鮑君華，鄭卓穎，何衛(wèi)東，劉鵬

(1.大連交通大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，遼寧 大連 116028;2.大連里瓦泵業(yè)有限公司，遼寧 大連 116600)*

0 引言

往復(fù)泵是一種高效節(jié)能的流體輸送設(shè)備，在石油開發(fā)、水利水電、礦山開采等領(lǐng)域起著重要的作用［1］.往復(fù)泵利用工作腔容積的周期性變化輸送高壓流體，通常由動(dòng)力端與液力端兩部分組成;液力端把機(jī)械能轉(zhuǎn)換為液體的壓力能，而動(dòng)力端則將原動(dòng)機(jī)的能量傳給液力端.動(dòng)力端主要由曲柄、連桿和十字頭等部件組成，其實(shí)質(zhì)相當(dāng)于多個(gè)曲柄滑塊機(jī)構(gòu)，十字頭即為滑塊［2］.曲軸是往復(fù)泵中的關(guān)鍵部件，其幾何形狀復(fù)雜，工作中承受著強(qiáng)烈的交變載荷，應(yīng)力集中現(xiàn)象嚴(yán)重，極易發(fā)生疲勞破壞［3］，在高壓情況下，往復(fù)泵中采用正偏置結(jié)構(gòu)的曲柄滑塊機(jī)構(gòu)可減小十字頭與導(dǎo)板的正壓力和摩擦力，從而延長(zhǎng)兩者的壽命;而動(dòng)力端的曲柄滑塊機(jī)構(gòu)中各桿件尺寸的不同組合將直接影響往復(fù)泵的動(dòng)力性能.因此，結(jié)合本文具體的高壓往復(fù)泵傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析和設(shè)計(jì)是十分必要的.

1 傳動(dòng)系統(tǒng)受力分析

1.1 傳動(dòng)方案

圖1 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖

圖2 高壓往復(fù)泵整體裝配模型

該高壓往復(fù)泵傳動(dòng)系統(tǒng)主要由輸入軸1、曲柄軸2、連桿3和柱塞4等幾部分組成，如圖1所示.為了獲得需要的流體流量控制方案，通過合理的選擇輸入軸1和曲柄軸2上的兩對(duì)斜齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比來(lái)控制曲柄軸的轉(zhuǎn)動(dòng)速度，這兩對(duì)斜齒輪可以采用螺旋角相等的人字齒輪傳動(dòng)方案以抵消在嚙合過程中的齒間軸向載荷;在曲柄軸2上按照相位各相差120°形成三組曲柄滑塊機(jī)構(gòu)，其滑塊即為柱塞4.整機(jī)裝配結(jié)構(gòu)如圖2所示.

由于此傳動(dòng)系統(tǒng)采用三個(gè)曲柄結(jié)構(gòu)，其曲柄軸上的力和力矩都不會(huì)平衡，因此需要分析在柱塞工作過程中通過連桿作用于曲軸上的周期變化的載荷大小.分析中根據(jù)曲軸回轉(zhuǎn)方向定義相位角，以逆時(shí)針方向?yàn)檎?中間曲柄1:∠AB1C1=θ1，曲柄 2:∠AB2C2= θ1+120°，曲柄3:∠AB3C3=θ1+240°，連桿的相位角用αi表示，如圖3所示.曲柄長(zhǎng)lAB=a，連桿長(zhǎng)lBC=b，滑塊中心C到曲柄中心A的距離，既滑塊行程為c.根據(jù)機(jī)械原理中機(jī)構(gòu)矢量合成原理有，推導(dǎo)出各連桿相位角αi和滑塊中心距曲柄距離c的矢量關(guān)系，有:

曲柄1:

曲柄2:

曲柄3:

圖3 曲軸矢量關(guān)系示意圖

1.2 曲柄柱塞受力分析

柱塞結(jié)構(gòu)相當(dāng)于曲柄滑塊機(jī)構(gòu)中的滑塊，圖4(a)中載荷P為作用在柱塞上的流體壓強(qiáng)引起的壓力，為方便編程計(jì)算定義各柱塞上作用力Pi=J·A·p.其中，p為柱塞壓力;A為柱塞作用面積;J為控制函數(shù)，曲柄正行程閥門打開時(shí)，壓強(qiáng)p作用于柱塞上，相反曲柄反行程閥門關(guān)閉，柱塞上壓強(qiáng)p為0;所以當(dāng)sinθi＞ 0時(shí)取J=1，sinθi≤0時(shí)取J=0.

圖4 曲柄滑塊系統(tǒng)受力分析

考慮到傳動(dòng)系統(tǒng)在較良好的潤(rùn)滑狀態(tài)下工作，為了簡(jiǎn)化計(jì)算忽略運(yùn)動(dòng)副間的摩擦力.通過受力分析，圖4(b)滑塊4上受到柱塞作用力P、連桿3給其的反力Fbc和柱塞缸體對(duì)柱塞的支反力Fdc的作用，在此三個(gè)力作用下處于力的平衡狀態(tài)，有根據(jù)矢量關(guān)系推導(dǎo)出三個(gè)柱塞各運(yùn)動(dòng)副支反力:

在忽略摩擦和慣性力的條件下，根據(jù)圖4(d)、(e)分析，連桿BC為二力桿，有Fbc=Fcb=Fab=Fba=Fda，所以連桿BC作用在曲柄AB上的作用力既力的大小相等方向相反.

1.3 曲柄軸及電機(jī)軸受力分析

由于主從動(dòng)齒輪軸線不在水平面上，所以將齒輪副間的圓周力Ft和徑向力Fr分別向水平X向和鉛垂Y向投影，將此二力合成成Fnx和Fny表示，定義齒輪副安裝角γ如圖5所示.并推導(dǎo)得出Fny=Ftcosγ +Frsinγ，F(xiàn)nx=Frcosγ -Ftsinγ，其中:圖中此2力對(duì)于從動(dòng)齒輪規(guī)定Fny正方向?yàn)閅軸負(fù)方向，F(xiàn)nx正方向?yàn)閄軸正向;主、從動(dòng)齒輪間為作用力和反作用力關(guān)系，主動(dòng)輪受力分析所列力的方向與從動(dòng)輪相反，大小相等.

圖5 曲柄軸受力圖

(1)曲軸受力結(jié)果

根據(jù)曲軸各力關(guān)系，繪制受力簡(jiǎn)圖，如圖5所示.其X方向合力為零，即ΣFX=0:

Y方向合力為零，即ΣFY=0:

X方向力矩平衡:對(duì)E點(diǎn)列力矩平衡方程有ΣMx(E)=0，順時(shí)針為正.

Y方向力矩平衡:對(duì)E點(diǎn)列力矩平衡方程ΣMY(E)=0，逆時(shí)針為正.

根據(jù)上述各式求E、F兩點(diǎn)支反力:

(2)電機(jī)軸(主動(dòng)齒輪軸)受力分析

主動(dòng)齒輪軸轉(zhuǎn)向?yàn)轫槙r(shí)針，作用力的方向與從動(dòng)齒輪方向相反，大小相等.根據(jù)各力作用關(guān)系列方程如下.

圖6中X方向力平衡ΣFX=0:-2Fnx+RAx+RBx=0.

圖6 電機(jī)軸及齒輪副受力圖

Y方向力平衡ΣFY=0:2Fny+RAy+RBy=0.

X方向力矩平衡:對(duì)A點(diǎn)列力矩平衡方程ΣMx(A)=0，順時(shí)針為正.

Y方向力矩平衡:對(duì)A點(diǎn)列力矩平衡方程ΣMY(A)=0，逆時(shí)針為正.

根據(jù)上述各式求A、B兩點(diǎn)支反力:

通過以上推導(dǎo)可以計(jì)算出電機(jī)軸和曲軸上各點(diǎn)的作用力和彎矩值，為強(qiáng)度計(jì)算和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供依據(jù).

2 校核計(jì)算

根據(jù)曲軸支反力和其上作用的齒輪嚙合力分別推導(dǎo)曲軸上各點(diǎn)的彎矩.由圖3并根據(jù)柱塞工作特點(diǎn)，當(dāng)曲柄處于圖示的第一、二象限時(shí)，即正行程時(shí)，柱塞上才作用有壓力，因此當(dāng)計(jì)算對(duì)應(yīng)曲柄上的反力Fbai不為零，根據(jù)幾何關(guān)系該力與曲柄端點(diǎn)速度方向的夾角為|α-θ-90°|，則其對(duì)曲軸上作用的工作阻力矩計(jì)算公式為:Ti=Fbai·a·cos(α -θ-90°).通過對(duì)彎曲和轉(zhuǎn)矩的推導(dǎo)獲得曲軸上各點(diǎn)的當(dāng)量彎矩計(jì)算公式，結(jié)合已知的曲軸結(jié)構(gòu)尺寸對(duì)危險(xiǎn)截面的應(yīng)力進(jìn)行了編程計(jì)算，計(jì)算結(jié)果見圖7所示.

圖7 曲軸及齒輪軸彎矩扭矩計(jì)算程序及結(jié)果

將已知計(jì)算參數(shù)代入計(jì)算程序，獲得曲軸和電機(jī)軸彎矩計(jì)算結(jié)果見表1所示.對(duì)于樣機(jī)涉及的兩個(gè)傳動(dòng)方案，方案一計(jì)算結(jié)果求得曲軸上工作最大阻力矩T=831.1 N·m，曲軸上所需驅(qū)動(dòng)功率P=T·n2/9 550=21.83 kW.根據(jù)方案二計(jì)算結(jié)果求得曲軸上工作最大阻力矩T=831.1 N·m，曲軸上所需驅(qū)動(dòng)功率P=T·n2/9550=19.67 kW.這兩個(gè)功率結(jié)果都遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于電機(jī)額定輸入功率，所以，齒輪和電機(jī)的承載能力都滿足設(shè)計(jì)要求.

表1 曲軸彎曲強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果

曲軸在工作過程中同時(shí)承受彎矩和轉(zhuǎn)矩的作用，屬于復(fù)雜應(yīng)力狀態(tài)，應(yīng)用軸類零件彎扭校核公式，求得合成彎矩，轉(zhuǎn)矩按照脈動(dòng)循環(huán)考慮，取α=0.6.

根據(jù)工廠提供的曲軸材料，查得材料的靜強(qiáng)度極限應(yīng)力σlim=σs=590 MPa，疲勞強(qiáng)度極限應(yīng)力σlim=σ-1=370 MPa，根據(jù)危險(xiǎn)截面軸段尺寸參數(shù)，查取零件絕對(duì)尺寸系數(shù)εσ=0.64，表面狀態(tài)系數(shù)β=1，應(yīng)力集中系數(shù)Kσ=2.2，計(jì)算得到零件許用靜應(yīng)力，疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力=107.6 MPa，根據(jù)上表計(jì)算結(jié)果曲軸危險(xiǎn)截面應(yīng)力滿足強(qiáng)度要求.

齒輪軸在工作過程中也同時(shí)承受彎矩和轉(zhuǎn)矩的共同作用，屬于復(fù)雜應(yīng)力狀態(tài)，應(yīng)用軸類零件彎扭校核公式，求得合成彎矩表2給出了計(jì)算結(jié)果.

表2 齒輪軸彎曲應(yīng)力計(jì)算結(jié)果

齒輪軸材料和主動(dòng)齒輪相同，查得材料的靜強(qiáng)度極限應(yīng)力σlim=σs=1 080 MPa，疲勞強(qiáng)度極限應(yīng)力σlim=σ-1=551 MPa，根據(jù)危險(xiǎn)截面軸段尺寸查取零件絕對(duì)尺寸系數(shù)εσ=0.7，表面狀態(tài)系數(shù)β=0.8，應(yīng)力集中系數(shù)Kσ=2.11，計(jì)算得到零件許用靜應(yīng)力，疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力2 MPa，根據(jù)上表計(jì)算結(jié)果齒輪軸危險(xiǎn)截面應(yīng)力滿足強(qiáng)度要求.

3 結(jié)論

本文結(jié)合高壓往復(fù)泵傳動(dòng)系統(tǒng)的具體受力條件，完成了包括曲柄柱塞、曲軸和電機(jī)軸等結(jié)構(gòu)的受力分析，通過程序計(jì)算出了在曲軸轉(zhuǎn)動(dòng)一周過程中曲軸、電機(jī)軸的最大彎曲應(yīng)力，其主要零部件的強(qiáng)度指標(biāo)均滿足設(shè)計(jì)要求.

［1］覃維獻(xiàn).往復(fù)泵曲柄連桿機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)建模與分析［J］.機(jī)械傳動(dòng)，2012，36(3):70-73.

［2］周傳喜，張利華，張志海.往復(fù)泵動(dòng)力端運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)和運(yùn)動(dòng)仿真［J］.石油機(jī)械，2011，39(10):190-192.

［3］徐志偉，李大永，任強(qiáng)，等.高壓往復(fù)泵曲軸疲勞強(qiáng)度分析及設(shè)計(jì)改進(jìn)［J］.機(jī)械設(shè)計(jì)與研究，2011，27(2):37-40.