新型葉片鉸接滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)在做壓縮機(jī)耐久性試驗(yàn)時(shí),當(dāng)速度提高到5500 r/min時(shí),出現(xiàn)鉸接支座鉸接槽倒角處很快破裂的損壞現(xiàn)象,嚴(yán)重影響壓縮機(jī)的機(jī)械性能、使用壽命和可靠性。本文通過利用有限元分析軟件ANSYS對(duì)葉片鉸接滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)的隔離葉片和鉸接支座等主要運(yùn)動(dòng)部件進(jìn)行了靜態(tài)強(qiáng)度分析,結(jié)合以前的運(yùn)動(dòng)分析和耐久性試驗(yàn),找到原因所在,提出了相應(yīng)的改進(jìn)措施,耐久性試驗(yàn)的結(jié)果表明改進(jìn)措施有效可行。

1、前言

　　新型葉片鉸接滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)是在傳統(tǒng)滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)的基礎(chǔ)上,對(duì)彈簧、滑片結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)而得到的。這種新型壓縮機(jī)去除了彈簧、直線滑片變成了弧形葉片,葉片的兩端分別鉸接于缸體和與滾動(dòng)活塞固接的鉸接支座上,從而使滑片與滾動(dòng)活塞、滑片與滑片槽之間的滑動(dòng)摩擦變成為葉片鉸接頭與鉸鏈支座及缸體上鉸接槽間的旋轉(zhuǎn)摩擦,如圖1所示。

　　通過對(duì)新型葉片鉸接滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)的簡化機(jī)構(gòu)、主要零部件進(jìn)行運(yùn)動(dòng)分析可見,由于它們結(jié)構(gòu)的不同、主要零部件受力不同,使得它們的運(yùn)動(dòng)規(guī)律也不相同:葉片鉸接滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)的隔離葉片作平面旋轉(zhuǎn)擺動(dòng)運(yùn)動(dòng),比傳統(tǒng)滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)滑片的變加速直線往復(fù)運(yùn)動(dòng)要好。但傳統(tǒng)滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)滾動(dòng)活塞的相對(duì)角速度很小,一般僅為偏心輪軸旋轉(zhuǎn)角速度的10%左右,而葉片鉸接滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)的滾動(dòng)活塞的相對(duì)角速度比傳統(tǒng)滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)大出12倍以上。還有當(dāng)傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速較高時(shí),隔離葉片和滾動(dòng)活塞的擺角、角速度和角加速度的最大、最小值所對(duì)應(yīng)的傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)角也是不變的 。但是,當(dāng)傳動(dòng)軸的角速度為5500 r /min和8500 r /min時(shí)滾動(dòng)活塞和鉸接葉片的角速度和角加速度的曲線較陡,由此可見滾動(dòng)活塞和鉸接葉片的角速度和角加速度的變化激烈,這種變化對(duì)壓縮機(jī)的機(jī)械性能、使用壽命和可靠性影響很大。因此,本文通過利用有限元分析軟件ANSYS對(duì)葉片鉸接滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)的主要運(yùn)動(dòng)零部件進(jìn)行應(yīng)力分析和強(qiáng)度校核,結(jié)合以前的運(yùn)動(dòng)分析和耐久性試驗(yàn),分析找出主要零部件潛在的可靠性問題及其原因,尋找應(yīng)對(duì)策略和解決辦法,以提高壓縮機(jī)的效率、機(jī)械性能、可靠性和經(jīng)濟(jì)性。

(a) 　改進(jìn)結(jié)構(gòu)　　　(b) 　傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)

圖1　傳統(tǒng)滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)和新型葉片鉸接滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)的結(jié)構(gòu)示意

2、主要零部件的靜態(tài)強(qiáng)度分析

　　葉片鉸接滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)的主要運(yùn)動(dòng)部件是隔離葉片和鉸接支座。經(jīng)計(jì)算它們的慣性力和摩擦力相對(duì)氣體壓力很小,所以不考慮零件本身的慣性力和摩擦力的影響,只分析在靜態(tài)氣壓作用下的應(yīng)力分布和度校核。下面利用ANSYS對(duì)葉片鉸接滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)的隔離葉片和鉸鏈支座進(jìn)行靜態(tài)強(qiáng)度分析。

2.1、隔離葉片的靜態(tài)強(qiáng)度分析

　　前處理:通過SOL IDWORKS 2006SPO創(chuàng)建隔離葉片的幾何實(shí)體,將模型存為IGES文件格式,把該模型通過ANSYS內(nèi)置的IGES轉(zhuǎn)換過濾器輸入到ANSYS中。隔離葉片的幾何實(shí)體如圖3所示。隔離葉片的材料為Cr12,揚(yáng)氏模量E = 2. 06×1011 Pa及泊松比NUXY = 0.3 。從ANSYS單元庫中選2 - D的PLANE42單元和3 - D的SOL2ID45單元 。接著進(jìn)行網(wǎng)格劃分:先指示ANSYS程序?qū)Ω綦x葉片的末端截面自動(dòng)劃分單元網(wǎng)格,再對(duì)可能產(chǎn)生應(yīng)力集中的部位進(jìn)行細(xì)化,劃分單元類型選擇為PLANE42;再利用ANSYS程序的體掃掠( Extrude)功能掃掠貫穿整個(gè)隔離葉片使其生成單元,單元類型為SOL ID45,為四邊形網(wǎng)格、六面體單元。劃分結(jié)果為: 節(jié)點(diǎn)數(shù)10832個(gè),單元數(shù)9776個(gè),隔離葉片的網(wǎng)格劃分模型如圖2所示。

圖2　隔離葉片的網(wǎng)格劃分模型圖3　隔離葉片的載荷模型

　　加載和求解: ANSYS程序中使用的載荷包括邊界條件(約束、支承等)和其外部、內(nèi)部載荷。考慮隔離葉片只受氣體力的作用,因此在葉片的上表面施加排氣壓力為1. 5MPa;下表面施加吸氣壓力為0. 2MPa。隔離葉片的兩鉸接端的圓弧面施加對(duì)稱邊界條件(徑向約束) 。結(jié)構(gòu)分析中,對(duì)稱邊界條件指平面外移動(dòng)和平面內(nèi)旋轉(zhuǎn)設(shè)置為0。隔離葉片與前后缸蓋接觸的兩個(gè)端面加垂直于端面方向位移的約束。隔離葉片加載后模型見圖3。

　　完成對(duì)隔離葉片的建模和加載后,便可進(jìn)入ANSYS求解器開始求解。求解器運(yùn)行結(jié)束后,在POST1后處理程序中查看結(jié)果。隔離葉片的變形如圖4所示,等效應(yīng)力分布如圖5所示。

圖4　隔離葉片的位移變形圖5　隔離葉片的等效應(yīng)力分布

　　隔離葉片的材料為Cr12的力學(xué)性能:名義屈服極限σ0.2 = 198MPa, 抗拉強(qiáng)度極限σb =365MPa。通過應(yīng)力分析可以看出:最大的應(yīng)力在隔離葉片上表面(施加的載荷為1. 5MPa)與隔離葉片后端的圓柱狀頭部(與缸體鉸接)之間的倒圓角處,其值為41. 183MPa,可見隔離葉片靜態(tài)只受氣壓作用時(shí)應(yīng)力最大處的安全系數(shù)是4. 8,這證明了隔離葉片在只受靜態(tài)氣體壓力作用的條件下是較安全的。由此可見,隔離葉片的損壞不是由于靜態(tài)氣體壓力的緣故,但是隔離葉片的圓柱狀頭部與缸體鉸接的倒圓角處是應(yīng)力敏感區(qū)。