乳化液泵偏心曲軸變形特性分析及優化設計

屈小兵

(潞安集團 東盛煤業有限公司，山西 沁源 046500)

隨著綜采技術的不斷發展與應用，乳化泵依靠其高流量、高壓力、結構緊湊的特性，成為礦井集約高效生產的主要動力源之一。近年來，采煤機械設備逐漸向重型化、自動化、智能化方向發展，但是在綜采設備的配套方面仍存在著許多缺陷，特別是在液壓支護方面，由于受到各種工況條件的約束，使得采煤設備無法發揮應有的工作效率，從而不斷制約著礦井經濟的發展[1-2]。

乳化液泵作為液壓支架的主要動力源，直接決定了工作面支架的工作特性與安全特性。在乳化液泵的配套安裝期間，由于各部件的制作誤差及人工安裝偏差，時常會發生各種的傳動異常現象，直接影響了乳化液泵的工作特性與使用壽命[3-4]。其中曲軸作為乳化液的最關鍵傳動元件，在存在偏心現象時，會在高流量、高壓力、不平衡慣性力等因素的長時間作用下產生疲勞斷裂，直接影響正常生產。為有效提高乳化液泵曲軸的工作效率，增強使用壽命，應當以仿真模擬的方式對其變形量與應力大小進行分析，并提出合理的優化方案。

1 曲軸運動原理分析

本文研究對象為三拐四支撐式乳化液泵，從動力輸入端起，四個軸承型號依次為：第一個：雙列調心滾子軸承23220cc/w33(100 mm×180 mm×60.2 mm)，第二、三個雙列調心滾子軸承23032cc/w33(160 mm×240 mm×60 mm)，第四個：圓柱滾子軸承2316EC(80 mm×170 mm×58 mm)。曲軸正常工作時，在連桿帶動下進行往復式柱塞傳動，曲柄進行繞固定點的旋轉運動。當曲柄順時針旋轉至0°～180°時，柱塞左移，將乳化液推入工作端；旋轉至180°～360°時，柱塞進行右移，并受負壓推動進行吸液。

如圖1所示，曲軸以O為旋轉中心，A點為曲柄銷與連桿的連接點，B點表示滑塊上的柱銷，即曲柄OA繞O點作旋轉動作，連桿AB作平面運動，滑塊B作沿CD方向的直線往復運動。ω為曲柄的旋轉角速度，β為連桿的擺動角，L為連桿長，s為柱塞的位移距離，以θ=0°時為曲軸的初始狀態，即滑塊B位于D點處開始計量[5]。

圖1 曲軸運動原理簡圖

曲拐在轉角θ為0～180°時，柱塞進行排液運動，此時的缸內液壓為41.2 MPa，當轉角θ為180～360°時，柱塞開始吸液，缸內液壓減小至2.4 MPa。柱塞每旋轉60°曲軸工作狀況都會發生變化，因此可以將柱塞每旋轉60°作為一個步長，即每個步長為0.015 28 s。已知此類曲軸在理想狀態的工作轉矩為3 883 650 N·mm，角速度為68.55 rad/s，柱塞力為1.633×105N，為了進一步分析曲軸的危險截面，建立Ansys仿真模型。

2 模型建立及參數設定

通過Pro/engineer建立三拐四支撐式乳化液泵實物模型，并將曲軸部分導入Ansys workbench中，利用Geometry模塊進行模型的計算與分析[6]。模型選取鋼材為42CrMo鋼，材料性能參數如表1所示。本次模擬模型為曲軸，屬于不規則、非對稱型模型，采用四面體單元網格進行劃分，共生成64 362個節點，38 142個單元格，如圖2所示。給定模型三個軸承處x軸、y軸位移量為零，z軸為自由端，第一軸承給定x軸、y軸、z軸位移量為零，第二、三軸承給定x軸、y軸位移量為零，z軸為自由端，第四軸承給定x軸位移0.03 mm、y軸位移0.04 mm、z軸為自由端[7]。模擬曲軸存在偏心力時，六種受力工況下的加載力，如表2所示。

3 模擬結果分析

為更好地對比不同工況下，曲軸的軸與軸承部分受力變形狀況，根據曲軸的不同單拐受力情形以及不同雙拐排液狀況，對比分析曲軸的六種工況下的曲軸受力云圖。六種工況分別為：工況1(曲拐1受力最大)、工況2(曲拐2受力最大)、工況3(曲拐3受力最大)、工況4(曲拐1和曲拐3同時受排液力)、工況5(曲拐2和曲拐3同時受排液力)、工況6(曲拐1和曲拐2同時受排液力)。通過Ansys workbench12中的Static structure模塊對曲軸在六種工況下做靜力分析，得到六組應力云圖與應變云圖。如圖3～圖8所示。

表1 曲軸鋼材性能

表2不同工況下模型施加的加載力大小N

工況類型曲拐1水平力垂直力曲拐2水平力垂直力曲拐3水平力垂直力121931-1.632e5-655-9683.7-655-9683.72-655-9683.721931-1.632e5-655-9683.73-655-9683.7-655-9683.721931-1.632e543872.5-1.5817e5-1273.4-9683.716736-1.5817e55-1273.4-9683.716736-1.5817e53872.4-1.5817e5616736-1.5817e53872.5-1.5817e5-1273.4-9683.7

圖2 曲軸模型網格劃分

圖3 工況1時的曲軸(存在偏心時)應變、應力云圖

由圖3可知，當曲軸處于工況1時，曲軸的變形位置為左端面、第一軸徑、第三軸頸以及第四曲柄與右端軸的過渡圓角處，并且受力最大的部位為第四曲柄與右端軸的過渡圓角處。最大應力值為245.35 MPa，最大應變值為0.050 31 mm。

圖4 工況2時的曲軸(存在偏心時)應變、應力云圖

由圖4可知，當曲軸處于工況2時，曲軸的變形位置為左端面、第二軸頸、第三軸頸以及第四曲柄與右端軸的過渡圓角處，并且受力最大的部位為第四曲柄與右端軸的過渡圓角處。最大應力值為246.92 MPa，最大應變值為0.050 32 mm。

由圖5可知，當曲軸處于工況3時，曲軸的變形位置為曲軸左端面、第三軸頸以及第四曲柄與右端軸處，并且受力最大的部位為第四曲柄處。最大應力值為358.75 MPa，最大應變值為0.057 67 mm。

由圖6可知，當曲軸處于工況4時，曲軸的變形位置為齒輪軸、第一軸頸、第三曲軸頸以及第四曲柄與右端軸，并且受力最大的部位為右端軸處。最大應力值為345.38 MPa，最大應變值為0.055 42 mm。

圖5 工況3時的曲軸(存在偏心時)應變、應力云圖

圖6 工況4時的曲軸(存在偏心時)應變、應力云圖

圖7 工況5時的曲軸(存在偏心時)應變、應力云圖

由圖7可知，當曲軸處于工況5時，曲軸的變形位置為齒輪軸、第二軸頸、第三曲軸頸以及右端軸，并且受力最大的部位為右端軸處。最大應力值為323.88 MPa，最大應變值為0.050 3 mm。

由圖8可知，當曲軸處于工況6時，曲軸的變形位置為齒輪軸、第二軸頸、第三曲軸頸以及右端軸，并且受力最大的部位為右端軸處。最大應力值為254.46 MPa，最大應變值為0.051 4 mm。

圖8 工況6時的曲軸(存在偏心時)應變、應力云圖

4 曲軸參數優化

通過曲軸的靜態分析，當曲軸在安裝過程中存在偏心時，曲軸在第三工況下受力情形最嚴重，且不滿足曲軸的許用強度。因此，以曲軸處于工況3時的受力狀況為背景，對其進行優化設計。由材料力學可知，當曲軸受力超出許用強度時，可以通過改變曲軸危險截面的受力面積來改善曲軸的變形狀況。因此，采用Design Explorer對曲軸進行優化分析，以曲軸右端的軸徑為參數輸入端，以曲軸的最大應變為輸出端，可以得到5種優化方案下的曲軸優化數據如圖9所示[8]。

圖9 曲軸優化輸出結果

從圖9中的五個設計點的輸出結果來看，曲軸軸徑設計為83.6 mm與82.1 mm時，輸出的最大應力小于許用應力[σ]，但設計點4的最大應力與許用應力較為接近，因此，選取軸徑D為83.6 mm時較為適宜，且可將數值圓整至83 mm，能夠有效緩解曲軸危險截面的應力狀況，避免發生曲軸斷裂以及過度疲勞損傷。

5 結 語

1) 通過建立仿真模型對曲軸在處于偏心情形時的危險截面進行了靜力學分析，對比六種工況下的應力應變云圖，得出第三工況下的曲軸所受應力值最大，且危險截面的位置為第四曲柄處。

2) 針對曲軸截面面積不足，提出了五種優化尺寸，并且通過Design Explorer輸出五種尺寸大小對應的最大應力，最終確定右端曲軸的最佳設計軸徑應為83 mm。

3) 采用優化后的曲柄尺寸能夠滿足曲柄的強度要求，有效避免曲軸在偏心情形下時的斷裂或者變形現象，可大大提高曲軸的使用壽命。