设计研究
Design驭Research一种全平衡往复压缩机曲轴数值分析
马瑞红1，许增金2，刘守信1，刘
冬1，黄
璜3
（1.沈阳鼓风机集团往复机有限公司，辽宁沈阳110869，2.沈阳工业大学化工装备学院，
辽宁沈阳111003；3.沈阳鼓风机集团齿轮压缩机有限公司，辽宁沈阳110869）
[摘
要]：全平衡往复压缩机是一种对动式压缩机，曲轴是其关键零部件之一，承受着瞬间变化的负载，
能否满足强度、刚度等要求，制约着压缩机能否安全可靠运行。本文在往复压缩机热、动力计算的基础上，通过利用常规三维绘图软件建立曲轴的三维模型，并采用有限单元法对曲轴进行数值分析计算，分析了曲轴在最恶劣工况下的受力情况并进行强度校核，其计算方法和结果为全平衡往复压缩机曲轴的设计与开发提供理论依据。
[关键词]：曲轴；强度；刚度；数值分析中图分类号：TH457
文献标志码：A
文章编号：1006-2971（2019）04-0023-05
NumericalAnalysisofaFullyBalancedReciprocating
CompressorCrankshaft
（1.ShenyangBlowerWorksGroupCorporationReciprocatingCompressorDepartment,Shenyang110869,China;
2.SchoolofChemicalEngineering,ShenyangUniversityofTechnology,Shenyang111003,China;3.ShenyangBlowerWorksGroupCorporationGearCompressorBranch,Shenyang110869,China）
MARui-hong1，XUZeng-jin2,LIUShou-xin1,LIUDong1,HUANGHuang3
Abstract:Thefullybalancedreciprocatingcompressorisakindofbalanced-opposedcompressor.Crankshaftis
oneofthekeypartsforreciprocatingcompressor,whichenduresinstantaneouschangeofload.Whethermeetingtine3Dgraphicssoftware,andfiniteelementmethodwasusedtocalculatenumericalanalysisofcrankshaft.Thisabletheoreticbasisforimprovingthedesignanddevelopmentofreciprocatingcompressorcrankshaft.Keywords：crankshaft;strength;stiffness;numericalanalysis
therequirementsofstrengthandstiffness,itwillrestrictthecompressoroperatingsafety.Onthebasisofthermo原dynamicanddynamiccalculationresults,thethree-dimensionalmodelofthecrankshaftwasestablishedbyrou原paperanalyzedtheforceofcrankshaftundertheworstcondition.Thecalculationmethodandresultprovidevalu原
1引言
往复活塞压缩机是用来提高气体压力的通用
开采和CNG站建设，其具有振动小等优点。压缩机是石化企业生产过程中的关键设备之一，曲轴是压缩机的关键零部件之一，其受力情况复杂，在气体力、惯性力、摩擦力以及压缩机扭矩的作用下承受着瞬间变化的载荷，在截面突变等位置会有应力集中现象，在交变载荷作用下，应力集
机械，全平衡往复压缩机主要应用于油气田上游
收稿日期：2019-03-07
2019年04期（总第276期）
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中部位可能会出现疲劳失效现象，从而导致曲轴破坏。而曲轴制约着压缩机能否安全可靠运行，所以在设计阶段对曲轴受力进行数值分析，是压缩机设计过程中一个重要的环节。
本文以一种全平衡往复压缩机曲轴为研究对象，在充分考虑各种工况的基础上，采用常规三维绘图软件进行三维建模，并采用有限单元法对一种全平衡压缩机的曲轴进行数值分析。通过建立曲轴的有限元模型，对曲轴进行静强度以及疲劳强度分析，其计算方法和结果为全平衡往复压缩机曲轴的设计与开发提供理论依据。
2全平衡往复压缩机结构特点
全平衡双连杆式往复压缩机曲柄连杆结构如
图1所示：压缩机的气缸中心线与地面平行，气缸分布于曲轴两侧且在一条直线上，活塞作速率相反的运动。中间一个宽连杆与两边2个窄连杆的重量相等，无论十字头的尺寸如何，其重量相等，达到重量完全对称平衡。压力油道润滑，多种配置，可满足最终所有运动部件的重量对称平衡。
3
曲轴数值计算
3.1
模型构建
以曲轴作为研究对象，采用三维绘图软件进
行实体建模。实体建模如图2所示。在建模过程中，为减少计算机运算量，适当简化对计算结果影响较小的结构，例如为避免局部网格过密，忽略了曲轴上油孔造成的影响。
为提高计算精度和节约计算机运算量，对曲轴的各个边缘进行了网格数量控制，对曲轴整体进行网格大小控制，采用自动扫掠功能对曲轴进行网格划分，使网格单元形状更加规则，网格类型为四面体单元网格。有限元模型如图3所示。
图1压缩机结构示意图24曲轴的材料在室温下的性能数据见表1。3.2
载荷和约束
压缩机工作时，在电动机的驱动下，通过曲柄连杆机构使活塞做往复直线运动。作用于曲柄连杆机构上的主要作用力有：气体压力所产生的气体力、曲柄连杆运动时产生的惯性力、运动表面间摩擦力和力矩。
通过压缩机的热动力计算，其计算结果为曲轴有限元分析提供载荷数据。曲轴有限元分析过程如图4所示。利用Fortran软件编写往复压缩机的热、动力计算程序，计算可得压缩机所受气体力、综合活塞力、惯性力、销载荷等随曲轴转角变化的曲线，其计算结果为有限元分析提供载荷数据。根据动力计算结果，本文选取了气体力最大的工况对曲轴进行数值分析。
图2曲轴三维模型图
图3曲轴有限元模型图表1
材料性能数据表
零件材料E（GPa）滋滓（bMPa）滓（sMPa）曲轴
35CrMoA
213
0.286
985
835
图4有限元分析结构图
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曲轴上的主要作用力有连杆力和旋转惯性力。作用在各列曲柄销上的载荷为连杆力F销上施加的载荷F为切向L，如图5所示。曲柄L分解力F力FT和径向取一R。因曲轴受力随转角变化，故在曲轴每转过5毅个工况点，作为一个载荷步，将分解后的切向载荷和径向载荷按照72个载荷步施加到曲轴模型上。旋转惯性力是由旋转质量作旋转运动而产生的，是一个恒定值，其受力方向始终沿曲柄半径向外，其值为mr棕2。图6为动力计算的结果随曲轴转角变化的曲线。
在曲轴有限元分析计算中，施加的约束有：在曲轴轴承处施加轴承约束，约束条件为曲轴只能绕中心线转动，x、y、z三个方向移动自由度，共两处。施加压缩机转速，在曲轴电机端做固定约束，使其不发生平移和转动，利用产生的反力矩来平衡模型上的载荷。3.3
数值分析结果
动力计算完成后，根据动力计算结果，对曲轴进行受力加载。曲轴的计算结果如下，等效应力云图见图7所示，曲轴变形情况见图8曲轴位移云图。
由图7、8可见，应力最大位置在曲柄与曲柄销链接过渡圆角处以及电机端轴颈和曲柄的连接过渡圆角处，后者是应力集中最严重的部位，而
图5连杆受力示意图
图6动力计算结果随转角变化曲线2019年04期（总第276期）
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最大变形则出现在曲柄销的中间部位。3.4
静强度校核
有限元分析计算出来危险截面的等效应力，其中截面1和截面8等效应力最大，应力值在曲轴旋转一周内的变化曲线如图9所示。
根据第三强度理论，对压缩机曲轴的危险截面进行强度校核。静强度安全系数
n=滓滓s逸[n]
式中
滓0滓-1———屈服极限，MPa
[n0]——————
第曲轴的三强度许理论用安计算全系的等数。效应力，MPa曲轴各截面强度安全系数的合理值为n逸3，所以从强度安全系数计算结果看出，各危险截面均能满足曲轴强度设计要求。
图7曲轴等效应力分布云图
图8曲轴位移云图
图9需要校核的危险截面
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Design驭Research表2
截面强度安全系数
13.23
25.26
33.67
危险截面安全系数
44.88
54.88
63.67
75.26
83.23
3.5曲轴疲劳强度校核
曲轴在交变应力作用下，机械结构上的最大
曲轴的疲劳强度安全系数n逸3为合理值，由表3可见，截面2处疲劳强度低于3，不符合疲劳强度要求。考虑到数值分析过程中可能存在的偏差，故对截面3采用修正Goodman图进行疲劳强度校核。
由于材料的疲劳性能是在对称循环下得到的，但曲轴工作时循环应力的峰、谷值是非对称的，利用修正的Goodman图（图12）将工作状态的应力转换到对称循环下。转换公式为
滓x=滓-1忆滓m+滓a滓b忆应力小于材料的屈服极限，但在多次重复加载后，也可能会发生失效现象。即使是塑性较好的材料，断裂前也没有明显的塑性变形，通常这种失效形式称为疲劳破坏。对于曲轴承受交变载荷幅值较大且存在应力集中位置，有必要对其进行疲劳强度校核，以确定曲轴的疲劳强度满足设计要求。疲劳强度安全系数计算公式
n=式中
n滓n子姨n滓2+n子2n滓———弯矩作用疲劳安全系数
式中
安全系数n子时，涉及各种系数有大量实验数据，所
计算弯矩作用疲劳安全系数和n滓扭转作用疲劳
n子———扭转作用疲劳安全系数
滓b忆=滓b———修正后的材料拉伸强度，MPa
KS0KS0———材料拉伸强度分散系数滓m=滓1+滓2———循环应力的平均值，MPa
2滓a=
滓1-滓2—循环应力的幅值，MPa——2滓x———转换后R=-1的循环应力，MPa
以该方法具有通用性。求出正应力和剪应力后，求出曲轴危险截面的正应力幅值、平均正应力、剪应力幅值、平均剪应力。图10与图11示出了最大主应力和最大剪切应力位置。
通过正应力幅值、平均正应力、剪应力幅值、平均剪应力计算出各截面疲劳强度安全系数，见表3。
由图10可知，曲轴应力集中部位所受平均应力和应力幅值所对应的点落在修正的Goodman图三角区域内，所以此截面处疲劳强度满足使用寿命的要求。
图10曲轴第一主应力云图
表3
各截面疲劳强度安全系数
33.8
44.2
55.1
图11最大剪力云图
截面
疲劳强度安全系数
13.6
22.9
65.3
76.1
86.9
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设计研究
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图12
修正的Goodman图
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4结论
本文以一种全平衡型压缩机的曲轴为研究对
象，应用有限单元法详细分析了曲轴在恶劣工况下的受力情况，得到其在危险点处的应力曲线。通过曲轴应力分布云图可知，应力集中最严重的部位位于电机端轴颈和曲柄的连接过渡圆角处。对于应力集中的部位，可在曲轴设计过程中，通过改变局部尺寸或改变连接处过渡圆角来提高曲轴强度。对于疲劳强度分析，公式计算的结果显示截面3疲劳强度安全系数小于许用安全系数，但通过修正的Goodman图计算得到其疲劳强度满足设计要求。其结果可为全平衡往复压缩机曲轴的设计与开发提供理论依据。
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作者简介：马瑞红（1983-），女，黑龙江齐齐哈尔人，高级工程师，硕士，研究方向为往复压缩机设计及数值分析。E-mail：wfmarh@shen-gu.com.cn
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