基于ANSYS的三缸單作用隔膜泵活塞缸的強(qiáng)度對(duì)比分析

陳勇軍

（中國有色（沈陽）泵業(yè)有限公司，遼寧 沈陽 110144）

1 前言

三缸單隔膜泵作為固-液兩相流體輸送的核心設(shè)備，已在冶金、化工、能源等諸多領(lǐng)域得到了廣泛的應(yīng)用。隔膜泵液力端主要由活塞缸、進(jìn)出料管、隔膜室以及閥箱等部件組成。其中，出活塞缸作為位于隔膜泵液力端的重要零件，其內(nèi)部承受流體壓力載荷，并隨著流體輸送和活塞的往復(fù)運(yùn)動(dòng)的影響使該件成為液力端主要易損件之一。設(shè)計(jì)缸套的關(guān)鍵因素在于合理確定缸套的壁厚使應(yīng)力分布得到改善，避免因過度的應(yīng)力集中和變形而導(dǎo)致缸套在隔膜泵運(yùn)行現(xiàn)場發(fā)生疲勞破壞。此外，設(shè)計(jì)中還應(yīng)充分考慮合金鋼零部件的成本因素，這要求設(shè)計(jì)者在能夠滿足強(qiáng)度要求的前提下盡力降低零件的重量。本文采用大型有限元分析軟件ANSYS對(duì)活塞缸進(jìn)行強(qiáng)度分析，并對(duì)分析結(jié)果進(jìn)行評(píng)價(jià)。通過對(duì)比分析結(jié)果來確定符合強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求并且壁厚合理、重量較輕的結(jié)構(gòu)形式。其分析方法與結(jié)論對(duì)相關(guān)產(chǎn)品的設(shè)計(jì)與研發(fā)具有一定的理論指導(dǎo)意義。

2 隔膜泵液力端活塞缸強(qiáng)度分析

2.1 幾何模型與邊界條件

三缸單作用隔膜泵液力端活塞缸所處位置如圖1所示，由圖1可知，活塞缸裝配于腔體之后并在其內(nèi)部安裝活塞芯與活塞桿，兩者隨動(dòng)力端曲軸的旋轉(zhuǎn)做往復(fù)運(yùn)動(dòng)。活塞缸后端與油缸壓蓋相連。在隔膜泵的現(xiàn)場運(yùn)行過程中，活塞缸內(nèi)部受輸送料漿工作壓力載荷作用。活塞缸的三維結(jié)構(gòu)如圖2所示。

根據(jù)圖2可知，對(duì)缸套強(qiáng)度產(chǎn)生影響的主要因素為缸套的壁厚。由于缸套為全對(duì)稱結(jié)構(gòu)，為降低計(jì)算規(guī)模，可以對(duì)1/4模型進(jìn)行分析計(jì)算。利用三維幾何建模軟件Solid Works建立液力端缸套的幾何模型并以.SAT的格式導(dǎo)入有限元分析軟件ANSYS中。采用ANSYS前處理模塊對(duì)幾何模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，對(duì)易產(chǎn)生應(yīng)力集中的位置進(jìn)行細(xì)化（相貫線處圓角），共得到三維四面體單元30871個(gè)，節(jié)點(diǎn)22398個(gè)。根據(jù)液隔膜泵液力端運(yùn)行過程中實(shí)際工況的來定義邊界條件如下：在實(shí)際運(yùn)行工況下，壓力載荷作用于缸套內(nèi)腔表面（35MPa），在1/4對(duì)稱面施加對(duì)稱方向約束，缸套與油缸壓蓋之間的接觸面定義另外一個(gè)方向的約束。缸套的邊界條件如圖3所示。

2.2 計(jì)算仿真結(jié)果

通過提取ANSYS后處理結(jié)果得到該液力端活塞缸的應(yīng)力與變形分布云圖分別如圖4和圖5所示。

由于活塞缸為合金鋼鍛件，因此根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)1-107可知其強(qiáng)度分析結(jié)果的評(píng)定通常由工作應(yīng)力與許用應(yīng)力之間的關(guān)系式來確定。工作應(yīng)力σc與許用應(yīng)力σp的一般關(guān)系為：σc≤σp，其中工作應(yīng)力即為分析所得的最大應(yīng)力值，許用應(yīng)力則根據(jù)制造活塞缸的材料屬性以及零件的關(guān)鍵程度等因素來共同確定。三通的材質(zhì)為鍛造合金鋼，經(jīng)計(jì)算其材料的許用應(yīng)力為120MPa，而有限元分析結(jié)果為78.2MPa，因此根據(jù)分析結(jié)果可知，該活塞缸在設(shè)計(jì)上能夠滿足強(qiáng)度要求。

為達(dá)到降低重量從而減少生產(chǎn)成本的目的，對(duì)活塞缸的壁厚進(jìn)行調(diào)整。將壁厚由70mm降低為60mm，這樣可將活塞缸的重量大幅降低，采用與上述內(nèi)容相同的邊界條件、網(wǎng)格規(guī)模對(duì)其進(jìn)行強(qiáng)度分析可以得到減重后新結(jié)構(gòu)缸套的應(yīng)力分布云圖和變形分布云圖分別如圖6和圖7所示。

表1 不同厚度缸套分析結(jié)果匯總表

采用相同的評(píng)價(jià)體系對(duì)60mm壁厚活塞缸進(jìn)行應(yīng)力評(píng)定可知該種結(jié)構(gòu)亦能滿足強(qiáng)度要求。為便于對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行評(píng)價(jià)，將不同壁厚活塞缸的應(yīng)力、變形的分析結(jié)果進(jìn)行對(duì)比并將結(jié)果匯見表1。

結(jié)論

本文利用大型有限元分析軟件ANSYS對(duì)不同厚度的三缸單作用隔膜泵液力端活塞缸進(jìn)行強(qiáng)度分析，并根據(jù)非標(biāo)準(zhǔn)件強(qiáng)度評(píng)定的相關(guān)準(zhǔn)則對(duì)分析結(jié)果進(jìn)行評(píng)價(jià)。綜合對(duì)比計(jì)算結(jié)果，得出結(jié)論如下：

（1）通過對(duì)比可知，不同厚度的液力端活塞缸在相同工況下的最大應(yīng)力均位于內(nèi)腔邊緣位置，且最大變形與最大應(yīng)力所產(chǎn)生的位置基本相同。根據(jù)隔膜泵現(xiàn)場運(yùn)行實(shí)際情況可知其結(jié)論真實(shí)可靠。

（2）對(duì)不同厚度的活塞缸進(jìn)行對(duì)比發(fā)現(xiàn)，每降低10mm壁厚，減重可達(dá)15kg。但最大應(yīng)力值隨之增加，最大變形的變化量不大。

（3）根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)中的材料屬性推薦值以及應(yīng)力評(píng)價(jià)體系對(duì)不同厚度活塞缸進(jìn)行應(yīng)力評(píng)定可知，在高壓力、大流量工況下皆能滿足強(qiáng)度要求，但為達(dá)到隔膜泵安全穩(wěn)定運(yùn)行，且考慮安全系數(shù)和裕度的前提下，應(yīng)將壁厚定為50mm，且此結(jié)構(gòu)能夠大幅降低制造企業(yè)生產(chǎn)成本，提高經(jīng)濟(jì)效益。

[1]《活塞式壓縮機(jī)設(shè)計(jì)》編寫組.活塞式壓縮機(jī)設(shè)計(jì)[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1974.

[2]郁永章.容積式壓縮機(jī)[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2000.

[3]成大先.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)[M].北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2002.