黃中華,曹 躍,謝 雅

(1.湖南工程學(xué)院 機(jī)械工程學(xué)院，湘潭 411104；2.風(fēng)電裝備與電能變換協(xié)同創(chuàng)新中心,湘潭 411104)

?

壓縮機(jī)啟動(dòng)過程軸系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)特性研究

黃中華1,2,曹 躍1,2,謝 雅1

(1.湖南工程學(xué)院 機(jī)械工程學(xué)院，湘潭 411104；2.風(fēng)電裝備與電能變換協(xié)同創(chuàng)新中心,湘潭 411104)

軸系的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)對(duì)壓縮機(jī)曲軸的壽命和壓縮機(jī)的安全穩(wěn)定運(yùn)行具有重要作用.基于等轉(zhuǎn)動(dòng)慣量原則建立了某型多列往復(fù)式壓縮機(jī)軸系的三維實(shí)體模型.基于ANSYS Workbench平臺(tái)建立了壓縮機(jī)軸系的瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)仿真模型.以電動(dòng)機(jī)輸出穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)矩的過渡時(shí)間為變量，通過仿真計(jì)算獲取了過渡時(shí)間與軸系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)特性的作用規(guī)律.計(jì)算結(jié)果表明：壓縮機(jī)啟動(dòng)過程中軸系存在扭轉(zhuǎn)振動(dòng)；壓縮機(jī)啟動(dòng)過程中軸系不會(huì)發(fā)生扭轉(zhuǎn)共振；扭轉(zhuǎn)振動(dòng)幅值最大的位置是曲軸自由端外表面；曲軸自由端外表面扭角隨著電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩的增大而增大，與電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩的過渡時(shí)間無關(guān)；在其他條件允許的情況下，適當(dāng)增加電動(dòng)機(jī)穩(wěn)態(tài)輸出轉(zhuǎn)矩過渡時(shí)間有利于壓縮機(jī)的安全穩(wěn)定運(yùn)行.

壓縮機(jī)；啟動(dòng)過程；軸系；扭轉(zhuǎn)振動(dòng)

壓縮機(jī)作為一種動(dòng)力機(jī)械，廣泛應(yīng)用于工農(nóng)業(yè)、交通運(yùn)輸和國防等領(lǐng)域[1].多列往復(fù)式壓縮機(jī)大多屬于大功率壓縮機(jī)，是石油和化工企業(yè)中的關(guān)鍵動(dòng)力設(shè)備.多列往復(fù)式壓縮機(jī)在啟動(dòng)過程中和穩(wěn)定運(yùn)行時(shí)，軸系在電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩和各級(jí)氣缸負(fù)載轉(zhuǎn)矩的綜合作用下會(huì)產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)振動(dòng).多列往復(fù)式壓縮機(jī)由于軸系較長，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量較大，扭轉(zhuǎn)剛度較小，導(dǎo)致軸系的扭轉(zhuǎn)共振頻率較低[2].因此，開展壓縮機(jī)軸系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)特性研究，對(duì)掌握壓縮機(jī)工作過程中的振動(dòng)特性，防止壓縮機(jī)軸系產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)共振，提高壓縮機(jī)的運(yùn)行安全性有重要作用[3,4].文獻(xiàn)[5-7]對(duì)多列往復(fù)式壓縮機(jī)工作過程中軸系的最大應(yīng)力和最大變形進(jìn)行了研究，為獲取壓縮機(jī)工作過程中軸系的振動(dòng)特性提供了理論依據(jù).另一個(gè)不容忽視的問題是：壓縮機(jī)在啟動(dòng)過程中軸系的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)特性如何？軸系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)幅值與電動(dòng)機(jī)穩(wěn)態(tài)輸出轉(zhuǎn)矩過渡時(shí)間有何關(guān)系？為此，論文以某型多列往復(fù)式壓縮機(jī)為例，采用有限元計(jì)算方法，對(duì)壓縮機(jī)啟動(dòng)過程中軸系的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)特性進(jìn)行了研究.

1 瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析理論

瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析(也稱時(shí)間—?dú)v程分析)用于確定結(jié)構(gòu)承受隨時(shí)間變化載荷時(shí)的動(dòng)力學(xué)響應(yīng).采用這種分析方法可得出變載荷作用下結(jié)構(gòu)參數(shù)(如位移、應(yīng)力等)隨時(shí)間變化的規(guī)律.瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析不同于靜力學(xué)分析，前者主要考慮隨時(shí)間變化載荷及阻尼和慣性的影響[8].結(jié)構(gòu)在時(shí)變載荷作用下的動(dòng)力學(xué)微分方程如下:

(1)

2 軸系動(dòng)力學(xué)建模

2.1 軸系實(shí)體建模

論文研究的壓縮機(jī)為6M25系列壓縮機(jī)，該型號(hào)壓縮機(jī)軸系結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，為了加快仿真計(jì)算速度，采用等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量原則對(duì)軸系結(jié)構(gòu)進(jìn)行了簡化.簡化后的壓縮機(jī)軸系三維實(shí)體模型如圖1所示，軸系由壓縮機(jī)曲軸、聯(lián)軸器和電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)子三部分構(gòu)成.軸系的質(zhì)量為11185kg，軸向尺寸為9m，等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為2108kg·m2.

圖1 軸系實(shí)體模型

2.2 軸系網(wǎng)格劃分

論文采用的仿真平臺(tái)為ANSYS Workbench.壓縮機(jī)軸系材料屬性如表1所示.

表1 軸系材料屬性

將圖1所示的軸系模型導(dǎo)入ANSYS Workbench后對(duì)軸系進(jìn)行了網(wǎng)格劃分.盡管采用結(jié)構(gòu)網(wǎng)格計(jì)算時(shí)間短、計(jì)算精度高，但考慮到壓縮機(jī)曲軸結(jié)構(gòu)復(fù)雜，論文采用了非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格對(duì)軸系進(jìn)行網(wǎng)格劃分.論文采用Solid186進(jìn)行網(wǎng)格劃分.Solid186是一種高階3維20節(jié)點(diǎn)固體結(jié)構(gòu)單元.它具有二次位移模式，可以更好的模擬不規(guī)則的網(wǎng)，具有任意的空間各向異性，可用于塑性、超彈性、蠕變、應(yīng)力鋼化和大變形等場(chǎng)合.壓縮機(jī)軸系的有限元網(wǎng)格模型如圖2所示，模型共有11425個(gè)單元.

圖2 軸系網(wǎng)格模型

2.3 仿真約束條件

6M25壓縮機(jī)工作時(shí)，曲軸各軸頸處和電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)子兩端的軸承座處均為圓柱面約束(Cylindrical Support)，各約束的具體位置如圖3所示.結(jié)合壓縮機(jī)的工作原理和實(shí)際結(jié)構(gòu)，圓柱面約束8處軸向自由度設(shè)為固定副.圓柱面約束1～圓柱面約束7的軸向自由度設(shè)為自由運(yùn)動(dòng).所有圓柱面約束的徑向自由度和切向自由度均設(shè)為自由運(yùn)動(dòng).軸系的驅(qū)動(dòng)力為電動(dòng)機(jī)的驅(qū)動(dòng)力矩，作用位置為電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)子軸.

圖3 軸系約束位置

3 軸系啟動(dòng)過程仿真計(jì)算

3.1 電動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩工況

論文研究的6M25壓縮機(jī)正常工作時(shí)，電動(dòng)機(jī)的穩(wěn)態(tài)輸出轉(zhuǎn)矩為8.2×104N·m.壓縮機(jī)啟動(dòng)過程中，電動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩從0開始上升到8.2×104N·m需要過渡時(shí)間，結(jié)合6M25壓縮機(jī)驅(qū)動(dòng)電機(jī)的工作特性，分析4種壓縮機(jī)啟動(dòng)工況下軸系的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)特性.分析工況如表2所示，對(duì)應(yīng)的電動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩曲線如圖4所示.

表2 壓縮機(jī)啟動(dòng)過程工況

圖4 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩輸出曲線

3.2 軸系扭角變化規(guī)律

基于論文建立的壓縮機(jī)軸系瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)仿真模型，針對(duì)上述4種工況下軸系的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)特性進(jìn)行了仿真計(jì)算.計(jì)算結(jié)果表明：在壓縮機(jī)啟動(dòng)過程，軸系存在扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，扭角幅值最大位置出現(xiàn)在壓縮機(jī)曲軸自由端(曲軸輸出端)的外表面.曲軸自由端外表面扭角變化曲線如圖5所示，隨著壓縮機(jī)的啟動(dòng)，軸系扭角從0開始逐漸增大，最后趨向穩(wěn)定，電機(jī)驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩為4.1×104N·m時(shí)扭角的最大值約為0.26°，電機(jī)驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩為8.2×104N·m時(shí)扭角的最大值約為0.3°，軸系最大扭角隨著電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩的增加而增大；啟動(dòng)過程中扭角變化曲線呈現(xiàn)出明顯的波動(dòng)性，波動(dòng)頻率小于軸系的1階扭轉(zhuǎn)共振頻率44.8 Hz，因此軸系啟動(dòng)過程中不會(huì)發(fā)生扭轉(zhuǎn)共振；軸系的最大扭角與電動(dòng)機(jī)穩(wěn)態(tài)輸出轉(zhuǎn)矩過渡時(shí)間無關(guān).

圖5 扭角變化曲線

3.3 軸系最大等效應(yīng)力變化規(guī)律

考慮壓縮機(jī)工作時(shí)電動(dòng)機(jī)的穩(wěn)態(tài)輸出轉(zhuǎn)矩為8.2×104N·m，對(duì)C2、C3、C4三種不同工況下軸系最大等效應(yīng)力進(jìn)行了仿真計(jì)算，計(jì)算結(jié)果如圖6所示，壓縮機(jī)啟動(dòng)過程中，軸系中的最大等效應(yīng)力隨著電動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩的增大而增大，應(yīng)力曲線具有波動(dòng)上升特性，最后趨于穩(wěn)定；過渡時(shí)間為1s時(shí)，軸系的最大等效應(yīng)力為67mPa；過渡時(shí)間為2s時(shí)，軸系的最大等效應(yīng)力為61mPa；過渡時(shí)間為5s時(shí)，軸系的最大等效應(yīng)力為55mPa；軸系中最大等效應(yīng)力隨著過渡時(shí)間的增大而減小.

圖6 最大等效應(yīng)力變化曲線

4 結(jié)論

(1)6M25壓縮機(jī)啟動(dòng)過程中軸系存在扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，但不會(huì)發(fā)生扭轉(zhuǎn)共振；軸系最大扭角隨著驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩的增大而增大，與電動(dòng)機(jī)穩(wěn)態(tài)輸出轉(zhuǎn)矩的過渡時(shí)間無關(guān)，當(dāng)電動(dòng)機(jī)的驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩為8.2×104N·m時(shí)，軸系最大扭角約為0.3°.

(2)6M25壓縮機(jī)啟動(dòng)過程中，軸系中的最大等效應(yīng)力和應(yīng)力波動(dòng)幅值隨著電動(dòng)機(jī)穩(wěn)態(tài)輸出轉(zhuǎn)矩過渡時(shí)間的增大而減小.在其他條件允許的情況下，適當(dāng)增加電動(dòng)機(jī)穩(wěn)態(tài)輸出轉(zhuǎn)矩過渡時(shí)間有利于壓縮機(jī)的安全穩(wěn)定運(yùn)行.

[1] 陽 舟.大型壓縮機(jī)曲軸的疲勞壽命分析[D].上海：華東理工大學(xué)碩士學(xué)位論文，2014：1-2.

[2] 許增金，王世杰.往復(fù)壓縮機(jī)軸系扭振的數(shù)值分析[J]．西安交通大學(xué)學(xué)報(bào)，2010，44(3)：100-104.

[3] 黃中華，謝 雅，鄧 奕．混合動(dòng)力挖掘機(jī)軸系扭振特性[J].中國機(jī)械工程，2014，25(11)：1443-1446.

[4] 于 洋，錢則剛，張和平，鮑 軍，喻志強(qiáng)，李金祿.多列往復(fù)式壓縮機(jī)軸系扭振特性研究[J].流體機(jī)械，2013，41(7)：14-18.

[5] 張弘鈞.大型工業(yè)壓縮機(jī)曲軸動(dòng)態(tài)特性分析[D].南京：南京理工大學(xué)碩士學(xué)位論文，2007：50-56.

[6] 鮑 軍，張成彥，姜慧君，邢志勝.往復(fù)式壓縮機(jī)曲軸動(dòng)態(tài)特性分析[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造，2015(3)：234-236.

[7] YU BIN-YAN,FENG QUAN-KE,YU XIAO-LING.Dynamic Simulation and Stress Analysis for Reciprocating Compressor Crankshaft[J].Journal ofmechanical Engineering Science,2013,227(4):845-851.

[8] 起雪梅，張敬東.基于ANSYS Workbench的汽車主軸瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析[J].機(jī)械，2014，41(11)：41-42.

Research on Shafting Transient Dynamics Characteris of Compressor Starting Process

HUANG Zhong-hua1,2，CAO Yue1,2，XIE Ya1

(1.College ofmechanical Engineering,Hunan Institute of Engineering,Xiangtan 411104,China;2.The Cooperative Innovation Center of Wind Power Equipment and Energy Conversion,Xiangtan 411104,China)

Shafting torsional vibration plays an important role on compressor crankshaft life,compressor safety and compressor stable operation.Shafting 3D entitymodel of amultiple columns reciprocating compressor is established based on principle of equalmoment of inertia.Compressor shafting transient dynamics simulationmodel is established based on ANSYS Workbench platform.Transition time ofmotor output steady-state torque is set as a variable.Working law between transition time and shafting torsional vibration characteristics is obtained with simulation calculation.Calculation results and research conclusions are as follows.During compressor starting process,there is shafting torsional vibration and shafting torsional resonance vibration does not occur.Crankshaft free-end outside surface is the location ofmaximum torsional angle occurring.Shaftingmaximum torsional angle increases withmotor driving torque increasing.maximum torsional angle is determined bymotormaximum driving torque and is unrelated withmotor driving torque transient time.To increasemotor driving torque transient time is helpful to improve compressor safe and stable operation without considering other constraint condition.

compressor；starting process；shafting；torsional vibration

2015-12-03基金項(xiàng)目：湖南省自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(14JJ5006)；湖南省高?？萍紕?chuàng)新團(tuán)隊(duì)支持計(jì)劃項(xiàng)目(Z).作者簡介：黃中華(1979-)，男，博士，教授，研究方向：機(jī)械動(dòng)力學(xué)研究.

TP391.41

A

1671-119X(2016)02-0010-04