縮機(jī)各部件之間的動態(tài)干擾的可能性，為改善壓縮機(jī)整體性能，提供了有效的依據(jù)。

參考文獻(xiàn)：

[1]王瓊.往復(fù)壓縮機(jī)曲軸強(qiáng)度分析[J].壓縮機(jī)技術(shù)，2014，（4）：10-14.

[2]徐增金，王世杰，李媛，往復(fù)壓縮機(jī)軸系扭振有限元分析[J].機(jī)械強(qiáng)度，2011，（33）：137-142.

[3]趙斌.壓縮機(jī)曲軸的有限元分析[J].壓縮機(jī)技術(shù)，2010，（3）：20-21.