王 健，巴 鵬，王 浩，鄒昌利

(沈陽理工大學 機械工程學院，遼寧 沈陽 110159)

隔膜壓縮機是一種特殊結構的壓縮機.在隔膜壓縮機中，電動機的旋轉運動由曲軸、連桿機構轉換成活塞的往復運動，活塞的移動驅動液體在腔內流動，使膜片顫動，完成氣體的吸氣—壓縮—排氣運動過程.由于壓縮機膜腔不需要潤滑，密封性良好，腔內氣體不與任何潤滑劑接觸，壓縮氣體的純凈度極高，因此它特別適用于稀有氣體的壓縮、輸送和裝瓶，也可對腐蝕性強、有毒、易爆的氣體進行壓縮.但是，隔膜壓縮機的缸套工作環(huán)境比較惡劣，承受著液壓油施加的交變載荷，在強度滿足設計要求的情況下仍經常發(fā)生斷裂，造成壓縮機的非正常停機，嚴重影響工作效率，甚至造成巨大的經濟損失.隨著科學技術的發(fā)展，CAD/CAE/CAM 軟件仿真分析方法被不斷改進，聯(lián)合仿真技術的應用已十分廣泛.CAD 軟件具有強大的三維建模功能，CAE 軟件為模型的有限元分析及優(yōu)化建立了技術平臺.

為了研究隔膜壓縮機缸套斷裂的原因，找到相應的解決方法，本文擬基于ANSYS軟件對該型壓縮機缸套進行有限元分析，以改進并優(yōu)化缸套的配合方式.

1 缸套的受力分析

GV180隔膜壓縮機基本參數如表1所示.

表1 GV180隔膜壓縮機基本參數

圖1所示為GV180隔膜壓縮機氣缸組件.缸套法蘭與缸體之間用螺栓緊固.缸套內壁承受液壓油的壓力、活塞的側向力和摩擦力的作用.其中活塞的側向力與摩擦力可忽略，主要考慮液壓油的壓力對缸套的作用.在工作過程中，缸內液壓油的壓力隨著活塞的往復運動而周期性變化，活塞向上運動時，缺內壓力不斷升高，最高壓力為排氣壓力的1.1倍；活塞向下運動時，缺內壓力不斷降低.由此可知，缸套受液壓油交變載荷的作用.缸內液壓油壓力的變化如圖2所示.

圖2 液壓油壓力的變化

2 缸套的有限元分析

2.1 有限元分析模型的建立

根據GV180隔膜壓縮機缸套的實際結構，利用Solidworks建立三維實體模型，然后將建立的缸套三維模型導入ANSYS中，對缸套進行靜力學分析.靜力學分析前，需要完成材料屬性賦予、模型網格設置與劃分、邊界條件的設定等[1-3].缸套的材料屬性如表2所示.

表2 缸套的材料屬性

采用ANSYS的自由網格劃分功能劃分模型網格.劃分后網格共 251 647 個節(jié)點，156 212 個單元.有限元網格劃分模型如圖3所示.

圖3 有限元網格劃分模型

2.2 工作載荷的加載

缸套與缸體由4個螺栓緊固連接.根據缸套的實際工作狀況施加邊界條件，在缸套法蘭的4個光孔面施加固定約束.缸套外徑與缸體內徑的配合方式為間隙配合.缸套外徑的尺寸公差為φ100f8，上偏差為-0.036 mm，下偏差為-0.090 mm；缸體內徑為φ100H7，上偏差為+0.035 mm，下偏差為0.缸套外壁與缸體內壁間隙為0.036～0.125 mm,單邊間隙為0.018～0.0625 mm.因此，缸套外壁無約束.缸套的內表面和上表面與液壓油接觸，在兩個表面施加壓力載荷，油壓隨活塞的往復運動而周期變化.取油壓的最大值進行加載，油壓大小為排氣壓力的1.1倍.P排=22 MPa,P油=1.1×P排=24.2 MPa.油壓按均布載荷作用于缸套表面.缸套施加載荷情況如圖4所示.

圖4 缸套施加載荷情況

2.3 有限元靜力分析

第四強度理論表達式為：

(1)

式中：σ為等效應力；σ1為第一主應力；σ2為第二主應力；σ3為第三主應力.

通過ANSYS有限元軟件分析計算，可得到Equivalent Stress應變云圖和Equivalent Strain應力云圖.當缸內壓力達到24.2 MPa時，缸套的等效應變云圖和應力云圖如圖5所示.

圖5 缸套在最大載荷下的等效應變與應力云圖

由圖5(a)應變云圖可知，缸套外壁在最大載荷下的位移為0.015 4 mm；由圖5(b)應力云圖可知，缸套最大等效應力出現在臺肩處為248.9 MPa.安全系數取2.5，可計算出缸套材料QT600-3的應力許用值[σ]=145 MPa，結合應力云圖分析可知，在缸套臺肩處存在應力集中現象，應力超過了許用值.

2.4 有限元疲勞分析

受力分析可知，在壓縮機的工作過程中，缸套受到交變載荷的作用，足夠多的循環(huán)擾動之后容易形成裂紋或者斷裂.可基于疲勞分析設計理論的總壽命法對缸套疲勞壽命進行分析[4-5].QT600-3材料的S-N曲線如圖6所示.在靜力分析的基礎上，可對缸套進行疲勞分析[4].缸套的疲勞分析結果如圖7所示.

圖6 QT600-3材料的S-N曲線

圖7 缸套的疲勞壽命與安全系數云圖

有限元分析結果顯示，缸套受循環(huán)變載荷作用時，整體上能夠滿足總壽命法的疲勞設計要求，但是在局部存在缺陷.對圖7分析可知：缸套臺肩處最大循環(huán)次數為89 004次，根據實際工況計算，缸套的壽命為15 d左右，與實際缸套斷裂的時間基本相符；局部的安全系數不滿足設計要求，存在設計缺陷，缸套的疲勞壽命達不到實際使用要求.

3 對缸套配合方式的優(yōu)化

基于ANSYS軟件對缸套進行有限元分析可知，缸套的設計存在缺陷，不能保證其使用壽命.加大缸套壁厚，提高缸套強度，可以提高缸套的使用壽命，但是如果加大壁厚，缸體的結構就會發(fā)生改變，機組的整體改動較大，制造成本會提高，設計周期會變長，不利于生產.對原設計方案進行靜力分析可知，缸套外壁在最大載荷下徑向位移為0.015 4 mm，缸套的最大徑向位移值小于單邊間隙(0.018～0.062 5 mm)，缸套外壁處于無約束狀態(tài)[6].因此，在不改變缸體結構的前提下，將缸套外徑與缸體內徑的配合方式由間隙配合改為過盈配合，配合公差由φ100H7/f8改為φ100H7/p6，過盈量在0.002～0.072 mm之間，利用缸體的內壁對缸套進行約束，可防止徑向位移，進而避免臺肩處的應力集中，提升缸套的使用壽命.針對這一改進方案，再次進行ANSYS有限元分析，以驗證其合理性及可靠性[7].

缸套與缸體配合方式優(yōu)化前后的其他約束條件不變，并在添加約束條件時根據優(yōu)化后配合方式對缸套的外壁進行固定約束，限制缸套的徑向位移.優(yōu)化后的分析結果如圖8所示.

圖8 配合方式優(yōu)化后的缸套等效應力云圖與疲勞壽命云圖

由圖8(a)可知，改進配合方式后缸套的整體應力明顯降低[8]，雖然其臺肩處仍存在應力集中現象，但是該處應力遠小于許用值，靜強度可滿足設計要求；由圖8(b)可知，缸套的疲勞壽命與載荷的循環(huán)次數相等，屬于無限壽命，能夠滿足實際工作要求.

4 結 論

(1)在原設計方案中，缸套的臺肩處存在應力集中且應力超過了許用應力值，經過一定時間的循環(huán)加載，損傷不斷積累會導致缸套的疲勞斷裂.

(2)基于ANSYS軟件對缸套進行有限元計算，確定了缸套的斷裂原因.將原設計方案中缸套與缸體的間隙配合方式改為過盈配合，缸套的靜強度增大，疲勞壽命提升.

(3)在壓縮機產品設計過程中，針對零部件受到的交變載荷作用，在滿足材料靜強度要求的情況下，應當充分考慮其疲勞壽命.

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