ZW型液化石油氣壓縮機曲軸仿真分析與設計

范恒亮++周毅鈞++侯克邦++楊丙雪

摘要：曲軸是活塞式壓縮機的關鍵零部件之一，對壓縮機曲軸的疲勞強度進行準確的分析可以極大地提高壓縮機的運行可靠性。以ZW-0.8/10-16風冷立式雙缸單作用液化石油氣壓縮機為例，首先利用Solidworks軟件建立了曲軸的三維模型，接著通過對壓縮機曲軸的有限元分析，得到了曲軸疲勞破壞的危險點。最后利用ANSYS軟件建立優化模型并對優化后的曲軸強度進行了驗證。結果表明，有限元法可以較準確地對曲軸進行疲勞分析，進而對曲軸的設計和改進提供理論依據。

關鍵詞：活塞式壓縮機；曲軸；有限元；優化

中圖分類號：文獻標志碼：A

文章編號：1672-1098（2015）01-0000-00

曲軸是活塞式壓縮機的重要部件之一，其主要作用是將電機的回轉運動轉變為活塞在氣缸內的往復運動。隨著石油化工、化肥、煉油、天然氣等能源工業的發展，要求往復壓縮機更趨大型化和高參數化并適應變工況運行[1]。如何保證曲軸等關鍵零部件的性能與壽命，防止曲軸失效甚至斷裂事故的發生，成為設計的核心問題[2]。

ZW-08/10-16型壓縮機的曲軸采用的是整體式曲拐軸，該機型主要技術性能參數如表1所示。曲軸在工作時，工況惡劣，承受拉、壓、剪切、彎曲、扭轉的交變復合負載[3]。壓縮機工作時，曲軸會產生彎曲和扭轉，這就會引起曲軸疲勞失效，而曲軸一旦失效，就可能影響整臺壓縮機的運作。因此，較準確地得到曲軸所受應力與變形的大小對于曲軸的設計和優化，具有重要的指導意義[4]。

表1壓縮機主要技術性能參數

型號ZW-08/10-16

主要壓縮介質液化石油氣

公稱容積流量/（m3·min-1）08

轉速/ （r·min-1）550

吸氣壓力/MPa10

排氣壓力/MPa16

吸氣溫度/℃≤50

排氣溫度/℃≤110

1壓縮機運動機構簡介

11運動機構簡介

ZW-08/10-16型壓縮機機構簡圖如圖1所示。在曲軸箱內安裝雙拐曲軸，在曲軸的兩端裝有平衡鐵，利用滾子軸承對曲軸進行固定，并在其長端裝有油封及大皮帶輪。連桿裝在曲軸拐上，連桿與曲拐結合處，裝有特殊合金的大頭瓦。連桿小頭是通過十字頭銷與裝在中體滑道內的十字頭連接。十字頭上部裝有活塞桿，活塞桿的上部裝有一級活塞或二級活塞，在活塞上裝有活塞環和導向環。當電機帶動壓縮機運轉時，曲軸會帶動連桿擺動，連桿通過十字頭帶動活塞在氣缸內作往復運動，活塞的一個工作周期要完成吸氣、壓縮 、排氣和膨脹四個工作過程。

1. 軸承；2. 平衡塊；3. 曲軸； 4. 連桿；5. 十字頭；6. 活塞桿；7. 活塞部件；8. 大帶輪

圖1ZW型壓縮機機構簡圖

2曲柄的受力分析和理論計算

21運動分析

ZW型壓縮機曲柄連桿機構運動簡圖如圖2所示[5]。

圖2ZW型壓縮機曲柄連桿機構運動簡圖

由曲柄連桿機構運動規律可得式（1）

x=r[（1-cos α）+λ4（1-cos 2α）]（1）

式中：x為活塞中心點到外止點的距離，m；r為曲柄半徑，m；α為曲柄轉角，（°）；β為連桿擺角，即氣缸中心線與連桿中心線之間的夾角，（°）；λ為曲柄半徑與連桿半徑之比，對此壓縮機取1/4。

對（2）式求二次導，可得活塞加速度

α=rω2（cos α+λcos 2α）（2）

22曲軸主要作用力的理論計算

為使受力分析簡便，對曲軸的受力情況先作如下簡化：①對于雙支承曲軸，作為軸承對曲軸的彈性支承考慮；②將連桿對曲軸的作用力集中作用在曲柄銷中點處考慮；③不考慮曲軸自重。

曲軸在工作過程中，連桿大頭端會對曲軸銷產生作用力FL，FL是曲軸在工作過程中，活塞傳遞的氣體力與往復運動質量的慣性力合成的結果。

1） 往復慣性力

F1=（mp+mr）a=mprω2（cos α+λcos 2α）（3）

式中：mp為往復運動部件質量，kg；mr為不平衡的旋轉質量，kg；ω為曲柄角速度，rad/s。

2） 綜合活塞力

F′P=FP+FI（4）

式中：FP為氣體力，N。

3） 曲柄銷作用力

由圖2可知，曲柄銷作用力FL為綜合活塞力沿連桿中心線方向的分量，可得式 （5）

FL=F′p/cos α（5）

FL可以分解為兩個方向的力，即垂直于曲柄的切向力FT和沿曲柄半徑方向的法向力FR[6]。由三角關系可得式 （6） 、（7）。

FT=F′Psin（α+β）cos β（6）

FR=F′Pcos（α+β）cos β（7）

FT和FR的大小和方向隨曲軸轉角α的變化而變化，當切向力與曲軸旋轉方向相反時，FT為正值；當法向力由內向外指向時，FR為正值。

23帶輪壓軸力

ZW型壓縮機傳動方式采用帶傳動，帶輪作用在曲軸上的力Fr，可按 （8）式計算。

Fr=2F0zsin α1（8）

式中：F0為單根V帶初張緊力，N；z為帶的根數；α1為帶輪包角，（°）。其中

F0=500PNvz（2.5k-1）+qv2（9）

式中：v為帶的線速度，m/s；PN為帶傳動的功率，W；k為包角系數；q為帶單位長度的質量，kg/m。

3基于ANSYS軟件的曲軸有限元分析

31曲軸參數屬性

該曲軸為雙列滾子軸承支承，主軸頸直徑為60 mm，連桿軸頸直徑為62 mm，曲軸總長458 mm。該曲軸采用的材料為45碳素結構鋼，其材料力學性能[7]如表2所示。endprint

表2曲軸材料特性

屬性名稱數值

彈性模量/（N·m-3 ）205×1011

泊松比29

抗剪模量/（N·m-2 ）80×1010

質量密度/（kg·m-3 ）7 850

張力強度/（N·m-2 ）625×108

屈服強度/（N·m-2 ）53×108

32施加載荷和約束

根據理論計算和實際經驗可知：當壓縮過程結束時，曲軸所受的應力和變形最大，即當活塞處于上止點位置時曲軸所受的綜合作用力達到最大值。因此，對曲軸進行受力分析求最大值時，只需考慮在上止點位置時的受力狀況即可[8]。

曲軸的約束主要靠曲軸兩端的滾子軸承，軸承會對曲軸產生支持力，可將軸承對曲軸的支承作為彈性支承考慮，對于該型號壓縮機，取彈簧剛度k的值為15。

33網格的選取和劃分

利用Solidworks軟件建立曲軸的三維模型，并導入ANSYS Workbench[9]中。曲軸結構相對比較簡單，屬于幾何形狀規格，所以采用六面體為主劃分網格，為提高精度，并設置coarse為60。雙拐曲軸有限元網格模型如圖3所示。

圖3雙拐曲軸的有限元網格模型

34分析結果和數據分析

曲軸的等效應力分布如圖4所示，曲軸實際工況下應力主要集中在曲軸銷與曲柄的連接處，其最大應力為422 MPa，小于曲軸的屈服極限530 MPa，因此，該曲軸強度符合工況要求。但工作周期過長會對曲軸造成疲勞破壞。對于上述應力集中區域，可以考慮對曲軸銷與曲柄連接進行適當的處理，如增加凸臺，實行過度圓弧、改變曲軸銷直徑尺寸，實現降低應力的作用[10]。

圖4曲軸的等效應力分布圖

4曲軸的優化

41優化模型建立

基于應力集中對曲軸造成的損壞考慮，定義凸臺高度、過渡圓弧半徑以及曲軸銷直徑為輸入參數，最大應力為輸出參數，對曲軸進行優化設計分析。仿真結束后，可得出凸臺高度、過渡圓弧半徑、曲軸銷直徑對應力的影響關系曲線，如圖5所示。從圖5中可以看出DS-3的影響最大。

各參數對等效應力的影響

圖5凸臺高度、過渡圓弧半徑、曲軸銷直徑對應力的影響

42優化結果及結果分析

利用ANSYS軟件對重新加載輸入參數曲軸的等效應力進行分析，等效應力分布如圖6所示，通過優化結果可得，優化后的最大應力為371 MPa。因此，實際工況下，適當增加曲軸銷與曲柄連接處凸臺、選用適當的過渡圓弧半徑與曲軸銷直徑將會減小曲軸應力，降低應力集中。而單一的增加凸臺高度對降低應力沒有多大影響，主要因素為過渡圓弧半徑與曲軸銷直徑。當過渡圓弧半徑不變時，曲軸銷直徑越大，應力就會越小。當曲軸銷直徑不變時，過渡圓弧半徑越小，應力也會越小。這樣就大大減小了曲軸工作過程中的疲勞破壞，進而增加了曲軸的壽命周期。

圖6重新加載輸入參數曲軸的等效應力圖

5結論

1） 為了驗證曲軸的強度和剛度是否滿足要求，首先利用Solidworks軟件建立曲軸的實體模型，然后導入ANSYS軟件對曲軸進行靜力分析，得到曲軸的應力分布云圖，并進行了數據分析。

2） 通過對ZW-08/10-16型壓縮機的曲軸在變工況條件的進行理論計算和有限元分析，確定其危險截面部位，為優化方案的提出提供了依據。

3） 根據靜力分析的結果，提出曲軸的優化方案。然后利用ANSYS軟件進行優化分析，得到優化后的應力分布云圖，驗證了優化方案的合理性，為曲軸的設計與改進提供了理論依據。

4） 運用Solidworks軟件與ANSYS仿真軟件對ZW-08/10-16型壓縮機的曲軸進行建模和仿真，相比于傳統的理論計算，能更直觀地反映曲軸的運動過程和運動特性，為進一步的分析、優化和設計提供了參考。

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