大型乙烯壓縮機(jī)推力盤液壓拆裝力學(xué)分析與優(yōu)化

邵學(xué)博 孟繼綱 胡 永 李洪臣 李凱華

（沈陽鼓風(fēng)機(jī)集團(tuán)股份有限公司）

0 引言

推力盤是壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子設(shè)備的關(guān)鍵零部件之一，其核心作用是承載由氣動(dòng)載荷導(dǎo)致的轉(zhuǎn)子軸向推力，保障轉(zhuǎn)子運(yùn)行過程不會(huì)因軸向轉(zhuǎn)動(dòng)而導(dǎo)致轉(zhuǎn)定子碰磨問題。壓縮機(jī)推力盤的安裝形式可區(qū)分為鍵裝和過盈裝兩種，而本文所研究的是大型乙烯壓縮機(jī)液壓過盈安裝的推力盤。首先該類推力盤的優(yōu)勢在于液壓拆裝操作便捷，相比熱裝而言對軸損傷最小。同時(shí)相比鍵裝配，對轉(zhuǎn)子不平衡量的影響最小，同等鎖緊狀態(tài)下能夠承載更大的軸向載荷。

推力盤的過盈聯(lián)接方式與聯(lián)軸器的結(jié)構(gòu)和裝配方式類似，在調(diào)研中發(fā)現(xiàn)，黃振青針對錐套的液壓裝拆過盈聯(lián)接開展了機(jī)理性研究，整理了經(jīng)典的理論公式和算法，也是現(xiàn)代機(jī)械設(shè)計(jì)手冊中的常見公式[1]；韓旭東針對該理論應(yīng)用于實(shí)際算例，并提出了錐套的裝拆設(shè)計(jì)要點(diǎn)[2]；曾元伯探討了過盈液壓拆卸的工藝方法，并提出在剛度較大的位置，可輔助乙炔焊槍加熱減少拆卸阻力[3]；彭楚雄也對齒輪軸的過盈液壓拆裝角度進(jìn)行了探討[4]；王志濱等人針對汽輪機(jī)聯(lián)軸器的液壓裝配過程采用有限元法進(jìn)行模擬，確定了仿真的安裝油壓與實(shí)際的偏差在7%左右[5]；張慶舉等人針對艦船用物件聯(lián)軸器在扭矩和強(qiáng)度要求的前提下開展過盈量設(shè)計(jì)，采用厚壁圓筒理論計(jì)算接觸面的應(yīng)力與變形情況，并梳理了聯(lián)軸器的安裝工藝[6]。近年來不少學(xué)者也在探討該形式的聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)對產(chǎn)品實(shí)際運(yùn)轉(zhuǎn)產(chǎn)生的影響[7]。關(guān)于推力盤的安裝工藝和事故處理措施，相關(guān)學(xué)者也從加工工差的調(diào)整角度做了一系列研究[8-10]。

綜上所述，無論從理論角度還是有限元仿真角度，在談及拆卸時(shí)，各位學(xué)者提出了在30分鐘內(nèi)即可建立拆卸油膜壓力，且均未有對拆卸困難案例的詳細(xì)描述，然而在具體的推力盤設(shè)計(jì)和生產(chǎn)裝配中，仍然發(fā)現(xiàn)了一些新的問題。當(dāng)轉(zhuǎn)子推力盤所承載的軸向推力逐漸加大，過盈量的要求也逐漸變大。這對聯(lián)軸器的液壓拆裝帶來了一定的困難。本文從推力盤拆卸困難案例出發(fā)，從力學(xué)分析指標(biāo)角度定性分析其原因，并提出改進(jìn)的方法和思路，為同類液壓安裝結(jié)構(gòu)的拆裝優(yōu)化設(shè)計(jì)工作提供技術(shù)參考。

1 案例問題描述

所述的推力盤結(jié)構(gòu)如圖1 所示，與機(jī)械設(shè)計(jì)手冊上展示的結(jié)構(gòu)類似，錐形軸孔過盈配合形式，直徑過盈量δ的范圍為0.336～0.344mm，采用推薦的1:20 的錐度，擁有自卸功能（理論上拆卸時(shí)，加到給定壓便可達(dá)到自行脫離的要求），因加工成本考慮以及減少轉(zhuǎn)子的不平衡量因素，軸表面未設(shè)計(jì)排油槽（也是拆卸困難凸顯的主要因素之一）。在裝配現(xiàn)場首先進(jìn)行了裝拆試驗(yàn)，裝配和拆卸過程比較順利，但裝配和拆卸間隔僅5 分鐘左右。操作人員認(rèn)定推力盤結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)合理無拆卸困難現(xiàn)象。實(shí)際推力盤與軸的結(jié)構(gòu)中沒有排油槽。當(dāng)該推力盤裝配完畢且轉(zhuǎn)子完成了各類平衡試驗(yàn)后（約2天），再次拆卸時(shí)發(fā)生了軸孔一側(cè)漏油一側(cè)抱死，無法拆卸，即油膜壓力未搭建完全。由此針對該推力盤開展了一系列的仿真分析與研究工作。

圖1 推力盤結(jié)構(gòu)剖面示意圖Fig.1 Section diagram of thrust disk

2 相關(guān)理論與應(yīng)用

首先，針對推力盤的結(jié)構(gòu)進(jìn)行初步的探討，該類型的推力盤結(jié)構(gòu)上可以分為三個(gè)區(qū)域，如圖1 中所示的盤體區(qū)域、小徑側(cè)外伸端以及大徑側(cè)外伸端，軸孔內(nèi)的中部開孔可簡稱為油槽。從結(jié)構(gòu)上可以明顯的看出，盤體區(qū)域的剛性要遠(yuǎn)遠(yuǎn)高于外伸端的剛性，故當(dāng)均布油壓施加于推力盤軸孔區(qū)域，如若不存在油槽，那么軸孔的徑向變形形式如圖2 所示。所以油槽是非常利于裝拆的附加結(jié)構(gòu)，使推力盤軸孔最難漲開的區(qū)域與軸無接觸關(guān)系，從而降低裝拆油壓。

圖2 無油槽推力盤軸孔變形曲線Fig.2 Shaft hole deformation curve of thrust disk without oil groove

其次，機(jī)械設(shè)計(jì)手冊上的理論算法[11]依據(jù)過盈裝部件工作時(shí)的承載功能性要求，提出了最小過盈值和拆裝油壓的計(jì)算方法。但計(jì)算的結(jié)構(gòu)形式是不含油槽的?？梢韵壤迷摾碚撨M(jìn)行計(jì)算，輔以該推力盤在去除油槽結(jié)構(gòu)下的仿真分析作為參考，比對二者的差異性。具體的公式推導(dǎo)和計(jì)算過程在機(jī)械設(shè)計(jì)手冊和其它參考文獻(xiàn)中[12]而不再贅述，本文僅針對關(guān)鍵公式和結(jié)果進(jìn)行說明。

安裝的液壓壓力P為：

式中，df為推力盤孔內(nèi)徑；Ca和Ci為機(jī)械設(shè)計(jì)手冊中規(guī)定的與包容件內(nèi)外徑相關(guān)聯(lián)的系數(shù)，本例中分別為2.425 和0.7，Ea和Ei為推力盤和軸的彈性模量，本例中為彈性模量為200GPa。

計(jì)算后的液壓安裝壓力P為96MPa。有限元仿真分析后的安裝油壓為85MPa，偏差主要因素是外伸端的影響，理論計(jì)算保守考慮的為外伸端外徑與盤體一致的條件。

如果推力盤考慮油槽，那么假定油壓需要漲開的只是外伸端區(qū)域的過盈量，此時(shí)的Ca由2.425 變?yōu)?.862，理論計(jì)算后的油壓為28.5MPa，而經(jīng)由有限元仿真計(jì)算的安裝油壓為72MPa，并由現(xiàn)場進(jìn)行了驗(yàn)證，證實(shí)在70MPa 左右的油壓情況下安裝到位，證實(shí)了油槽的降油壓效果。此時(shí)的理論簡化模型，盤體區(qū)域的過盈需求雖然被油槽去除，但是剛性的影響依然明顯，理論計(jì)算的方法已經(jīng)無法預(yù)估安裝壓力，誤差過大也無法為設(shè)計(jì)提供借鑒意義，此時(shí)的有限元仿真就更具參考價(jià)值。

3 有限元仿真分析與討論

初步從機(jī)理上預(yù)估了推力盤拆卸困難，開展有限元仿真，從液壓導(dǎo)致的軸孔變形角度展開來描述和復(fù)現(xiàn)拆卸過程大徑側(cè)漏油的實(shí)際過程。首先針對案例推力盤搭建三維仿真有限元模型，在ANSYS中采用高精度六面體單元Solid186進(jìn)行網(wǎng)格剖分，如圖3所示，為提升計(jì)算效率，采用1/4 的對稱模型，截面邊界施加對稱約束。推力盤材料為高強(qiáng)度不銹鋼，彈性模量200GPa，泊松比0.3，屈服強(qiáng)度為735MPa。在油槽區(qū)開始施加內(nèi)壁壓力模擬油壓直至油槽兩側(cè)達(dá)到設(shè)計(jì)過盈量。

圖3 推力盤有限元網(wǎng)格模型圖Fig.3 Finite element mesh model of thrust disk

當(dāng)油槽內(nèi)油壓使軸孔達(dá)至過盈值，如圖4 所示，在加壓過程中，大徑側(cè)先達(dá)到了設(shè)計(jì)過盈值，根據(jù)計(jì)算小徑側(cè)需要達(dá)到該油壓的1.15倍才能漲開。而此時(shí)油壓向大徑側(cè)流入，分階段模擬油壓流入后的軸孔變形情況，經(jīng)有限元分析后的軸孔變形曲線如圖5 所示。圖5 所示的大徑側(cè)三條曲線自下而上分別為液壓油流入大徑側(cè)后5mm、10mm、15mm 時(shí)的軸孔徑向變形情況，可知當(dāng)油壓進(jìn)入大徑側(cè)一半時(shí)整個(gè)軸孔已經(jīng)達(dá)到了漲開條件，此時(shí)大徑側(cè)開始漏油，而小徑側(cè)變形仍然未達(dá)到設(shè)計(jì)過盈值，液壓油無法流入。

圖4 推力盤軸孔徑向變形云圖Fig.4 Radial deformation diagram of shaft hole

圖5 推力盤軸孔徑向變形曲線Fig.5 Shaft hole radial deformation curve

為了排除應(yīng)力超標(biāo)導(dǎo)致的塑性變形因素，特針對安裝工況和拆卸工況下的應(yīng)力進(jìn)行計(jì)算，由圖6和圖7可知，推力盤在安裝和拆卸工況下的最大等效應(yīng)力分別為684MPa 和558MPa，小于材料的屈服強(qiáng)度，拆裝過程的變形為彈性變形。

圖6 推力盤安裝工況下的等效應(yīng)力云圖Fig.6 Equivalent stress under assembly case

圖7 推力盤拆卸工況下的等效應(yīng)力云圖Fig.7 Equivalent stress under disassembly case

4 結(jié)構(gòu)優(yōu)化與性能評估

初步判定漏油是由于油槽兩側(cè)液壓油沒有同時(shí)向兩側(cè)走油導(dǎo)致的，故以油槽兩側(cè)同時(shí)漲開走油作為推力盤結(jié)構(gòu)的優(yōu)化的方向，開展結(jié)構(gòu)優(yōu)化分析。調(diào)整推力盤的局部結(jié)構(gòu)剛度，使得油槽兩側(cè)的變形協(xié)調(diào)，并同時(shí)達(dá)到漲開條件。同時(shí)針對安裝工況下應(yīng)力偏高的情況，綜合推力余量充足前提下（后續(xù)還針對最終優(yōu)化后結(jié)構(gòu)開展了推力能力評估），降低過盈量以降低安裝油壓。最終優(yōu)化后的結(jié)果如圖8 所示。表1 所示為推力盤優(yōu)化前后的力學(xué)指標(biāo)比對，可以看出優(yōu)化后的推力盤各項(xiàng)指標(biāo)明顯得到了提升。

圖8 優(yōu)化后推力盤結(jié)構(gòu)剖面示意圖Fig.8 Section diagram of optimized thrust disk

表1 推力盤優(yōu)化前后的力學(xué)指標(biāo)比對Tab.1 Comparison of thrust disk before and after optimization

優(yōu)化后的推力盤需要針對其推力承載能力進(jìn)行評估，根據(jù)本例推力盤的工作轉(zhuǎn)速為4800r/min，優(yōu)化后的最小直徑過盈值為0.291mm。在ANSYS 中對其開展接觸非線性分析，提取接觸反力，并結(jié)合公式進(jìn)行軸向推力計(jì)算，其中摩擦系數(shù)根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊中的建議值選取為0.125，最終計(jì)算的承載最大軸向推力為4100kgf，而該壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子所需的軸向推力為1900kgf，優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)承載推力的性能滿足設(shè)計(jì)要求。圖9 所示為考慮了軸向推力、轉(zhuǎn)速以及最小過盈條件計(jì)算后軸與推力盤的接觸狀態(tài)云圖，可知推力盤在實(shí)際運(yùn)行中不會(huì)發(fā)生松脫。

圖9 工作狀態(tài)下的推力盤與軸接觸狀態(tài)云圖Fig.9 Plot of contact state between thrust disk and shaft under operation case

推力盤優(yōu)化完成后在現(xiàn)場進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證，順利通過了拆裝試驗(yàn)。同時(shí)在后續(xù)的產(chǎn)品研發(fā)過程中，針對多臺同類型推力盤產(chǎn)品采用同樣的優(yōu)化手段，解決了多臺現(xiàn)場液壓拆裝困難的問題。也進(jìn)一步的驗(yàn)證了本方法的合理性。

5 結(jié)論

本文針對大型乙烯壓縮機(jī)推力盤液壓拆裝過程開展力學(xué)分析，并對拆卸困難原因從力學(xué)角度進(jìn)行了初步判定。依據(jù)油槽兩端變形同時(shí)達(dá)到設(shè)計(jì)過盈條件的目標(biāo)開展推力盤結(jié)構(gòu)優(yōu)化，同時(shí)對推力盤的承載推力的功能性進(jìn)行判別，最終順利的解決拆卸漏油問題，并在多臺現(xiàn)場同類問題中得以驗(yàn)證。該分析方法和問題解決路線為此類推力盤的液壓拆裝設(shè)計(jì)提供了借鑒，能夠進(jìn)一步的提升壓縮機(jī)推力盤的設(shè)計(jì)質(zhì)量，具有一定的參考價(jià)值。