ANSYS在多列往复压缩机轴系扭振分析中的应用

2009年第2期总214期■设计研究收稿日期:2008-12-10文章编号:100622971(2009)022*******ANSYS 在多列往复压缩机轴系扭振分析中的应用许增金1,2,王世杰1,杨树华2,肖忠会2,张恩民3(11沈阳工业大学机械工程学院,辽宁沈阳110178;21沈阳鼓风机集团有限公司研究开发部,辽宁沈阳110142;31沈阳鼓风机集团有限公司工艺部,辽宁沈阳110142)摘　要:随着石油化工流程规模的不断扩大,往复压缩机向超大型多列方向发展。

压缩机列数的增加,导致轴系扭转固有频率降低,轴系出现扭转振动的可能性变大;经验表明,研制6列以上大型往复压缩机,必须进行轴系扭振分析。

有限元技术的发展,为压缩机轴系的动力分析提供了新的解决方案。

以6M50型往复压缩机为分析对象,利用ANSYS 软件对轴系进行了静力分析、模态分析和动态响应分析。

结果表明,该分析技术可以全面系统地分析轴系各项动力特性,可以直观准确地获得轴系不同部位、不同时刻的应力分布,为大型往复压缩机轴系设计提供可靠的理论依据。

关键词:往复压缩机;有限元分析;曲轴扭转振动;ANSYS 软件中图分类号:TH457 文献标识码:A Crankshaft Torsi ona l V i bra ti on Ana lysis of M ulti 2cramRec i proca ti n g Com pressor w ith ANS Y SXU Zeng 2jin1,2,WANG Shi 2jie 1,Y ANG Shu 2hua 2,X I A O Zhong 2hui 2,ZHANG En 2m in3(11School of M echanical Engineering,Shenyang U niversity of Technology,Shenyang 110178;21R&D D epart m ent of Shenyang B lo w erW orks Group Co .,L td .,Shenyang 110142;31Technologist D epart m ent of Shenyang B lo w erW orks Group Co .,L td .,Shenyang 110142)Abstract :W ith the enlarge ment of scale of petr o 2che m istry,there is a gr owing trend that reci p r ocating comp res 2s or devel op s t owards large scale and multi 2crank .The natural frequency of crankshaft t orsi on decreases with the increasing a mount of crank of comp ress or,which als o extend the possibility of t orsi onal vibrati on .General experi 2ence shows that it is necessary t o analyze the crankshaft t orsi onal vibrati on f or 6M reci p r ocating comp ress or .Some ne w methods are utilized f or the dynam ics analysis of crankshaft in comp ress or with the devel opment of FE M.By virtue of ANSYS,6M50reci p r ocating comp ress or is discussed with the res pect of static,mode and dy 2na m ic analysis .The results reveal that such analysis technol ogy is capable of full 2scale analyzing vari ous dyna m 2ic characteristic of crankshaft and obtaining direct and p recise stress distributi on in different ti m e and areas,which p r ovide efficient theoretical support t o the comp ress or design .Key words :reci pr ocating co mp ress or ;finite ele ment analysis ;crankshaft t orsi onal vibrati on;ANSYS s oft w are1　引言往复压缩机广泛应用于石化行业,其可靠性影响整个生产线的正常运转。

通常情况下,当压缩机曲轴列数≤4时,压缩机一般不发生扭振;当列数增加到6列时,压缩机可能发生扭振,这时对轴系进行动力学设计和分析十分必要[1]。

随着石油化工流程规模的不断扩大,往复压缩机向超大型多列方向发展。

压缩机轴系的固有频率随着曲轴列数的增加而降低,当压缩机工作载荷加大、曲轴列数增多时,由共振引起较大振动应力而导致压缩机曲轴破坏问题日益严重,压缩机轴系扭振分析已受到广大科技工作者的高度重视。

开发研制6M80以及8M 等系列往复压缩机时,曲轴振动问题凸显。

往复压缩机曲轴扭振计算的发展在我国一直比较缓慢,这类压缩机发展初期,国产机型主要集于L 型、W 型、P 型、2D 型和4M 型等结构形式,从压缩机设计角度来讲,这些类型的压缩机不会发生曲轴扭转振动,传统的静强度和疲劳分析就能满足设计的需要。

压缩机技术发展到20世纪90年代,当时实现国产化的6M32、6M50等大型往复压缩机,一般都是采用引进技术进行生产设计的。

往复压缩机曲轴处于高速旋转状态,其所受外界激振力比较复杂,精确地列出其运动微分方程并求得其振动特性十分困难。

有限元法是近几十年发展起来的一种数值计算方法,它是解决复杂结构动力问题最有效的方法[2]。

ANSYS 有限元分析软件作为世界上著名的大型通用CAE 软件之一,它可以很好的解决往复压缩机轴系扭转振动问题。

本文将介绍ANSYS 软件在往复压缩机曲轴扭振计算中的几点应用。

2　压缩机轴系有限元模型的建立与静强度分析211　压缩机轴系有限元模型的建立压缩机轴系扭振系统是由弹性元件、惯性元件、阻尼元件及激振力组成,其振动系统的运动微分方程的表达形式如下[M ]{X ・・}+[C ]{X ・}+[K ]{X }={F}(1)其中{X }、{X ・}、{X ・・}分别表示压缩机轴系各节点的角位移、角速度和角加速度向量;[M ]、{C }、[K ]分别为压缩机轴系整体结构的质量、阻尼和刚度矩阵;{F }为压缩机轴系整体节点载荷列向量。

当[M ]=0且[C ]=0时,方程(1)转化成轴系的静力微分方程;当[F ]=0、[C ]=0时,方程(1)转化成轴系无阻尼模态动力微分方程;当[F ]=A sin (ωt +<)时,方程(1)转化成轴系的谐响应微分方程。

压缩机轴系有限元模型如图1所示。

轴系往复惯性质量按文献[3]的处理方法进行模型简化;轴系8个轴承施加了径向位移约束,如图中①～⑧所示;轴系的压缩机列数从左侧依次为1、2、3、4、5、6,轴系各列曲柄销处施加工作载荷如图中Ⅰ～Ⅵ所示。

作用在曲柄销上的载荷是由切向力和径向力组成,各载荷值均利用往复压缩机专用计算程序获得,其中压缩机在额定转速333r/m in 下第一列曲柄销所受切向力产生的扭矩如图2所示。

212　压缩机曲轴静强度分析在进行压缩机曲轴扭振分析之前,首先要判断轴系是否满足静强度设计要求。

曲轴静力分析是利用ANSYS 的结构静力分析模块(Structural Static Analy 2sis )完成的。

由于静力分析不考虑惯性和阻尼对结构的影响,因此只完成曲轴一个运转周期的振幅、应力分析。

曲轴各处应力危险点在图1的②、③、④、⑤、⑥、⑦曲柄与主轴径过渡圆角等部位,图3给出了轴系典型危险节点等效应力的时间历程曲线。

上述分析结果表明,从曲轴静强度角度分析,曲轴最危险点在压缩机的第6列,即在曲轴的驱动端。

图3　轴系各处危险节点等效应力的时间历程曲线文献[1]中规定了轴径和曲柄各截面的静强度安全系数的计算公式n =σ-1σ0≥[n ](2)式中　σ-1———曲轴材料对称弯曲疲劳强度,35Cr M o A 材料一般取389MPa;σ0为按第三强度理论计算的等效强度。

[n ]———许用安全系数。

将图3(c )曲轴转角220°时刻σ0=131MPa 代入式(2),得到安全系数为2196,满足许用安全系数[n ]≥2的要求。

3　压缩机轴系模态分析压缩机轴系模态分析是求解轴系的固有频率和模态振型,是确定压缩机轴系动力特性的方法之一,是采用模态叠加法进行动态响应分析的前期工作。

压缩机轴系模态分析是利用B l ock Lancz os 法进行的。

压缩机轴系扭转共振固有频率如表1所示,扭表1　6M 50型轴系固有频率阶次(SET )频率(FREQ )137.780Hz 280.682Hz 3132.57Hz图4　轴系各阶模态振型转共振模态振型如图4所示。

从图4各个扭转共振模态振型图可以看出,轴系的第1阶扭转振型存在1个结点,在电机轴与压缩机曲轴之间,振幅最大值出现在第1列曲柄销上;第2阶扭转振型存在2个结点,分别出现在第2列与第5列之间和电机轴与压缩机曲轴之间;第3阶扭转振型存在3个结点,分别处于第2列与第3列之间、第6列与联轴器之间以及电机轴与联轴器之间。

在同一运转工况下,轴系可能同时出现多阶扭转振动,对高阶扭转振动来说,一方面激发高阶扭转振动的载荷谐波次数较高,此时对应的载荷能量较弱;另一方面,高阶扭转振型的结点数多,轴系不容易被激发。

因此,轴系主要考虑与1阶扭转固有频率相等或接近的压缩机谐频载荷。

从图2和表1可知,轴系3815Hz 的谐频载荷的频率与轴系的1阶扭转固有频率比较接近,此时频率比r =3818537178=11028,即压缩机的7倍转速落入了一阶扭转固有频率的5%范围内,需要进行动态响应分析。

4　压缩机轴系动态响应分析压缩机轴系动态响应分析是在外载荷作用下,轴系节点振幅、应力等参数对时间的响应。