高性能雙軟管隔膜泵曲軸可靠性設(shè)計(jì)

劉 樂(lè),曾 偉,寧 軒,段 捷,蔣 科

(1.航天推進(jìn)技術(shù)研究院,陜西 西安 710100;2.西安航天泵業(yè)有限公司,陜西 西安 710077)

0 引言

高性能隔膜泵具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、耐腐蝕性能好、運(yùn)行壓力高等優(yōu)勢(shì),是長(zhǎng)距離管道運(yùn)輸?shù)暮诵脑O(shè)施。在煤化工、礦山、冶金、電力、石油、建材及化工等行業(yè)中得到廣泛使用,尤其是在煤化工高壓、高可靠性固液兩相流的高壓工藝管道輸送領(lǐng)域。目前,煤化工領(lǐng)域輸送高壓水煤漿的雙軟管隔膜泵全部依賴進(jìn)口,成本很高?！冬F(xiàn)代煤化工“十四五”發(fā)展指南》中明確指出示范項(xiàng)目和工程化項(xiàng)目的國(guó)產(chǎn)化率不得低于85%,因此,開展高性能雙軟管隔膜泵的國(guó)產(chǎn)化研制意義重大。

曲軸是高性能雙軟管隔膜泵的重要零件,具有軸線不連續(xù),軸徑比大,結(jié)構(gòu)復(fù)雜等特點(diǎn),是將電機(jī)旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換為活塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)傳力的核心關(guān)鍵件[1]。在運(yùn)行過(guò)程中,長(zhǎng)期受到彎曲和扭轉(zhuǎn)交變載荷,其可靠性直接影響著隔膜泵整機(jī)的可靠性、經(jīng)濟(jì)性和使用壽命。隨著往復(fù)泵功率密度的不斷提升和強(qiáng)化,曲軸的工作條件愈加苛刻,由于其受力的復(fù)雜性,使用工況的不可預(yù)知性,曲軸的結(jié)構(gòu)可靠性分析在隔膜泵的設(shè)計(jì)和改進(jìn)過(guò)程中占有極其重要的地位。近年來(lái),曲軸在使用中遠(yuǎn)遠(yuǎn)不能達(dá)到設(shè)計(jì)壽命,多次出現(xiàn)斷裂事故,造成重大損失,運(yùn)行現(xiàn)場(chǎng)曲軸斷裂如圖1所示。因此,研究曲軸在實(shí)際工作過(guò)程中的受力和破壞機(jī)理理論,不僅會(huì)解決曲軸的結(jié)構(gòu)與長(zhǎng)壽命的問(wèn)題,降低曲軸帶來(lái)的風(fēng)險(xiǎn),還會(huì)使曲軸結(jié)構(gòu)得到優(yōu)化升級(jí)。

圖1 曲軸斷裂現(xiàn)場(chǎng)Fig.1 Fracturing of crankshaft

近年來(lái),對(duì)隔膜泵的研究主要集中于單隔膜泵,對(duì)高性能雙軟管隔膜泵的研究較少。研究方向也由小功率隔膜泵逐漸向大功率轉(zhuǎn)移[2-4]。學(xué)者們對(duì)大功率隔膜泵曲軸進(jìn)行多支撐、多約束點(diǎn)的結(jié)構(gòu)優(yōu)化及強(qiáng)度研究[5-8],也有學(xué)者對(duì)曲軸的疲勞強(qiáng)度、斷裂問(wèn)題進(jìn)行研究,并給出改進(jìn)措施建議[9-10]。這些工作對(duì)曲軸的研究具有一定的指導(dǎo)意義,但也存在不足之處,有些改進(jìn)設(shè)計(jì)增大了曲軸的尺寸,有些分析輸入載荷采用理論力學(xué),分析結(jié)果與實(shí)際受力存在一定差距。對(duì)于高性能雙軟管隔膜泵曲軸來(lái)說(shuō),由于空間要求更高,受力情況更復(fù)雜,因此,高效、高可靠性的曲軸研制意義重大。

1 曲軸方案設(shè)計(jì)

針對(duì)某大功率三缸高效隔膜泵國(guó)產(chǎn)化研制,設(shè)計(jì)了三曲拐三支撐曲軸系統(tǒng)。與相同尺寸下二支撐結(jié)構(gòu)相比,可承受更大活塞力,曲軸工作時(shí)受力狀態(tài)得到極大改善。隔膜泵運(yùn)行參數(shù)見表1,曲軸系統(tǒng)的三維模型如圖2所示。每個(gè)曲拐包括連桿、十字頭滑塊和活塞桿,十字頭滑塊為整體形式,保證了十字頭在滑塊內(nèi)的精準(zhǔn)運(yùn)行。為實(shí)現(xiàn)在轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)程中產(chǎn)生的慣性力和慣性力矩能得到較好的平衡,曲軸3個(gè)曲拐間錯(cuò)角為120°。曲軸主要受電機(jī)輸入的扭矩、連桿對(duì)曲軸的作用力和慣性力、曲軸自身的重力等。

表1 曲軸運(yùn)行參數(shù)Table 1 Operational parameters of crankshaft

圖2 曲軸系統(tǒng)三維模型Fig.2 3D model of crankshaft system

目前對(duì)于小功率二支撐危險(xiǎn)工況的研究成果很多,對(duì)于大功率的三支撐。由于受力狀態(tài)復(fù)雜,無(wú)法直接使用二支撐的經(jīng)驗(yàn)來(lái)確定三支撐的危險(xiǎn)工況,對(duì)曲軸進(jìn)行有限元強(qiáng)度計(jì)算與分析,確保曲軸的安全可靠性。

曲軸的設(shè)計(jì)綜合了支撐結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、材料選型、加工工藝、熱處理等,三維模型如圖3所示。為了增大徑向承載力,適應(yīng)變工況需求,支撐選用圓柱滾子軸承。圖4為對(duì)曲軸的軸承安裝進(jìn)行三維模擬,避免在曲拐點(diǎn)的安裝過(guò)程產(chǎn)生干涉,確保曲軸的裝配尺寸更合理,保證軸承能夠順利安裝。曲軸的加工采取鍛造結(jié)合數(shù)控精密加工的工藝方法,關(guān)鍵位置的尺寸和形位公差精度由精磨保證,曲拐位置的加工精度由數(shù)控精銑保證。

圖4 曲軸軸承安裝模擬Fig.4 Bear installing simulation of crankshaft

為了提高曲軸的強(qiáng)度及可靠性,曲軸材料采用高強(qiáng)度合金鋼鍛造而成,材料力學(xué)性能參數(shù)見表2。

表2 材料力學(xué)參數(shù)Table 2 Mechanical parameters of materials

2 曲軸靜力學(xué)分析

2.1 有限元網(wǎng)格劃分

對(duì)曲軸的分析采用有限元軟件Ansys,網(wǎng)格劃分采用三維十節(jié)點(diǎn)四面體Solid 187單元。由于曲軸的應(yīng)力集中一般存在于曲柄銷、主軸頸與曲柄的軸臺(tái)階過(guò)渡圓角處[11],對(duì)這些可能產(chǎn)生應(yīng)力集中的地方進(jìn)行局部網(wǎng)格加密,最終生成網(wǎng)格單元數(shù)為249 712,節(jié)點(diǎn)數(shù)為377 215。網(wǎng)格模型如圖5所示。

圖5 曲軸網(wǎng)格模型Fig.5 Grid model of crankshaft

2.2 邊界條件設(shè)置

曲柄處作用力:由于曲軸的形狀與載荷狀態(tài)復(fù)雜,為準(zhǔn)確獲得曲軸曲柄銷處的受力,采用運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真對(duì)曲軸進(jìn)行分析,得到了不同時(shí)刻不同點(diǎn)的受力情況。

在運(yùn)動(dòng)學(xué)分析中,活塞桿與滑塊之間建立3組滑動(dòng)摩擦副、拉桿與曲軸之間建立3組旋轉(zhuǎn)摩擦副,柱塞力由公式(1)計(jì)算,最大柱塞力為30 144 N,通過(guò)運(yùn)動(dòng)仿真得到曲軸三曲柄處的受力與扭矩狀況,如圖6和圖7所示。

圖6 三曲柄處受力Fig.6 Stress of three crankshaft

圖7 三曲柄處扭矩Fig.7 Torque of three crankshaft

柱塞力

Fd=πpD2/4

(1)

式中,p為活塞缸內(nèi)壓力;D為活塞直徑。

由于3個(gè)曲拐相差間角為120°,3個(gè)曲柄處受力相同,相位相差120°?？梢缘玫?第一曲拐31°、151°、271°這3個(gè)工況點(diǎn)載荷最大,對(duì)3個(gè)危險(xiǎn)工況進(jìn)行曲軸靜力學(xué)分析。

離心載荷:離心載荷通過(guò)施加轉(zhuǎn)速得到,變工況運(yùn)轉(zhuǎn)速度為21～49 rpm。轉(zhuǎn)速越高,離心力越大,所以離心載荷按照最高轉(zhuǎn)速49 rpm施加。

位移約束:曲軸為三拐三支撐結(jié)構(gòu),位移約束采用一端固定,其余端滑動(dòng)的結(jié)構(gòu)來(lái)模擬,固定端軸承處施加軸向、徑向、切向自由度,滑動(dòng)端軸承施加徑向、切向自由度。

重力載荷:對(duì)曲軸施加重力加速度為9.8 m/s2。

2.3 靜力學(xué)分析

依據(jù)上述載荷及約束條件,對(duì)曲拐31°、151°、271°這3個(gè)工況點(diǎn)進(jìn)行分析,最大等效應(yīng)力發(fā)生在曲軸第一曲柄轉(zhuǎn)角31°時(shí)。

曲軸的等效應(yīng)力與等效位移分布如圖8和圖9所示,最大等效應(yīng)力為120 MPa,位于第二曲柄右側(cè)圓角處,此時(shí)第二曲柄處于壓縮過(guò)程中。曲軸屈服極限為930 MPa,遠(yuǎn)大于曲軸等效應(yīng)力,曲軸強(qiáng)度安全系數(shù)為7.7,許用安全系數(shù)為2.2[11],曲軸靜強(qiáng)度設(shè)計(jì)余量較大。曲軸的變形量很小,最大等效位移為0.079 mm,位于第一曲柄右側(cè),滿足曲軸剛度設(shè)計(jì)要求。

圖8 曲軸等效應(yīng)力分布Fig.8 Equivalent stress distribution of crankshaft

圖9 曲軸等效位移分布Fig.9 Equivalent displacement distribution of crankshaft

2.4 振動(dòng)分析

由于曲軸在運(yùn)行過(guò)程中環(huán)境惡劣,承受著劇烈的交變載荷,所以不僅要對(duì)曲軸進(jìn)行強(qiáng)度校核,而且要對(duì)曲軸進(jìn)行振動(dòng)特性分析。

通過(guò)對(duì)曲軸自由狀態(tài)和帶有預(yù)應(yīng)力狀態(tài)進(jìn)行模態(tài)分析,得到曲軸的振動(dòng)頻率及振型,保證曲軸在運(yùn)行過(guò)程中不會(huì)發(fā)生共振現(xiàn)象。階次越低,振動(dòng)能量越大,造成的破壞越大,隨著階次的升高,振動(dòng)能量逐級(jí)遞減,因此本研究中分析前三階振動(dòng)特性。

采用BlockLanczos法進(jìn)行曲軸模態(tài)分析,圖10和圖11分別為曲軸自由狀態(tài)下和預(yù)應(yīng)力作用下的振動(dòng)頻率與振型。

圖11 預(yù)應(yīng)力下曲軸的振動(dòng)頻率與振型Fig.11 Vibration frequency and mode shape of crankshaft under prestress

由圖11可以看出,自由狀態(tài)下曲軸的前三階振型均為整軸彎曲,預(yù)應(yīng)力作用下相應(yīng)階次振動(dòng)頻率明顯升高,振動(dòng)狀態(tài)以曲軸局部彎曲為主,在主軸頸圓角處振動(dòng)變形較大。表3給出固有頻率統(tǒng)計(jì),由表3可知,2種狀態(tài)下,曲軸振動(dòng)頻率均遠(yuǎn)高于曲軸額定轉(zhuǎn)速下運(yùn)行頻率,曲軸具有良好的動(dòng)態(tài)特性,滿足振動(dòng)避開率要求,不會(huì)發(fā)生共振現(xiàn)象。

表3 前三階振動(dòng)頻率及振型統(tǒng)計(jì)Table 3 Statistics of vibration frequency and mode shape of prior three steps

2.5 疲勞強(qiáng)度校核

曲軸疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核是考慮軸的實(shí)際尺寸、彎距、集中應(yīng)力、表面狀態(tài)等因素,計(jì)算軸的危險(xiǎn)截面處的疲勞安全系數(shù),計(jì)算公式[11]為

(2)

式中,σ-1為對(duì)稱彎曲循環(huán)疲勞極限;σα為彎曲應(yīng)力幅,MPa;σm為彎曲平均應(yīng)力,MPa;Kσ為彎曲應(yīng)力集中系數(shù);ε為絕對(duì)尺寸影響系數(shù);ψα為彎曲折算系數(shù)。

對(duì)危險(xiǎn)截面處的疲勞安全系數(shù)進(jìn)行計(jì)算,材料參數(shù)σ-1為550 MPa,計(jì)算得到危險(xiǎn)截面處σα為52 MPa,σm為61 MPa,其余參數(shù)按照文獻(xiàn)[11]選取,Kσ為2.02,ε為0.65,ψα為0.14。通過(guò)計(jì)算得到危險(xiǎn)截面安全系數(shù)為3.2,許用安全系數(shù)為1.8,曲軸疲勞安全系數(shù)大于許用安全系數(shù),滿足設(shè)計(jì)要求。

3 結(jié)論

對(duì)所研制的高效能雙軟管隔膜泵三曲拐三支撐曲軸系統(tǒng)進(jìn)行可靠性設(shè)計(jì)與分析,根據(jù)動(dòng)力端運(yùn)動(dòng)仿真,得到曲軸危險(xiǎn)工況,結(jié)合運(yùn)動(dòng)學(xué)-動(dòng)力學(xué)的全流程分析,得到曲軸載荷分布,通過(guò)對(duì)危險(xiǎn)工況進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算,曲軸危險(xiǎn)工況強(qiáng)度安全系數(shù)為7.7,滿足標(biāo)準(zhǔn)要求;通過(guò)振動(dòng)分析,得到曲軸額定轉(zhuǎn)速運(yùn)行頻率遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于固有頻率,不會(huì)發(fā)生由振動(dòng)引起的破壞;對(duì)曲軸危險(xiǎn)截面疲勞強(qiáng)度校核表明,疲勞安全系數(shù)為3.2,滿足設(shè)計(jì)要求。目前,該曲軸系統(tǒng)已應(yīng)用于工程實(shí)際,并取得了良好的運(yùn)行效果,設(shè)計(jì)方法及分析手段為曲軸的可靠運(yùn)行提供有效的理論依據(jù)。