大型往復(fù)壓縮機(jī)十字頭數(shù)值分析

馬瑞紅，于曉昆，王云超，高劍彬

(沈陽(yáng)鼓風(fēng)機(jī)集團(tuán)往復(fù)機(jī)有限公司，遼寧 沈陽(yáng) 110869)

1 引言

往復(fù)活塞壓縮機(jī)是用來提高氣體壓力的通用機(jī)械，廣泛應(yīng)用于石油、化工等領(lǐng)域。在往復(fù)式活塞壓縮機(jī)中，十字頭組件是往復(fù)壓縮機(jī)的重要組成部分，是連接連桿與作往復(fù)運(yùn)動(dòng)的活塞桿的重要零件，它將曲軸回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換成活塞的往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)，它具有導(dǎo)向作用，影響到整個(gè)壓縮機(jī)能否平穩(wěn)、安全的運(yùn)行。在壓縮機(jī)開發(fā)過程中，需要保證十字頭體的強(qiáng)度，剛度，從而保證壓縮機(jī)組可靠運(yùn)行。對(duì)于傳統(tǒng)的設(shè)計(jì)方法，根據(jù)理論知識(shí)和工程設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)經(jīng)過不斷地選擇、試算、分析、校核，直到達(dá)到設(shè)計(jì)要求為止。這樣的設(shè)計(jì)過程繁瑣，難度大，設(shè)計(jì)質(zhì)量難以保證。本文將以十字頭為研究對(duì)象，采用有限元計(jì)算方法進(jìn)行十字頭強(qiáng)度分析。使其能夠達(dá)到降低設(shè)計(jì)難度，提高設(shè)計(jì)效率等多重目的。

本文在充分考慮各種工況的基礎(chǔ)上，采用SolidWorks進(jìn)行三維模型繪制并使用有限元分析軟件ANSYSWorkbench對(duì)十字頭進(jìn)行有限元分析計(jì)算，從而確認(rèn)十字頭的設(shè)計(jì)是否滿足機(jī)組受力的要求；考慮十字頭與滑道的裝配間隙，對(duì)十字頭進(jìn)行了溫升變形分析，其結(jié)果數(shù)據(jù)為設(shè)計(jì)十字頭與滑道的間隙值設(shè)計(jì)提供理論依據(jù)。

2 十字頭強(qiáng)度有限元分析

2.1 實(shí)體建模

(1)十字頭體(銷)組合件，包含十字頭體、十字頭銷及連桿體的一部分，考核十字頭體、十字頭銷及銷孔處的強(qiáng)度。

(2)壓力體組合件，包含十字頭體、活塞桿、緊固螺母、擰入環(huán)、止推環(huán)、壓力體，考核十字頭體與活塞桿連接部位的強(qiáng)度。

2.2 材料特性

以十字頭組件和壓力體組件為研究對(duì)象，室溫下各材料性能數(shù)據(jù)見表1。

表1 材料性能數(shù)據(jù)

2.3 單元類型及網(wǎng)格劃分

所有零部件采用六面體實(shí)體網(wǎng)格進(jìn)行劃分，對(duì)部分倒角等易引起應(yīng)力集中的部位進(jìn)行局部網(wǎng)格細(xì)化。十字頭體組合件網(wǎng)格劃分如圖1所示，共有237948個(gè)節(jié)點(diǎn)、121210個(gè)單元；壓力體組合件網(wǎng)格劃分如圖2所示，共有291566個(gè)節(jié)點(diǎn)、163580個(gè)單元。

圖1 壓力體體網(wǎng)格劃分

圖2 十字頭體(銷)網(wǎng)格劃分

2.4 接觸分析

本文中十字頭組件及壓力體組件由較多零件組成，所以一個(gè)值得重視的問題是接觸對(duì)的設(shè)置和定義。十字頭組件定義2對(duì)接觸對(duì)，即十字頭銷與連桿、十字頭銷與十字頭體；壓力體組件定義4對(duì)接觸對(duì)，即緊固螺母與十字頭、壓力體與緊固螺母柱面、擰入環(huán)與十字頭柱面、活塞桿與壓力體，對(duì)各接觸對(duì)定義面面接觸。

2.5 載荷與約束

2.5.1 十字頭體部件載荷與約束

十字頭將曲軸的回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換成活塞往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)。十字頭受到綜合活塞力Fp和側(cè)向力N的作用，十字頭受力如圖3所示。

圖3 十字頭受力示意圖

在連桿體后端面施加Fcomb/4的拉力，約束裝配體剖分面的法向位移和十字頭體端面的軸向位移。

2.5.2 壓力體部件約束與載荷

采用以下3個(gè)步驟進(jìn)行有限元分析：

步驟1 十字頭壓力體打壓150 MPa：約束1/4對(duì)稱面的法向位移和十字頭銷孔的軸向位移，在壓力體處施加150 MPa壓力。通過計(jì)算得到打壓時(shí)緊固螺母與十字頭分離的位移量。其計(jì)算結(jié)果用于以下2步的計(jì)算。

步驟2 活塞桿受拉：約束1/4對(duì)稱面的法向

位移和十字頭銷孔的軸向位移；活塞桿頭部端面施加活塞桿力Frsl/4，緊固螺母與十字頭間施加步驟1計(jì)算出的分離位移量。

步驟3 活塞桿受拉：約束1/4對(duì)稱面的法向位移和十字頭銷孔的軸向位移；活塞桿頭部端面施加活塞桿力-Frsl/4，緊固螺母與十字頭間施加過程1計(jì)算出的分離位移量。

2.6 應(yīng)力計(jì)算結(jié)果

十字頭體(銷)裝配體及各零件在極限載荷下最大主應(yīng)力計(jì)算結(jié)果見表，第一主應(yīng)力分布云圖見圖4～7。

圖4 裝配體第一主應(yīng)力云圖

圖5 十字頭體第一主應(yīng)力云圖

圖6 連桿體第一主應(yīng)力云圖

圖7 十字頭銷第一主應(yīng)力云圖

由以上受力云圖可知，十字頭體最大受力為124.75 MPa，連桿體的最大受力為88.13 MPa，十字頭銷的最大受力為95.09 MPa出現(xiàn)在中間部分的油孔邊緣。

2.7 壓力體部件計(jì)算結(jié)果

2.7.1 打壓狀態(tài)計(jì)算結(jié)果

(1)位移計(jì)算結(jié)果

打壓150 MPa時(shí)十字頭組件的位移結(jié)果見圖8。

圖8 十字頭體裝配體位移云圖

由以上結(jié)果云圖可知，壓力體打壓狀態(tài)下，緊固螺母與十字頭分離的位移量為1 mm。

(2)應(yīng)力計(jì)算結(jié)果

壓力體組件及活塞桿受力情況詳見圖9、10。

圖9 裝配體等效應(yīng)力云圖

圖10 塞桿第一主應(yīng)力云圖

2.7.2 活塞桿受拉應(yīng)力計(jì)算結(jié)果，如圖11、12

圖11 裝配體等效應(yīng)力云圖

圖12 塞桿第一主應(yīng)力云圖

2.7.3 活塞桿受壓拉應(yīng)力計(jì)算結(jié)果，如圖13、14

圖13 裝配體等效應(yīng)力云圖

圖14 活塞桿第一主應(yīng)力云圖

由以上受力結(jié)果云圖可知，活塞桿在各狀態(tài)下的平均應(yīng)力小于材料屈服極限。十字頭體和活塞桿前端，中部的接觸處以及力傳遞路程中的 止推環(huán)、十字頭體、緊固螺母、壓力體等部件，不論在拉伸還是在壓縮工況下，沿十字頭軸線方向X方向的應(yīng)力均表現(xiàn)為負(fù)值，即處于壓縮狀態(tài)。同時(shí)也說明該活塞桿在整個(gè)工作過程中受制于預(yù)緊力，始終處于拉伸狀態(tài)。

3 十字頭溫升計(jì)算

十字頭組件與機(jī)身滑道的間隙需滿足壓縮機(jī)正常運(yùn)行時(shí)在摩擦副之間形成穩(wěn)定油膜。當(dāng)十字頭組件與機(jī)身滑道所屬組件溫升不同步的情況下，十字頭組件受潤(rùn)滑油供油溫度影響 快速達(dá)到40 ℃時(shí)，滑道所屬組件受環(huán)境溫度影響仍處于較低溫度甚至接近環(huán)境溫度，此時(shí)啟動(dòng)壓縮機(jī)只考慮正常摩擦熱對(duì)間隙值的影響已不能滿足實(shí)際運(yùn)行需求，還須考慮因十字頭熱膨脹對(duì)間隙值的影響。通過計(jì)算十字頭在一定溫升下的變形情況，從而為設(shè)計(jì)十字頭與機(jī)身滑道間隙值提供理論依據(jù)。

3.1 實(shí)體建模

以十字頭體本身為研究對(duì)象，在三維繪圖軟件solidworks中進(jìn)行實(shí)體建模，建模過程中簡(jiǎn)化不影響計(jì)算結(jié)果的零件細(xì)小尺寸，以便減少計(jì)算資源。

3.2 單元類型及網(wǎng)格劃分

選用六面體實(shí)體網(wǎng)格進(jìn)行劃分，并對(duì)網(wǎng)格大小進(jìn)行控制。十字頭體件網(wǎng)格劃分如圖15所示，共有177442個(gè)節(jié)點(diǎn)、116687個(gè)單元。

3.3 溫升變形計(jì)算

這里我們只考慮溫度變化對(duì)十字頭體變形的影響。對(duì)十字頭體施加40 ℃的+溫升，觀察十字頭體在此溫升下的變形情況。考慮十字頭體與機(jī)身的間隙值計(jì)算為設(shè)計(jì)中的關(guān)鍵環(huán)節(jié)，所以我們只看豎直方向的變形。

由圖16可以看出：十字頭體豎直方向最大變形在十字頭體上下兩側(cè)，最大變形量為0.157 mm，總膨脹量為0.32 mm。

圖16 十字頭溫升計(jì)算結(jié)果

4 結(jié)論

從以上結(jié)果云圖，分析得到：

(1)十字頭體材料為ZG270-500，材料的屈服極限為270 MPa，由十字頭體(銷)應(yīng)力云圖可知，各截面平均應(yīng)力均低于80 MPa，屈服安全系數(shù)高于2.8，因此十字頭體強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。

(2)十字頭體銷座過渡圓角處，在拉、壓兩種工況下呈現(xiàn)應(yīng)力集中現(xiàn)象，從應(yīng)力分布圖得出十字頭銷最大主應(yīng)力σ1=95.09 MPa，出現(xiàn)在中間部分的油孔邊，滿足強(qiáng)度設(shè)計(jì)規(guī)范要求。

(3)十字頭體和活塞桿前端，中部的接觸處以及力傳遞路程中的 止推環(huán)、十字頭體、緊固螺母、壓力體等部件，不論在拉伸還是在壓縮工況下，沿十字頭軸線方向X方向的應(yīng)力均表現(xiàn)為負(fù)值，即處于壓縮狀態(tài)。同時(shí)也說明該活塞桿在整個(gè)工作過程中受制于預(yù)緊力，始終處于拉伸狀態(tài)。

(4)活塞桿在各狀態(tài)下的應(yīng)力小于材料屈服極限，滿足強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。

(5)由于十字頭與機(jī)身滑道間隙值是壓縮機(jī)設(shè)計(jì)過程中的重要參數(shù)，這里計(jì)算十字頭溫升變形結(jié)果可為間隙值的確定提供理論依據(jù)。