撬裝式壓縮機(jī)萬(wàn)向聯(lián)軸器的斷裂失效分析

徐春華， 張鶴， 孫奎峰， 劉慶濤， 李建勛

（1.山東中車同力鋼構(gòu)有限公司，濟(jì)南250101；2.中國(guó)石油大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，山東 青島266500）

0 引 言

某企業(yè)撬裝式壓縮機(jī)組在2017年5月至2018年3月運(yùn)行期間，其傳動(dòng)機(jī)構(gòu)萬(wàn)向傳動(dòng)軸共出現(xiàn)4次斷軸事故，如圖1所示。觀察壓縮機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)并無(wú)與其他零件碰撞可能性，壓縮機(jī)設(shè)備傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖如圖2所示，廣泛采用彈性連接設(shè)備是為了避免設(shè)備之間的振動(dòng)傳遞。SWC150BH伸縮型萬(wàn)向聯(lián)軸器具有較大的軸向、角向、徑向補(bǔ)償能力[1]，能夠充分利用空間。萬(wàn)向聯(lián)軸器多次斷裂失效，直接導(dǎo)致設(shè)備無(wú)法正常運(yùn)行。因此，有必要對(duì)萬(wàn)向聯(lián)軸器進(jìn)行強(qiáng)度校核及仿真分析。

圖1 傳動(dòng)軸斷裂圖

1 理論校核

1.1 萬(wàn)向聯(lián)軸器的強(qiáng)度校核

圖2 撬裝式壓縮機(jī)設(shè)備傳動(dòng)系統(tǒng)

SWC150BH伸縮型萬(wàn)向聯(lián)軸器主要由法蘭叉頭、十字軸總成、焊接叉頭花鍵軸、焊接叉頭花鍵套組成。在工作轉(zhuǎn)速1500 r/min的工況下，萬(wàn)向聯(lián)軸器在焊接叉頭焊縫處、傳動(dòng)軸接管表面靠近焊接叉頭處多次發(fā)生斷裂失效，而在焊接叉頭花鍵軸與焊接插頭花鍵套接觸的位置從未失效。根據(jù)圣維南原理，不考慮花鍵與花鍵套的接觸對(duì)計(jì)算結(jié)果的影響，將焊接叉頭花鍵與焊接叉頭花鍵套合并成焊接叉頭傳動(dòng)軸，簡(jiǎn)化后的萬(wàn)向聯(lián)軸器三維模型如圖3所示。法蘭直徑150 mm，法蘭厚度10 mm，叉頭傳動(dòng)軸外徑89 mm，叉頭傳動(dòng)軸內(nèi)徑81 mm，兩個(gè)萬(wàn)向十字節(jié)距離1210 mm。根據(jù)廠家提供的材質(zhì)報(bào)告顯示焊接叉頭傳動(dòng)軸接管材質(zhì)為20鋼，常溫下材料彈性模量E＝2.01×105MPa，泊松比μ＝0.3，密度ρ＝7.85×103kg/m3，材料許用應(yīng)力為[σ]=245 MPa。

圖3 SWC150BH萬(wàn)向聯(lián)軸器

萬(wàn)向聯(lián)軸器前端與發(fā)動(dòng)機(jī)相連，后端與增壓機(jī)相連，通過(guò)工況分析可以最終確定設(shè)備運(yùn)行過(guò)程中，萬(wàn)向聯(lián)軸器所受到的約束及載荷。撬裝式壓縮機(jī)選用ARIEL某型號(hào)壓縮機(jī)，工作轉(zhuǎn)速n=1500 r/min，最大輸出功率P=161 kW，進(jìn)氣壓力Ps=0.1 MPa，排氣壓力Pd=1.3 MPa。通過(guò)專業(yè)工況調(diào)節(jié)軟件，可以得到增壓機(jī)空氣壓縮時(shí)曲軸轉(zhuǎn)矩隨曲軸夾角的變化如圖4所示。

圖4 曲軸轉(zhuǎn)矩變化曲線

由圖4可知，壓縮機(jī)的峰值轉(zhuǎn)矩Tmax=2710 N·m。根據(jù)JB/T5513-2006[2]，可以推導(dǎo)得到：理論轉(zhuǎn)矩T=9550×P/n=1025 N·m；計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tc=2×T=2050 N·m；公稱轉(zhuǎn)矩Tn=10000 N·m；交變載荷疲勞轉(zhuǎn)矩Tf=5000 N·m；脈動(dòng)載荷疲勞轉(zhuǎn)矩Tp=1.45×Tf=7250 N·m。式中：P為最大輸出功率；n為轉(zhuǎn)速。

因此，T＜Tc＜Tmax＜Tf＜Tp＜Tn，滿足轉(zhuǎn)矩要求。

1.2 斷口分析

根據(jù)斷口取樣進(jìn)行宏觀觀察，斷口取樣部位宏觀形貌如圖5所示，可以發(fā)現(xiàn)斷口有著明顯的啟裂區(qū)、擴(kuò)展區(qū)和瞬斷區(qū)的疲勞斷裂形貌特征，斷口中部表面較平整，存在明顯的疲勞弧帶，因此可判斷該區(qū)域?yàn)槠跀嗔衙娴臄U(kuò)展區(qū)。

圖5 斷口取樣部位宏觀形貌

2 萬(wàn)向聯(lián)軸器的靜力學(xué)分析

2.1 有限元靜力學(xué)模型的建立

將SolidWorks軟件建立的萬(wàn)向聯(lián)軸器的裝配體三維模型導(dǎo)入ANSYS Workbench。對(duì)模型進(jìn)行網(wǎng)格化分，然后施加邊界條件和載荷，步驟如下：1）采用六面體單元進(jìn)行網(wǎng)格化分；2）各個(gè)零件之間添加接觸對(duì)，接觸對(duì)類型為No Separation；3）固定萬(wàn)向聯(lián)軸器與電動(dòng)機(jī)端相連的法蘭叉頭的6個(gè)自由度；4）在萬(wàn)向節(jié)聯(lián)軸器與增壓機(jī)端相連的法蘭叉頭上施加理論轉(zhuǎn)矩T[3]。

2.2 結(jié)果與討論

通過(guò)ANSYS Workbench后處理模塊可以得到萬(wàn)向聯(lián)軸器的焊接叉頭傳動(dòng)軸的等效應(yīng)力σeqv云圖如圖6所示。由圖6可知，在設(shè)備運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中，萬(wàn)向聯(lián)軸器的焊接叉頭傳動(dòng)軸管最大切應(yīng)力τzy=23.52 MPa，最大等效應(yīng)力σeqv=65.94 MPa，最大等效應(yīng)力發(fā)生在焊接叉頭焊縫處及法蘭叉頭相連的地方。

根據(jù)JB/T5513-2006，可以推導(dǎo)得到：焊接叉頭傳動(dòng)軸所承受的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力τc=6D1T/[π(D14-D24)]=23.46 MPa。式中，D1、D2為軸的外徑和內(nèi)徑尺寸，根據(jù)JB/T5513 -2006，分別取130 mm、90 mm。許用應(yīng)力為[σ]=245 MPa；許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力[τ]=0.6×[σ]=147 MPa。

圖6 有限元靜力學(xué)模型的等效應(yīng)力云圖

傳統(tǒng)的設(shè)計(jì)校核方法計(jì)算得到萬(wàn)向聯(lián)軸器的焊接叉頭傳動(dòng)軸管最大切應(yīng)力與ANSYS Workbench靜力學(xué)仿真得到的最大切應(yīng)力誤差為0.25%。因此，傳統(tǒng)的萬(wàn)向聯(lián)軸器設(shè)計(jì)校核方法是滿足要求的。

3 萬(wàn)向聯(lián)軸器的模態(tài)分析

在撬裝式壓縮機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中，萬(wàn)向聯(lián)軸器承受周期性的交變載荷；并且萬(wàn)向聯(lián)軸器長(zhǎng)徑比為13.6，與傳動(dòng)系統(tǒng)中其他零部件相比，其扭轉(zhuǎn)剛度比較小。因此，萬(wàn)向聯(lián)軸器容易產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，扭轉(zhuǎn)振動(dòng)產(chǎn)生附加應(yīng)力，加劇萬(wàn)向聯(lián)軸器疲勞破壞，降低了效率。通過(guò)自由模態(tài)分析，可以確定萬(wàn)向聯(lián)軸器的共振頻率，從而避免設(shè)備工作在共振區(qū)。

將萬(wàn)向聯(lián)軸器裝配體三維模型導(dǎo)入ANSYS Workbench，采用六面體單元進(jìn)行網(wǎng)格化分，設(shè)定各個(gè)零件之間接觸類型為No Separation，進(jìn)行自由模態(tài)分析[4]。采用有限元方法進(jìn)行模態(tài)分析，實(shí)際上就是求解下面方程的特征值與特征向量[5]：

式中：K為剛度矩陣；M為質(zhì)量矩陣；ωi為自振圓頻率；φi為特征矢量。

萬(wàn)向聯(lián)軸器前10階非剛體模態(tài)的固有頻率和振型如表1所示。

表1 固有頻率和振型

在壓縮機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中，擾頻為ω，固有頻率為p，其中ω=25 Hz。根據(jù)API618標(biāo)準(zhǔn)，傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的扭轉(zhuǎn)固有頻率不應(yīng)在任何轉(zhuǎn)速的10%以內(nèi)，也不應(yīng)該在回轉(zhuǎn)系統(tǒng)中運(yùn)行轉(zhuǎn)速任何倍數(shù)（10倍以下，包括10倍）的5%內(nèi)。根據(jù)公式r=p/ω可求得頻率比符合要求，壓縮機(jī)不運(yùn)轉(zhuǎn)在共振區(qū)，其中r是頻率比。

4 萬(wàn)向聯(lián)軸器的剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)分析

4.1 剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型的建立

傳統(tǒng)的萬(wàn)向聯(lián)軸器設(shè)計(jì)校核方法是建立在經(jīng)驗(yàn)公式及材料力學(xué)的基礎(chǔ)上，不需要建立萬(wàn)向聯(lián)軸器裝配體三維實(shí)體模型，因而具有求解簡(jiǎn)便、運(yùn)算速度快等優(yōu)點(diǎn)。但是，傳統(tǒng)設(shè)計(jì)校核方法并沒有將萬(wàn)向聯(lián)軸器的旋轉(zhuǎn)動(dòng)力學(xué)效應(yīng)考慮在內(nèi)，結(jié)果是不精確的[6]。本文采用基于有限元柔性技術(shù)及完全遞歸算法的第三代多體動(dòng)力學(xué)軟件RecurDyn，建立萬(wàn)向聯(lián)軸器剛?cè)狁詈匣旌蟿?dòng)力學(xué)模型(如圖7)，步驟如下：1）將萬(wàn)向聯(lián)軸器裝配體三維實(shí)體模型導(dǎo)入RecurDyn；2）設(shè)定重力加速度及單位制；3）按照表2建立轉(zhuǎn)動(dòng)副約束，在轉(zhuǎn)動(dòng)副1處設(shè)定恒定轉(zhuǎn)速1500 r/min，在轉(zhuǎn)動(dòng)副6處設(shè)定隨增壓機(jī)曲軸轉(zhuǎn)角變化的阻力矩；4）通過(guò)RecurDyn的Mesher模塊采用四面體單元將焊接叉頭傳動(dòng)軸柔性化。

圖7 萬(wàn)向聯(lián)軸器剛?cè)狁詈匣旌蟿?dòng)力學(xué)模型

表2 萬(wàn)向聯(lián)軸器多剛體動(dòng)力學(xué)模型運(yùn)動(dòng)副約束

4.2 結(jié)果與討論

設(shè)定仿真時(shí)間t為壓縮機(jī)設(shè)備運(yùn)轉(zhuǎn)10個(gè)周期，即t=10×Ts=0.40 s，其中，Ts為設(shè)備運(yùn)轉(zhuǎn)單個(gè)周期，大小為0.04 s。由于瞬態(tài)效應(yīng)，對(duì)仿真結(jié)果只取后5個(gè)周期。通過(guò)RecurDyn

后處理模塊可以得到萬(wàn)向聯(lián)軸器的等效應(yīng)力σeqv云圖如圖8所示，傳動(dòng)軸等效應(yīng)力在節(jié)點(diǎn)64 443處取得最大值為227.65 MPa，節(jié)點(diǎn)64 443應(yīng)力變化曲線如圖9所示。

由圖9可知，在壓縮機(jī)設(shè)備運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中，萬(wàn)向聯(lián)軸器的最大等效應(yīng)力σeqv=227.65 MPa。而許用應(yīng)力[σ]=245 MPa，交變載荷下該軸的屈服極限值為0.75[σ]，因而σeqv＞0.75[σ]。節(jié)點(diǎn)64 443位于距離萬(wàn)向聯(lián)軸器左端軸管15 cm處，與斷裂位置大體一致。再由最大值點(diǎn)應(yīng)力變化曲線可以看出，該處在0.282 s時(shí)應(yīng)力達(dá)到200 MPa以上，是同周期其他節(jié)點(diǎn)所受應(yīng)力的2倍左右，判斷傳動(dòng)軸節(jié)點(diǎn)64 443處在機(jī)組運(yùn)行過(guò)程中產(chǎn)生了應(yīng)力集中現(xiàn)象。對(duì)萬(wàn)向傳動(dòng)軸的力學(xué)性能分析符合斷口分析結(jié)果，應(yīng)力集中導(dǎo)致疲勞積累并產(chǎn)生裂紋，最終導(dǎo)致斷裂事故，屬于高周疲勞斷裂。

圖8 剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型的等效應(yīng)力云圖

圖9 剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型的等效應(yīng)力曲線

5 結(jié) 論

應(yīng)用有限元軟件ANSYS Workbench，對(duì)撬裝式壓縮機(jī)設(shè)備萬(wàn)向聯(lián)軸器進(jìn)行靜力學(xué)分析、自由模態(tài)分析，得到焊接叉頭扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為23.52 MPa，最大等效應(yīng)力為65.94 MPa；應(yīng)用多體動(dòng)力學(xué)軟件RecurDyn，對(duì)壓縮機(jī)設(shè)備萬(wàn)向聯(lián)軸器進(jìn)行剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)分析，得到最大等效應(yīng)力為227.65 MPa。傳統(tǒng)的設(shè)計(jì)校核方法與靜力學(xué)仿真分析結(jié)果一致，沒有考慮到旋轉(zhuǎn)慣性力對(duì)萬(wàn)向聯(lián)軸器變形、應(yīng)力、應(yīng)變的影響，因而是不準(zhǔn)確的。

通過(guò)傳統(tǒng)的理論計(jì)算及軟件仿真分析校核，萬(wàn)向聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)滿足轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速、強(qiáng)度要求。然而，在壓縮機(jī)設(shè)備運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中，萬(wàn)向聯(lián)軸器軸管及焊縫處多次發(fā)生斷裂失效，對(duì)斷裂處進(jìn)行斷口宏觀形貌觀察發(fā)現(xiàn)，存在明顯的疲勞斷裂特征。通過(guò)對(duì)萬(wàn)向聯(lián)軸器進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真，結(jié)果為設(shè)備運(yùn)行過(guò)程中，由于軸管出現(xiàn)應(yīng)力集中，導(dǎo)致疲勞裂紋產(chǎn)生，最終導(dǎo)致傳動(dòng)軸斷裂，應(yīng)力集中位置與斷裂位置大體一致，故判斷萬(wàn)向聯(lián)軸器為高周疲勞斷裂。