高性能雙軟管隔膜泵曲軸可靠性設計

劉 樂,曾 偉,寧 軒,段 捷,蔣 科

(1.航天推進技術研究院,陜西 西安 710100;2.西安航天泵業有限公司,陜西 西安 710077)

0 引言

高性能隔膜泵具有結構簡單、耐腐蝕性能好、運行壓力高等優勢,是長距離管道運輸的核心設施。在煤化工、礦山、冶金、電力、石油、建材及化工等行業中得到廣泛使用,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域。目前,煤化工領域輸送高壓水煤漿的雙軟管隔膜泵全部依賴進口,成本很高。《現代煤化工“十四五”發展指南》中明確指出示范項目和工程化項目的國產化率不得低于85%,因此,開展高性能雙軟管隔膜泵的國產化研制意義重大。

曲軸是高性能雙軟管隔膜泵的重要零件,具有軸線不連續,軸徑比大,結構復雜等特點,是將電機旋轉運動轉換為活塞往復運動傳力的核心關鍵件[1]。在運行過程中,長期受到彎曲和扭轉交變載荷,其可靠性直接影響著隔膜泵整機的可靠性、經濟性和使用壽命。隨著往復泵功率密度的不斷提升和強化,曲軸的工作條件愈加苛刻,由于其受力的復雜性,使用工況的不可預知性,曲軸的結構可靠性分析在隔膜泵的設計和改進過程中占有極其重要的地位。近年來,曲軸在使用中遠遠不能達到設計壽命,多次出現斷裂事故,造成重大損失,運行現場曲軸斷裂如圖1所示。因此,研究曲軸在實際工作過程中的受力和破壞機理理論,不僅會解決曲軸的結構與長壽命的問題,降低曲軸帶來的風險,還會使曲軸結構得到優化升級。

圖1 曲軸斷裂現場Fig.1 Fracturing of crankshaft

近年來,對隔膜泵的研究主要集中于單隔膜泵,對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移[2-4]。學者們對大功率隔膜泵曲軸進行多支撐、多約束點的結構優化及強度研究[5-8],也有學者對曲軸的疲勞強度、斷裂問題進行研究,并給出改進措施建議[9-10]。這些工作對曲軸的研究具有一定的指導意義,但也存在不足之處,有些改進設計增大了曲軸的尺寸,有些分析輸入載荷采用理論力學,分析結果與實際受力存在一定差距。對于高性能雙軟管隔膜泵曲軸來說,由于空間要求更高,受力情況更復雜,因此,高效、高可靠性的曲軸研制意義重大。

1 曲軸方案設計

針對某大功率三缸高效隔膜泵國產化研制,設計了三曲拐三支撐曲軸系統。與相同尺寸下二支撐結構相比,可承受更大活塞力,曲軸工作時受力狀態得到極大改善。隔膜泵運行參數見表1,曲軸系統的三維模型如圖2所示。每個曲拐包括連桿、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的精準運行。為實現在轉動過程中產生的慣性力和慣性力矩能得到較好的平衡,曲軸3個曲拐間錯角為120°。曲軸主要受電機輸入的扭矩、連桿對曲軸的作用力和慣性力、曲軸自身的重力等。

表1 曲軸運行參數Table 1 Operational parameters of crankshaft

圖2 曲軸系統三維模型Fig.2 3D model of crankshaft system

目前對于小功率二支撐危險工況的研究成果很多,對于大功率的三支撐。由于受力狀態復雜,無法直接使用二支撐的經驗來確定三支撐的危險工況,對曲軸進行有限元強度計算與分析,確保曲軸的安全可靠性。

曲軸的設計綜合了支撐結構設計、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,適應變工況需求,支撐選用圓柱滾子軸承。圖4為對曲軸的軸承安裝進行三維模擬,避免在曲拐點的安裝過程產生干涉,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合數控精密加工的工藝方法,關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

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

表2 材料力學參數Table 2 Mechanical parameters of materials

2 曲軸靜力學分析

2.1 有限元網格劃分

對曲軸的分析采用有限元軟件Ansys,網格劃分采用三維十節點四面體Solid 187單元。由于曲軸的應力集中一般存在于曲柄銷、主軸頸與曲柄的軸臺階過渡圓角處[11],對這些可能產生應力集中的地方進行局部網格加密,最終生成網格單元數為249 712,節點數為377 215。網格模型如圖5所示。

圖5 曲軸網格模型Fig.5 Grid model of crankshaft

2.2 邊界條件設置

曲柄處作用力:由于曲軸的形狀與載荷狀態復雜,為準確獲得曲軸曲柄銷處的受力,采用運動學仿真對曲軸進行分析,得到了不同時刻不同點的受力情況。

在運動學分析中,活塞桿與滑塊之間建立3組滑動摩擦副、拉桿與曲軸之間建立3組旋轉摩擦副,柱塞力由公式(1)計算,最大柱塞力為30 144 N,通過運動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為活塞缸內壓力;D為活塞直徑。

由于3個曲拐相差間角為120°,3個曲柄處受力相同,相位相差120°。可以得到,第一曲拐31°、151°、271°這3個工況點載荷最大,對3個危險工況進行曲軸靜力學分析。

離心載荷:離心載荷通過施加轉速得到,變工況運轉速度為21～49 rpm。轉速越高,離心力越大,所以離心載荷按照最高轉速49 rpm施加。

位移約束:曲軸為三拐三支撐結構,位移約束采用一端固定,其余端滑動的結構來模擬,固定端軸承處施加軸向、徑向、切向自由度,滑動端軸承施加徑向、切向自由度。

重力載荷:對曲軸施加重力加速度為9.8 m/s2。

2.3 靜力學分析

依據上述載荷及約束條件,對曲拐31°、151°、271°這3個工況點進行分析,最大等效應力發生在曲軸第一曲柄轉角31°時。

曲軸的等效應力與等效位移分布如圖8和圖9所示,最大等效應力為120 MPa,位于第二曲柄右側圓角處,此時第二曲柄處于壓縮過程中。曲軸屈服極限為930 MPa,遠大于曲軸等效應力,曲軸強度安全系數為7.7,許用安全系數為2.2[11],曲軸靜強度設計余量較大。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,滿足曲軸剛度設計要求。

圖8 曲軸等效應力分布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 振動分析

由于曲軸在運行過程中環境惡劣,承受著劇烈的交變載荷,所以不僅要對曲軸進行強度校核,而且要對曲軸進行振動特性分析。

通過對曲軸自由狀態和帶有預應力狀態進行模態分析,得到曲軸的振動頻率及振型,保證曲軸在運行過程中不會發生共振現象。階次越低,振動能量越大,造成的破壞越大,隨著階次的升高,振動能量逐級遞減,因此本研究中分析前三階振動特性。

采用BlockLanczos法進行曲軸模態分析,圖10和圖11分別為曲軸自由狀態下和預應力作用下的振動頻率與振型。

圖11 預應力下曲軸的振動頻率與振型Fig.11 Vibration frequency and mode shape of crankshaft under prestress

由圖11可以看出,自由狀態下曲軸的前三階振型均為整軸彎曲,預應力作用下相應階次振動頻率明顯升高,振動狀態以曲軸局部彎曲為主,在主軸頸圓角處振動變形較大。表3給出固有頻率統計,由表3可知,2種狀態下,曲軸振動頻率均遠高于曲軸額定轉速下運行頻率,曲軸具有良好的動態特性,滿足振動避開率要求,不會發生共振現象。

表3 前三階振動頻率及振型統計Table 3 Statistics of vibration frequency and mode shape of prior three steps

2.5 疲勞強度校核

曲軸疲勞強度安全系數校核是考慮軸的實際尺寸、彎距、集中應力、表面狀態等因素,計算軸的危險截面處的疲勞安全系數,計算公式[11]為

(2)

式中,σ-1為對稱彎曲循環疲勞極限;σα為彎曲應力幅,MPa;σm為彎曲平均應力,MPa;Kσ為彎曲應力集中系數;ε為絕對尺寸影響系數;ψα為彎曲折算系數。

對危險截面處的疲勞安全系數進行計算,材料參數σ-1為550 MPa,計算得到危險截面處σα為52 MPa,σm為61 MPa,其余參數按照文獻[11]選取,Kσ為2.02,ε為0.65,ψα為0.14。通過計算得到危險截面安全系數為3.2,許用安全系數為1.8,曲軸疲勞安全系數大于許用安全系數,滿足設計要求。

3 結論

對所研制的高效能雙軟管隔膜泵三曲拐三支撐曲軸系統進行可靠性設計與分析,根據動力端運動仿真,得到曲軸危險工況,結合運動學-動力學的全流程分析,得到曲軸載荷分布,通過對危險工況進行強度計算,曲軸危險工況強度安全系數為7.7,滿足標準要求;通過振動分析,得到曲軸額定轉速運行頻率遠遠小于固有頻率,不會發生由振動引起的破壞;對曲軸危險截面疲勞強度校核表明,疲勞安全系數為3.2,滿足設計要求。目前,該曲軸系統已應用于工程實際,并取得了良好的運行效果,設計方法及分析手段為曲軸的可靠運行提供有效的理論依據。