基于问隙运动副的往复压缩机传动机构动力学分析

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往复压缩机是石油化工生产工艺中的关键设备，由于制造误差和磨损等原因，长期服役以后，往复压缩机传动机构的运动副往往会出现间隙过大的情况。运动副是机械系统的基本要素，通常在理论分析过程中假设为理想约束，但实际上间隙广泛存在于运动副之中，而且是冲击力的主要来源。而过大的间隙必然会产生振动和噪声，降低系统可靠性、稳定性、寿命和精度。因此，运动副间隙会对往复压缩机传动机构的动力学性能产生显著的影响。

收稿 日期： 2012-05-25 修稿日期： 2013-02-05基金项 目： 黑龙江侍育厅科学技术研究项 目(12521051)间隙对机械系统动力学性能的影响已成为-个研究热点，已有学者对其进行 了大量研究。

Haines和 Ravn针对平面运动机构中带有间隙转动副的碰撞问题进行了综述 。P.Flores对考虑间隙与润滑的运动副进行了建模方法研究，并分析了间隙对机械系统动力学的影响 。关于考虑 运 动 副 间 隙 和构 件 柔 性 的机 械 系统，Dubowsky和 Moening研究了动力学分析中的冲击响应，Imed Khemili利用ADAMS软件建立了曲柄滑块机构模型，并通过试验装置对仿真结果进行了验证 ， 。

本文以往复压缩机传动机构为研究对象，基于ADAMS软件的接触碰撞模型函数，建立带转2013年第41卷第3期 流 体 机 械 l7以拓扑构型为依据，在ADAMS/View中对各部件添加约束。其中，曲轴B，与机体B。通过转动副(H ，H：)连接，转动副(H ，H )模拟了机体的主轴承；连杆 B 大头轴瓦与曲轴 B，通过转动副(H，)连接；连杆 B 小头轴瓦与十字头销 B。通过转动副(H )连接，转动副(H )在仿真过程中被模拟成间隙转动副；十字头销 B 与十字头 B 通过固定副(H )连接；活塞杆 B 与十字头 B 通过固定副(H6)连接；十字头 B 与机体 通过滑动副(H，)连接。往复压缩机传动机构的多体动力学模型如图3所示。

图3 往复压缩机传动机构多体动力学模型3.2 气缸压力载荷模型气缸的理论循环过程为：余隙膨胀、吸气、压缩和排气。所模拟的压缩机是单缸双作用往复压缩机，活塞行程 240mm，进气压力 0.1MPa，排气压力0.9MPa。本文以活塞位移为自变量，以原点为上死点，以水平向右为 x轴的正向，根据热力学方程，通过 ADAMS的 IF函数模拟了气缸 4个理论循环过程的压力载荷，并将其作用于模型中靠近活塞-侧的活塞杆端部。

宝X耀图4 气缸压力载荷仿真结果3.3 机体与连杆柔性体模型为了在仿真过程中获得机体的加速度响应以及研究柔性连杆对机构动力学性能的影响，利用有限元软件 ANSYS建立了机体和连杆的柔性体模型，并计算出其各阶固有频率和特征模态。机体和连杆的柔性体有限元特征见表 1。

表 1 柔性体有限元特征特征类型 机体 连杆单元类型 S0lid45 Solid45单元数量 l467O 56577特征模态数 36 18有限元软件所生成的柔性体以中性文件的形式导人ADAMS中并与其它部件连接形成模型，其中柔性体阻尼比设置为1%。为了在仿真过程中获得更精确的结果，启用了柔性体的所有特征模态。

4 仿真与结果分析往复压缩机传动机构多体动力学模型中曲柄长 120mm，连杆长 600mm。连杆小头与十字头销之间应用间隙转动副连接，其中十字头销轴的直径为 35ram，连杆小头孔初始设置为 35。

1mm。因此，转动副径 向间隙为 0.2ram。转动副中相互接触 的材料属性为杨 氏模量 2.06×10 N/m， 自松比0.3，摩擦忽略不计。初始设置十字头销处于上死点，转动副中轴的速度和位移均为零。分析过程 中以气缸压力载荷、间隙幅值、曲轴转速和连杆柔性作为影响因素，进行 5种工况分析。

仿真的目的是研究间隙和其它因素对往复压缩机传动机构动力学性能的影响，这可以通过对- 系列动力学响应的分析得出，例如本文所采用的机体主轴承处的加速度、转动副的轴心轨迹和转动副接触力。本文分析结果中各种响应所对应的时间历程为曲轴旋转两个周期。

第1种工况中除机体外所有部件均为刚体，连杆小头孔与十字头销间隙为0.2ram，曲轴转速300rpm，无气缸载荷。仿真后，间隙转动副的轴心轨迹如图 5(a)所示 ，其中，点划线圆表示 0.2mm的径向间隙。分析可知在仿真过程中运动副的主要接触模式是连续接触，因为，轴心轨迹大多数时间处于圆外∮触变形的最大穿透深度很薄，仅为4.5×10-mm，这是因为缺少了气缸压力载18 FLUID MACHINERY Vo1.41，No.3，2013荷，接触力较校图5(b)所示的转动副接触力中出现了大量冲击，这是转动副中轴与轴承的接触碰撞产生的。图5(c)所示的机体加速度也出现了大量冲击，其最大值为 6.13×10 mm/s ，这是由传递至机体上的转动副冲击力引起的。

0·l菖曼登0.0誊120k - J- 0.I O 0.1瑚 位移(mm1(a)轴心轨迹O.2 0.4 0.6t(s)(b)转动副接触力三 1昌g0- 1t(s)(c)机体加速度图5 第 1种工况试验结果 。

相比于第 1种工况，第 2种工况在活塞杆近活塞端施加了气缸压力载荷。第2种工况的间隙转动副轴心轨迹如图6(a)所示，分析可知转动副的接触模式有 自由运动、碰撞和连续接触，且最大穿透深度比第 1种工况更深，为5.6 X 10～mm，这是气缸压力载荷作用的结果。图6(a)所示的转动副接触力在形状和幅值上与图4所示的气缸压力载荷均十分相似，这是因为传递至转动副中的气缸压力载荷要比各部件的惯性力大很多。由于在转动副接触力改变方向时接触模式从连续接触变为自由运动，随后再变为碰撞，所以图6(b)所示的转动副接触力在通过零线后出现了大量的冲击。由于接触模型中的阻尼作用，冲击逐渐减弱消失。与此同时，图6(c)所示的机体加速度也出现了大量冲击，最大值为9.63×10 mm/s 。由结果可知气缸压力载荷是间隙转动副接触力的主要来源。

I旦 0X- 1瑚 位移(mm)(a)轴心轨迹O.2 0-4 O.6t(s)S l自0- 1(b)转动副接触力0.2 0.4t(s)(c)机体加速度图6 第 2种工况试验结果相比于第 2种工况，第 3种工况将曲轴转速从 300r/min提高至 600r/min。第 3种工况间隙转动副的接触力如图7(a)所示，其中冲击相比于第 2种工况更加强烈，这是因为随着曲轴转速的提高，轴心在相同的间隙内获得了更高的加速度，从而在碰撞前产生了更高的穿透速度。与此同时，由于更大的接触冲击力，图7(b)所示的加速度最大值相比于第 2种工况从 9.63×10 mm/s增加至 2.49×10。rnm/s 。由分析可知，曲轴转速的提高可以增强运动副接触力和机体加速度的冲击现象。

2013年第4l卷第 3期 流 体 机 械 19t(s)(a)转动副接触力t(s)(b)机体加速度图7 第 3种工况试验结果第4种工况将第2种工况中0.2mm的间隙 经过了更长的路径，从而在碰撞前产生了更高的转动副替换为 0.4mm的问隙转动副。第 4种工 穿透速度。由于接触力的剧烈冲击，相 比于第 2况间隙转动副的接触力如图8(a)所示，与第3种 种工况，图8(b)所示的加速度最大值从9.63×工况类似 ，其冲击相比于第 2种工况更加剧烈，但 10 mm/s 增加至 1.47 X 10。mm/s 。

其原因是随着间隙的增大，轴心以相同的加速度2考0、- ，毽-1t(S) t(s)(a)转动副接触力 (b)机体加速度图8 第 4种工况试验结果通过分析可知，随着运动副间隙幅值的增加， 接触力的冲击相比于第2种工况较小，而且衰减运动副接触力和机体加速度出现更剧烈的冲击。 更快。随着接触力冲击效应的减弱，图9(b)所示第5种工况将第2种工况中的刚性连杆替换 的加速度最大值从9.63×10 mm/s 降低至2.4为柔性连杆。第 5种工况间隙转动副的接触力如 X 10 mrn/s 。根据结果可知，柔性连杆可以降低图9(a)所示，由于柔性连杆的弹性和阻尼作用， 运动副接触力和机体加速度，并使冲击更快衰减。

1宝 0- 105 结论22窨吕0×- 20.4 0.6 0.2t(s)(a)转动副接触力O.4 O.6t(s)(b)机体加速度图9 第 5种工况试验结果(1)气缸压力载荷是问隙转动副接触力的主根据间隙运动副动力学模型，利用 ADAMS软件建立了往复压缩机传动机构的间隙转动副多体动力学模型。并根据不同影响因素，对 5种工况进行了动力学分析。由分析结果可知：要来源；(2)间隙和曲轴转速会对间隙运动副接触力和机体加速度产生显著影响；(3)柔性部件可以降低运动副接触力和机体加速度，并使冲击更快衰减。

(下转第33页)2013年第 4l卷第 3期 流 体 机 械 33W3-211、FFA-W3-301、NACA63-215 3种 常用风力机翼型进行了二维气动数值模拟，得出了翼型的升力系数曲线、阻力曲线以及升阻比，并与试验结果进行了对比分析，其结果与试验数据有较高的吻合程度，但也有部分攻角处数值模拟和试验数据有较大的误差 ，可能是网格的划分或湍流模型在大攻角后缘分离情况下引起的～数值模拟结果与试验数据对比分析可以基本认定本文的翼型二维气动数值模拟方法和结果是可信的、可靠的，计算机数值模拟与试验验证的有机结合为风力发电机翼型气动性能的研究提供了重要依据，也有利于叶片新翼型的研发。