BOG压缩机活塞杆的优化

赵锦程，张秀珩

(1．沈阳理工大学 机械工程学院，沈阳110159；2．辽宁省往复压缩机工程技术研究中心，沈阳110159)

天然气(Boil off Gas，BOG)压缩机在许多产业中具有重要的作用和使用价值，其原理是通过连杆的运动推动活塞在气缸中做往复运动，使储气罐获得具有一定压力的气体。在压缩机运动过程中，往复运动使活塞与气缸间产生摩擦力、惯性力等[1]，这些力会随着活塞杆的运动而发生变化，因此在运动过程中，气体力方向的变化导致活塞杆的受力大小和方向也随之改变；同时活塞杆连接处或阶梯处及某些难加工部位在工作时，因产生应力集中，易发生微小变形或裂纹，甚至导致活塞杆发生断裂，从而降低活塞杆的使用寿命和压缩机的工作效率[2]，因此，活塞杆作为压缩机的重要部件，对压缩机工作的稳定性和可靠性具有较大影响。

目前国内外对压缩机的研究主要集中在压缩机的使用寿命、故障诊断和预防方面，包括降低噪音以及分析其振动特性。国内一些学者为提高压缩机的使用寿命，主要采用对压缩机重要的工作部件的结构进行优化或创新。胡浩[3]结合压缩机活塞杆的工作原理、结构特征，对DF-1.3/30-250压缩机活塞杆结构进行优化改进，并全面分析了活塞杆断裂的原因，结果表明优化后的活塞杆比原活塞杆更加可靠。刘亚东等[4]利用Workbench软件对迷宫式压缩机活塞杆进行了模态分析和谐响应分析，提出活塞杆振动的原因。姜冰[5]采用动力学和有限元分析联合的方法对活塞杆部分进行仿真与实验研究，证明活塞杆跳动故障会引起活塞杆组件的加速度和应力增大。陈鹏霏等[6]针对活塞杆断裂问题，对螺纹连接部分的结构进行改进，利用ANSYS软件及差分法等原理计算结构的可靠性，结果证明改进后活塞杆的疲劳强度显著提高。翟斌等[7]依据多体运动学的理论，通过模拟分析的办法，研究了螺纹松动故障的机理，得出可通过观察螺纹松动过程中的平均值和峰值的变化趋势来掌握螺纹松动的情况。文献[8]对压缩机活塞杆的失效进行了分析，主要研究了活塞杆发生故障的原因，提出提高活塞杆疲劳寿命和防止压缩机失效的方法。本文在此基础上对活塞杆进行建模，通过有限元分析软件ANSYS进行静力学分析和模态分析，根据分析结果提出活塞杆优化方案，对其进行优化并证明优化的合理性。

1 压缩机活塞杆

1.1 活塞杆工作原理

从压缩机的结构来看，曲轴与连杆相连接，连杆通过十字头与活塞杆相连[9]，曲轴的回转运动通过十字头带动活塞杆和活塞做往复运动，在气缸内实现气体膨胀-进气-压缩-排气四个过程，完成气体的压缩与运输。BOG压缩机的活塞杆采用中空冷却结构，主要由三个部分组成，分别是外杆件、固定中体及内杆件部分。活塞杆的外杆件部分用于与其它活塞部分相连；固定中体可增加活塞杆的刚度并具有冷却通道；内杆件部分与十字头部分相连。活塞杆两端杆头具有螺纹，因结构特点易发生裂痕。活塞零部件的连接主要用径向联接的方法，同时保证活塞杆平面浮动。活塞部分带有迷宫槽，缸体与活塞间有间隙，此间隙值根据间隙表标准选择[10]。压缩机的活塞杆还需有密封填料，活塞杆的结构也会发生断裂，因此对活塞杆进行受力分析很有必要。

1.2 活塞杆受力分析

将活塞杆的运动简化为如图1所示的曲柄连杆结构。

图1 活塞杆运动简图

活塞的位移、速度、加速度计算公式为

(1)

(2)

a=rw2(cosα+λcos2α)

(3)

式中：X为活塞的位移；V为活塞的速度；a为活塞的加速度；r为曲柄半径；λ为连杆比，大小通常为1/3～1/6；α为曲柄转角；w为曲轴角速度。

工作时活塞杆承受活塞传递的气体力为

F=Pi·S

(4)

式中：Pi代表气缸内外的压力差；S代表气体作用于活塞的面积。

活塞在往复运动中受到的惯性力F′为

F′=(mp+mr)a

(5)

式中：mp为活塞质量；mr为活塞杆的质量。

活塞杆总的受力p为

P=F+F′

(6)

活塞杆所受的摩擦力可忽略不计[11]。

2 原活塞杆有限元分析

2.1 几何模型

活塞杆三维模型图形如图2所示。

图2 活塞杆三维模型图

2.2 静强度分析

将活塞杆模型导入到ANSYS中，对活塞杆定义单元类型和材料属性，包括泊松比、弹性模量及活塞杆的密度等。对活塞杆进行网格划分，本文选择自动划分网格，划分网格后对活塞杆进行约束，节点位置为活塞杆与十字头的接触面。施加载荷时，载荷大小根据BOG压缩机在工作时受到的力来确定。活塞杆主要受往复运动产生的摩擦力、惯性力及气体力，摩擦力相比于其它两种力很小，可忽略不计。力的大小与活塞杆的直径、轴的长度及质量有关。根据文献[3]可知力的大小为90145N，故施加载荷90145N，通过ANSYS计算出活塞杆静力学分析结果，如图3所示。

由图3a可以看出，活塞杆在运动时最大位移为0.784mm，发生在活塞杆的左端外杆件部。由图3b可以看出，在最大载荷作用下，活塞杆承受的最大应力为376MPa，发生在外杆件部的过渡圆角上。

图3 活塞杆静强度分析结果

2.3 模态分析

对活塞杆进行模态分析的目的是得出活塞杆在运动过程中的共振频率，按照频率值的大小进行从小到大排序，获得活塞杆各阶频率值及振型图。与活塞杆静力学分析时的条件相同，对其进行模态分析，得到活塞杆1～10阶频率值，如图4所示，图5为原活塞杆模态1～10阶振型图。

图4 活塞杆前10阶频率

由图5可以看出，第1、2阶频率分别为19.1Hz和19.5Hz，属于刚体位移，不发生振动，活塞杆的第3～10阶固有频率分别为135、137、379、383、696、703、724、1101Hz，10阶模态的最大位移为1.066mm，发生在活塞杆的外杆件部，发生共振时此处为薄弱环节。

图5 模态1～10阶振型图

3 优化后的活塞杆有限元分析

3.1 优化方案

通过对原活塞杆的静强度分析和模态分析，得出活塞杆的外杆部(与十字头链接处的螺纹部分)是受力最大处，所以对此处的尺寸进行优化。原活塞杆的尺寸是27mm，更改后的尺寸为33mm[12]，可与压缩机配合并能完成工作任务。建立三维模型图，对其进行静力学分析和模态分析。

3.2 静强度分析

将改进后的活塞杆三维模型导入ANSYS中，对其进行网格划分、施加约束及载荷，求解得到位移云图和应力云图，如图6所示。

由图6a可以看出，最大位移发生在活塞杆的外杆件部，大小为0.0523mm。由图6b所示，活塞杆最大应力处发生在外杆件部，大小1150MPa。

图6 优化后静强度分析结果

3.3 模态分析

用原活塞杆相同的分析方法对改进后的活塞杆进行模态分析，得到的10阶频率如图7所示。

图7 优化后模态1～10阶振型图

由图7可以看出，活塞杆的1～10阶模态固有频率为127、128、376、379、753、758、1239、1248、1358、1835Hz。优化后的活塞杆1阶频率增大，刚度增强；此外，优化后的活塞杆固有频率与原活塞杆固有频率相比，整体都呈增大趋势，结构更不易被外界所激励。

4 结论

通过对活塞杆进行有限元静力学分析和模态分析，得出活塞杆最大应力处发生在外杆件部，对该部分尺寸进行优化，优化后的活塞杆的变形量比原来活塞杆的变形量小，受力整体减小的同时降低了应力集中；优化后的活塞杆结构最大程度地利用原材料，减少了切削量和加工时间。本文优化方法对其它类型压缩机活塞杆的制造及使用有一定的指导意义。