高压往复泵

高压往复泵（共3篇）

高压往复泵 篇1

摘要：渣油加氢脱硫装置的3台高压往复注水泵经常发生故障, 维修频次较高, 导致反应高压空冷注水中断, 不利于渣油加氢装置的安全平稳生产。对渣油加氢高压往复注水泵运行中遇到的柱塞断裂、柱塞表面磨损拉毛以及填料泄漏等三种常见故障进行分析, 得出柱塞断裂是由于柱塞材质内部存在缺陷、柱塞头强度不够、附加应力造成;柱塞拉毛磨损是由于柱塞和柱塞衬套之间以及填料箱之间的装配间隙不匹配造成;填料泄漏是由于冷却水中断及填料选材不合理造成, 针对以上原因提出了相应解决措施。

关键词：高压往复注水泵,柱塞断裂,表面磨损,填料泄漏

中国石油四川石化的300×104t/a渣油加氢脱硫装置共有3台高压注水泵, 两开一备, 是渣油装置的关键设备之一。泵型号:TITANO 314OQ (Φ70×120) ;最大冲程:120 mm;最大流量:22.9 m3/h;最大设计压力:20 MPa;冲程频率 (往复运动的次数) :174 r/min;由五级缸串级组成, 通过逐级压缩将0.347 MPa的除氧水压缩至16 MPa左右, 主要以连续注水的方式注入渣油加氢高压空冷入口以溶解铵盐, 防止铵盐结晶堵塞管束, 对生产造成不利影响。

1 注水泵故障情况

高压往复注水泵在运行中常见的故障有柱塞根部发生断裂, 目前为止已发生2次 (图1、图2) 。第一次发生在二级柱塞、第二次发生在第五级;其次是柱塞表面磨损拉毛, 如图3所示;再次是填料密封老化经常发生泄漏。

2 故障分析及措施

2.1 柱塞断裂

高压往复注水泵密封采用两级盘根填料, 柱塞杆通过螺纹、半卡环连接, 并通过2个半卡传递拉力带动柱塞做功。其断裂破坏形式如图1所示, 柱塞尾部整体断裂, 柱塞断裂处为柱塞与半卡接触处, 柱塞在此尺寸发生突变, 加之变径处没有明显的过渡, 很容易在轴径突变处产生应力集中造成柱塞断裂[1]。

1) 断面总是发生在金属组织最薄弱的地方。从图2可知, 断裂面的金属组织有细小裂纹, 金属强度降低。随着柱塞不断地往复运动, 柱塞承受往复交替的拉力、压力传递至柱塞头部, 长时间会造成柱塞断裂。要想避免柱塞的断裂, 要求材质内部无缺陷;选用高强度的柱塞材料。

2) 柱塞装配间隙调整不当也会产生附加应力, 如图4所示, 柱塞头与十字头内垫铁采用曲面接触, 若卡盘、螺纹环、半卡及垫铁间隙大, 就会造成柱塞在往复运动过程中承受的冲击力变大。合理的装配可以使作用在柱塞根部的应力降低。从设计上可以将接触由球面改为平面接触, 避免因松动造成附加应力。

3) 柱塞在往复运动过程中起破坏作用的是拉应力。提高柱塞的抗拉强度, 可以避免柱塞断裂。柱塞的断裂发生在变径处, 只要增大尺寸添加过渡圆弧就可以避免从此处断裂[1]。

2.2 柱塞表面磨损拉毛

检查拆下的柱塞表面发现柱塞前部约1/3面积发生表面磨损拉毛的情况。如图3所示。同时检查填料衬套发现柱塞衬套内壁底部偏左出现严重磨损, 磨损达2~3 mm。如图5所示。

1) 柱塞和柱塞衬套之间以及填料箱之间的装配间隙不合理, 将会造成柱塞不对中与柱塞衬套偏磨, 导致填料箱温度升高, 严重的会拉伤柱塞表面, 造成泄漏。2014年11月17日, 从填料冷却水回水处发现水压比正常情况高、泄露水量明显增加, 发现二级填料压盖端面有泄露。对泵进行检修时, 发现泄露级柱塞表面有明显的伤痕、痕迹与柱塞往复运动方向一致, 而柱塞衬套的内表面有明显的摩擦痕迹, 说明柱塞衬套和柱塞发生了摩擦[2]。偏磨的位置发生在底部偏左, 可以排除柱塞因重力作用下沉导致其与柱塞衬套摩擦的可能性。

2) 填料压盖过紧导致柱塞表面与接触到的填料及隔圈摩擦增大, 最后导致柱塞拉毛, 因此要及时调节填料压盖的松紧, 防止柱塞拉毛[3]。填料若装偏, 将导致柱塞偏移, 运动时就会发生与填料衬套摩擦。

3) 柱塞表面拉毛磨损, 另一方面说明了柱塞的选材及加工工艺不能满足生产的实际要求。需要选用含C和Cr较高的马氏体时效钢 (9Crl8Mo V) 为柱塞材料, 此钢缺口韧性、耐疲劳和耐磨性好。在柱塞加工过程中, 取消表面喷涂氧化铬层工艺, 采用表面氮化处理[4]。

4) 如果填料安装得不正确, 其使用寿命将会缩短15%~20%[2]。填料的安装应按检修手册要求进行安装。注意填料密封内表面和侧面应光滑平整, 填料环的切口塞填时应互为120°或180°, 用润滑油涂抹柱塞表面, 并把柱塞插入填料箱, 用手将填料压盖压人填料箱内, 防止因偏斜被填料箱口部挂牢。

2.3 填料泄漏

良好的冷却环境是机械长周期运行的关键。高压往复泵在运动过程中, 柱塞与填料之间不可避免产生摩擦热。产生的热量会加速填料的老化, 导致泄露发生。往复泵填料由两级组成, 前段填料主要靠压缩介质冷却, 后段填料由外置除盐水冷却。在运行中发现冷却水回水中断, 经检查发现由于填料冷却水含有杂质 (图6) , 将冷却上水管线堵塞。经确认杂质主要由3 mm左右的小石子组成, 后端填料得不到很好的冷却, 寿命大大缩短。

从填料更换的情况来看, 前端填料运行一段时间会发硬, 不具有新填料的弹性, 填料密封效果变差。填料的选材不能满足长周期运行要求。所以, 填料冷却水中断及填料选材不合理是填料发生泄漏的主要原因。

填料冷却水加装滤网, 以阻止杂质进入填料。同时联系填料冷却水供水方, 解决除盐水含杂质问题、定期切换注水泵对过滤器进行清洗。

正确选择合适的密封填料对提高密封性能和使用寿命是至关重要的。由聚四氟乙烯纤维与柔性石墨以特定的生产工艺制成的复合密封填料, 既克服了聚四氟乙烯纤维弹性低、气密性差的缺点, 又弥补了柔性石墨抗剪切、耐冲击性能低的不足, 具有良好的回弹性能、气密性和耐冲击性等综合性能, 可明显改善密封的工作性能, 提高使用寿命[5]。

3 结论

1) 针对柱塞断裂问题, 选材要求材质内部无缺陷;降低或消除作用在柱塞头部的附加应力, 将曲面接触改为平面接触、将柱塞变径处尺寸增加, 并有明显过渡。

2) 柱塞拉毛磨损可以从填料的安装确保柱塞和柱塞衬套之间以及填料箱之间的装配间隙合理不偏磨;填料的松紧合适;选用含C和Cr较高的马氏体时效钢 (9Crl8Mo V) 为柱塞材料, 加工工艺采用表面氮化处理。

3) 优化填料冷却水水质、改善填料环境, 填料材质选用聚四氟乙烯纤维与柔性石墨以特定的生产工艺制成的复合密封填料, 来改善填料泄漏。

参考文献

[1]刘福, 季冬.高压往复泵柱塞断裂故障分析及解决方案[J].科技博览, 2013 (25) :68.

[2]刘明洪.高压往复泵填料泄漏原因分析及改进措施[J].广州化工, 2013, 41 (11) :210.

[3]李振辉.氨泵柱塞漏氨的原因及对策[J].小氮肥, 2008, 36 (12) :20-21.

[4]阵尊禹.小型往复泵的柱塞改造[J].大氮肥, 1991 (5) :345-346.

[5]葛京鹏, 郝木明, 陈逊.液氨柱塞泵密封失效分析及技术改进[J].石油化工设备技术, 2000, 21 (5) :47-50.

高压往复泵 篇2

由于温五注气压缩机组采用单台机组实现五级压缩,且总压缩比ε≈210,如此高压缩比、单机多级压缩在国内尚属首例,给机组投产试运行带来了一定的难度,因此从生产厂家和机组使用方面需要逐步摸索。该机组于2002年12月试机投运,由于机组在结构设计、配套设施及运行保护等方面存在的问题,导致出现5次五级连杆铜套与十字头销损坏的质量事故,使得机组不能实现连续高效运转,满足注气开发的需要。

注气机组简介

温五注气压缩机组是由美国库伯公司的MH66型对称平衡式高压压缩机和瓦克夏发动服务公司的8L-AT27GL天然气发动机通过托马斯重型挠绕性联轴节连接组成,机组设计入口压力0.2MPa,出口压力40MPa,压缩介质为油田伴生气。

1压缩机部分简介

MH66压缩机整机平面布置,采用六缸五级压缩,其中一级为双缸双作用,其余均为单缸双作用。最大转速1200r/min,活塞最大线速度6.10m/s,活塞冲程为150mm,气缸采用水套冷却+空气冷却,压力润滑。

2发动机部分简介

瓦克夏8L-AT27GL发动机是一个八缸四冲程、有预燃室、贫气燃烧、抗爆燃电子控制模块、串列式结构发动机,具有总汽缸排量142.5L和9.0:1的压缩比。缸径与冲程是275×300mm,活塞速度是在1 000r/min下的最大线速度为10.0m/s。

发动机整机采用立式结构,运用透平式气动马达,采用目前国际领先的贫气燃烧原理按32:1的空燃比和预燃室点火燃烧技术,机组采用CEC空燃比控制模块来保证发动机在负荷、转速、燃料压力和燃料性质发生变化时,随时调节和维持发动机的空燃比。采用径向流动的涡轮增压器和TCM涡轮增压器电子控制模块,使发动机和涡轮增压器之间在宽范围的海拔高度和变化的环境温度下实现最佳匹配。同时瓦克夏8L-ATGL发动机采用DSM爆燃传感模块为报警和停车提供信号,保证发动机的安全关闭系统连接以保护机组不受爆燃的损害。

机组调试过程中出现的质量问题分析

温五8L-AT27GL/MH66注气压缩机组自2002年12月16日开机磨合以来,按照库伯公司提供《注气压缩机组操作规程》中的磨合调试步骤,逐步加载运行(逐步提高入口压力和排出压力),最高加载压力达到38.5MPa。在试运行过程中曾5次出现五级压缩缸十字头及连杆小头瓦烧结损坏质量事故:

第1次在2003年1月9日,机组累计磨合155h;

第2次在2003年2月14日,机组累计磨合191h;

第3次在2003年2月27日,机组累计磨合295h;

第4次在2003年4月10日,机组累计运行322h;

第5次在2003年9月13日,机组累计运行985h。

质量事故发生后,开发处及时组织温米采油厂、Cooper和Waukesha服务工程师共同对质量事故原因进行分析,结合机组的运转情况,运用Cooper公司提供的压缩机工况分析电算程序cascade进行系统的核算,确认影响机组正常运转的主要因素是:机组在正常运转和停机过程中,五级压缩缸活塞杆反向角过小所致。

往复活塞式压缩机连杆反向角理论分析

1反向角的概念

活塞及所有传动部件都受拉力和压力,这个拉力和压力使十字头销压紧在连杆小头瓦的一侧,而另一侧则出现间隙,使润滑油在压力作用下进入该间隙,使润滑油冷却和润滑该侧的大半个十字头销和铜套,如果连杆水平方向上所受的合力只向一个方向,十字头销始终压紧在铜套的一侧,那么受压一侧始终没有间隙,也就没有润滑和冷却。因此机组正常运转时,十字头销在水平方向上的合力必须变化,使两侧轮流得到润滑和冷却,这就是负荷反向的问题,而且这个反向必须保持一定的时间,使润滑油能够充分的进入以发挥作用,这个时间以曲柄转角表示就是“反向角”。

对于活塞杆负荷反向角在设计和可能工况条件下数值的反复核算是压缩机选型的一项重要工作,也是现场运行人员在工况发生变化时应核实的主要问题。

2温五注气压缩机组五级气缸连杆反向角的分析

根据COOPER公司提供的MH66注气压缩机工况分析电算程序cascade进行系统的核算,并摘录部分较为重要相关数据列表说明。

(1)第1次发生质量事故时反向角分析

2003年1月9日压缩机五级排压27.42MPa左右,首次按照压缩机组自动停机程序停机,在停机过程中出现压缩机机身超振动停机,检查发现压缩机五级气缸十字头、十字头鞋、连杆、连杆铜套、十字头销等零件损坏。

当机组逻辑停机时,由于机组排气高压放空阀发生冻堵现象,导致五级卸压不及时,而此时低压放空(三级出口回一级入口)已经打开,引起三级出口(四级入口压力)降低,进而引起四级出口压力(五级入口压力)降低,而五级出口压力由于放空管线冻堵并没有及时下降,造成五级缸活塞杆反向角过小,导致连杆衬套及十字头销孔缺乏足够的润滑从而被损坏。

当二级排出压力由1.72MPa降至0.2MPa,五级出口压力由27.42MPa降至16MPa过程中,五级连杆会经历一段反向角小于30°的时间,甚至出现反向角为0°的情况,因而导致了连杆小头瓦及十字头销孔缺乏足够的润滑,铜套局部温度过高而被损坏的事故发生。

为了避免因五级卸压不及时再次引起铜套损坏质量事故,决定给五级出口放空阀、配气阀组和所有级间排污系统电伴热,为提高五级排气后冷的工艺气温度,将空冷器散热管在空冷器内用岩棉保温,基本上解决上述质量问题。

(2)第2次发生质量事故时反向角分析

2003年2月14日由于五级出口缓冲罐丝堵泄漏,由于此次停机吸取第一次停机烧瓦的教训,采用手动缓慢卸载停机,依靠打开注气汇管高压放空阀门,采用手动降低五级排压的方法。当五级排压降低至15MPa时,机组再次出现十字头、连杆损坏质量事故。

五级排压从35.4MPa降低至15MPa过程中,五级连杆反向角会经历一段低于30°的时间,且最低达到10°,因而造成了连杆小头瓦与十字头销缺乏足够的润滑而烧结的质量事故。

为避免压缩机排气压力降低时导致活塞杆反向角故障,经确认修改自动停机逻辑,增加五级排气压力低停机保护,设定低停机压力值17.9MPa。

(3)第3次发生质量事故时反向角分析

2003年2月27日采用自动停机程序停机,目的是检验修改后的停机程序安全性,用外输阀组上的节流阀缓慢降压至25.0MPa,显示五级排气压力低停机,经检查确认再次出现十字头、连杆损坏质量事故(损坏程度有所减轻)。

五级排压从32.15MPa降低至25MPa过程中,五级连杆反向角会经历一段等于30°的时间,因而造成了连杆小头瓦与十字头销缺乏足够的润滑而烧结的质量事故。

(4)第4次发生质量事故时反向角分析

在总结前3次五级连杆小头损坏质量事故的基础上,根据库伯公司总部确认修改的停机逻辑程序对压缩机进行调整,启机运行。2003年4月10日压缩机组已经历24h空载磨合后加载运行,五级排气压力升至36.5MPa,运行转速950~980r/min,发现压缩机曲轴箱呼吸器冒烟,手动紧急停机,检查发现连杆铜套、十字头鞋及十字头销损坏的质量事故。

虽然五级活塞杆在稳定的运行工况下的最小反向角为49°。但在加载过程中,机组的转速从750r min逐渐增加至975r/min,排气压力由22MPa升至37MPa,进气压力在从0.16MPa逐渐上调至0.185MPa,五级连杆会经历最小反向角小于30°的过程。

这次质量事故是由于机组在加载过程中,五级连杆反向角过小,造成铜套缺乏足够的润滑而先逐渐烧损剥落、十字头销与铜套间隙逐渐变大,改变了十字头的受力(撞击跳动),导致十字头鞋和滑道间的润滑油膜被破坏,十字头鞋上的合金因局部高温烧熔剥落,及时发现了从压缩机呼吸阀冒出的润滑油烟雾。

在总结4次五级连杆质量事故基础上,进行了认真的分析,肯定了生产厂家的逻辑停机程序,认为造成连杆损坏质量事故的主要原因是:机组在加载、运行和卸载过程中,由于五级活塞两端工作面积相差较大,引起两个端面所受的方向相反的力相对悬殊,不易被五级压缩缸连杆等运动部件产生的往复惯性力平衡,引起五级连杆反向角偏小,造成润滑油不能及时进入整个连杆小头瓦的润滑部位,导致小头瓦局部温度偏高而烧结,使机组零部件损坏。

针对以上分析,提出了解决这一质量问题的方案并进行实施,将五级活塞杆改造为带尾杆的活塞杆。保留原活塞的尺寸数据,在活塞杆端部增加直径40mm的尾杆,更换了气缸头,对新增尾杆的注油系统和盘根水冷却系统在现场进行了相应的配管。在对压缩机五级压缩活塞改造为尾杆活塞后,正常情况下五级压缩十字头最小反向角由34°提高到66°以上,改善了十字头销受力时润滑状态,彻底消除了质量事故隐患。

(5)第5次发生质量事故时反向角分析

在五级活塞进行改造后,2003年9月13日由于一级压缩缸一个排气阀发生损坏,导致压缩机级间压力低(入口压力0.167MPa、一级排气0.84MPa、二级排气2.04MPa、三级排气4.76MPa、四级排气8MPa、五级排气26MPa),引起压缩机开机时振动高停机,经检查发现再次发生五级连杆小头瓦和十字头滑板质量事故现象。

当出现一级排气阀泄漏时,减少了进入二级的气量,导致二、三、四级排气压力下降,四级排压由15MPa迅速降低至8MPa,而五级出口压力由系统背压决定,加大五级缸负荷,使五级十字头反向角减小到50°以下,最小反向角仅为2°,从而导致质量事故的发生。

质量事故发生后,组织了包括库伯公司服务工程师在内的专家进行认真分析,经过计算得出机组正常运转的运行条件:正常的四级排气压力应保持在15~16MPa,当四级排气压力(五级进气压力)小于10MPa时,就会引起五级连杆发生反向角问题。为保证机组不再发生类似事件,给机组增设三、四级低压报警停机保护,当三级排压低于5MPa或者四级排气压力低于12MPa时,机组报警停机,从根本上解决了因各级排气压力波动造成的连杆铜套烧结质量事故的再次发生。

总结机组自调试、投运以来由于反向角引起的5次质量事故,现场调试人员会同专家进行认真分析和计算,确定了机组正常运转时运行参数和五级连杆的反向角。

温五注气压缩机组在进行了5次修改和改造后,自2003年10月3日开机运行以来,没有发生一次因反向角问题引起的质量事故停机,低压报警停机程序多次及时报警停机,较好的保护了机组,为机组的调试运行创造了有利条件。

结论

对于高压缩比的大型往复活塞式高压压缩机,连杆反向角是一个显得更为敏感的技术问题,在机组设计过程中,应充分考虑故障停机即没有按照程序逐级卸载情况下反向角问题,采取平衡措施解决故障停机时反向角问题,因为机组运行过程中故障停机是不可避免,尤其是对工况复杂、高危场所的机组,连锁保护点多的机组,质量事故停机更是经常出现,所以解决这个问题,在设计过程中应充分考虑现场因素,进行认真的分析和计算,以确保机组的安全平稳运行。

参考文献

[1]郁永章.活塞式压缩机[M].北京:机械工业出版社,1987.

往复泵曲轴受力分析 篇3

目前往复泵大多是三缸泵,体积大,质量重,安装拆卸都不方便,而且由于实际作业要求往复泵朝着大功率,大排量方向发展。五缸泵相比同功率三缸泵有体积小,质量轻,运移方便等优点,因此发展迅速。曲轴是往复泵内的重要基础零件,几何外形复杂,受到周期循环外力作用,用材料力学,理论力学等知识对其进行应力计算难以实现[1],通过对曲轴工况及运动分析,对曲轴在各个角度时受到的外力进行计算,运用有限元方法对曲轴进行强度分析。为曲轴设计和优化提供有力参考依据。

1 曲轴的运动和参数设置

在往复泵中,曲柄连杆机构的作用是把原动机的旋转运动转化为活塞的往复运动,同时把原动机的机械能传给所输送的液体。而曲轴工作时,作用在曲柄连杆机构上的力有:作用于活塞上的液体压力,运动构件的惯性力;运动副中的摩擦力;运动构件的重力和作用在曲柄上的驱动力等,如图1所示[2,3]。

对于机构的运动学受力分析来说,定义方向是相当重要的。本文把上及左定义为正方向,如图1中的y,z方向。曲轴各个相邻曲柄之间的角度间隔为144°。传统三缸泵曲轴相邻曲柄的角度间隔为120°,曲轴曲柄的工作顺序为:①→①③→③→②③→②→②①→①。五缸泵曲柄曲轴的工作顺序为:③⑤→②③⑤→②⑤→②④⑤→②④→①②④→①④→①③④→①③→①③⑤这样的好处在于,工作时至少有两个不相邻的曲柄在工作,且能保证它调节整个曲轴的受力,保证杆的平稳受力。结合某型五缸往复泵对曲轴进行受力分析.该曲轴三维模型如图2所示。

其具体参数如下。

(1) 曲柄旋转角度关系

i=0,…,1 080;

其中: i表示第一个曲柄相对水平方向的旋转角度(单位是度),由于有五个曲拐,相邻曲拐间隔144°,因此第一个曲拐旋转了1 080°才能保证所有曲拐相对水平方向旋转了360°,因此i取0°到1 080°。

(2) 几何尺寸及炙力数据

连杆的长度L1=0.652 8 m;连杆转化质量,包括活塞,活塞杆十字头部件质量,记为 m1=265 kg;作用于活塞端的液压力为F活塞=5.016×105 N;曲柄半径 r1=0.144 9 m;曲柄半径与连杆长度比$\lambda {}_1=\frac{r{}_1}{L{}_1}=0.222$;曲轴转速ῶ=82 r/ min;活塞与缸套间的摩擦系数 μm=0.1,十字头和滑道之间的摩擦系数μ2=0.1;活塞与缸套间的摩擦力 Pmp=39 220 N;自身重力引起的摩擦力 Fmx=262.8 N;曲轴和连杆质量m曲轴=1 326 kg,m连杆=122 kg;曲轴材料42 CrMo;曲拐间的宽度:w=0.381 m;曲轴两外侧与支点宽度w0=0.143 m;输入转矩Mc=65 750 N·m;斜齿轮传动时产生的径向力与齿轮重力形成的弯矩M0=F0 w0=-6 999 N·m

斜齿轮传动时产生的周向力形成的弯矩

Mh=Ft w0=14 565 N·m

2 曲轴的受力分析

2.1 曲轴连杆机构的惯性力的计算

由于曲轴所受的力通过连杆作用于十字头上,所以通过求出十字头上的力,便能反求出曲轴受力[3],图3是单曲柄机构的工作示意图。

机构(包括十字头、活塞、部分连杆质量)的惯性力(z方向)为

fik(i)=m1r1ω2(cos(φki)+λ1cos(2φki)) (1)

其中:i表示曲柄旋转角度(0°到1 080°);

k表示曲拐号(1到5)。

2.2 十字头在运转过程中受到的y方向的力的计算

由于泵在吸入过程中连杆的受力较小,可以认为正压力为0。其计算方法为

其中:F活塞表示作用于活塞端液体压力;Pmp表示活塞与缸套间的摩擦力;k表示曲拐数,k=2,…,5。

2.3 摩擦力的计算

摩擦力的计算包括活塞与缸套间的摩擦力Pmp;自身重力引起的摩擦力Fmx; 十字头与滑道的摩擦力计算方法为

$F{}_{\text{m}\text{p}\text{k}}(i)=\mu {}_2\left|{\rm P}L{}_{\text{侧}k}(i)\right|‚(k=1‚\cdots ‚5)(4)$

2.4 十字头所受连杆的水平力(z方向力)

当曲轴曲拐1在0°-180°时,为液力端吸入,所受到的仅有摩擦力和惯性力,排出时则为活塞作用力,十字头摩擦力和机构惯性力。计算方法如下。

2.5 曲柄扭矩的计算

为了计算扭矩,可以将作用于连杆的反力转化为两个方向的力,切向力和法向力,计算方法如下

连杆作用到曲柄的阻力矩中,包括旋转重量Gr

$G{}_r=\left(\frac{m{}_{\text{曲}\text{轴}}}{5}+0.73m{}_{\text{连}\text{杆}}\right)g$ (12)

总扭矩为

Mxi=r1·${\displaystyle \sum _{k=1}^5}$$\left|{\rm T}{}_{k{}_i}-G{}_r\cos (\phi {}_{k{}_i})\right|$ (13)

2.6 曲轴反转时(逆时针)轴承支撑反力的计算

由于是五曲拐的曲轴,中间跨距大,当承受较大的交变应力时会产生较大的变形和应力。为此,工程上采用了增加支座的办法来约束位移。但是,增加位移约束就意味着装配曲轴的时候,提高同轴度,使加工精度提高。

增加轴承约束后,曲轴的整体结构也从静定结构变成了静不定结构,故此,通过连续梁及三弯矩方程进行求解,以求出作用在整体机架上的作用力。

2.6.1 竖直(y)方向支座反力的计算

弯矩面积为

$\omega {}_k(i)=-{\rm P}{}_{k{}_{yi}}\frac{w{}^2}{8}$,其中:Pkyi=-PL侧k(i);

弯矩图面积的形心位置为:$a{}_k=b{}_k=\frac{w}{2}$。

其中:w是曲拐间的距离。受力分析如图4所示。

列出方程式:

$\{\begin{array}{l}{\rm M}{}_{0}w+4{\rm M}{}_{1}w+{\rm M}{}_{2}w=-6\left(\frac{\omega {}_{1}a{}_1}{l{}_1}+\frac{\omega {}_{2}b{}_2}{l{}_2}\right)\\ {\rm M}{}_{1}w+4{\rm M}{}_{2}w+{\rm M}{}_{3}w=-6\left(\frac{\omega {}_{2}a{}_2}{l{}_2}+\frac{\omega {}_{3}b{}_3}{l{}_3}\right)\\ {\rm M}{}_{2}w+4{\rm M}{}_{3}w+{\rm M}{}_{4}w=-6\left(\frac{\omega {}_{3}a{}_3}{l{}_3}+\frac{\omega {}_{4}b{}_4}{l{}_4}\right)\\ {\rm M}{}_{3}w+4{\rm M}{}_{4}w+{\rm M}{}_{0}w=-6\left(\frac{\omega {}_{3}a{}_3}{l{}_3}+\frac{\omega {}_{4}b{}_4}{l{}_4}\right)\end{array}(14)$

得出结果

$\{\begin{array}{l}{\rm M}{}_3(i)=\frac{\frac{45\omega {}_5(i)-135\omega {}_4(i)-132\omega {}_3(i)+36\omega {}_2(i)-12\omega {}_1(i)}{w}+11{\rm M}{}_0}{209}\\ {\rm M}{}_2(i)=\frac{\frac{3\omega {}_5(i)-9\omega {}_4(i)-12\omega {}_3(i)}{w}+{\rm M}{}_0-15{\rm M}{}_3(i)}{4}\\ {\rm M}{}_1(i)=\frac{\frac{-3\omega {}_1(i)-3\omega {}_2(i)}{w}-{\rm M}{}_0-15{\rm M}{}_2(i)}{4}\\ {\rm M}{}_4(i)=\frac{\frac{-3\omega {}_4(i)-\omega {}_5(i)}{w}-{\rm M}{}_0-{\rm M}{}_3(i)}{4}\end{array}(15)$

其中:M0为F0(包括齿轮输入转矩时产生的径向力和齿轮的重力)产生的弯矩。由式(15)可将竖直方向(y方向)支反力解出。相同的方法也可以解出水平方向(z方向)的支反力。正常工况下(顺时针旋转)轴承支反力的计算过程和逆时针过程相同,在此不赘述。

2.7 曲轴受到的总的弯矩和扭矩

曲轴工作过程中,曲轴承受的主要载荷为弯矩和扭矩,通过计算查出弯矩和扭矩的最大处,便是危险截面,根据前面所计算得到的各个外力与曲轴旋转角度的关系式,利用Mathcad软件绘出曲轴受到的弯矩和扭矩曲线图如图5、图6所示。

由图5可以看出曲轴所受扭矩在整个周期内都比较平稳。

其中:Mhj(i)表示水平方向(z方向)弯矩;Rj(i)表示水平方向(z)方向轴承座支反力;b3表示曲拐间距的一半。

3 曲轴有限元强度分析结果

利用上面计算结果,在workbench中对曲轴进行强度分析。每一度取一个结果,根据公式推算出的几个曲轴受力的最大值区域,抽取几个相关的点,分别为曲轴在120°,130°,140°,190°时候的曲轴受力的应力分布,最大应力在140°,应力分布如图7所示。

4 结论

(1) 曲拐数由三个增至五个,使整个曲轴所受到的扭矩比较平稳。

(2) 由于曲柄采取多支点约束的方式,属于静不定问题。通过正常工况下的力学计算和曲轴反转(曲轴所受圆周力方向与活塞所受阻力方向相同)计算,发现反转时候曲轴支反力最大值较正常工况下小20%且更加均匀。但这种做法会使十字头Y方向受力向上,使得十字头在工作过程中因配合间隙的问题而冲击和振动,从而影响设备的正常工作(可以为电机下置安装设计做参考)。

(3) 通过有限元分析结果得到曲轴满足强度要求,为进一步进行优化提供参考。

摘要：五缸往复泵相比同功率三缸泵具有体积小,运移方便等优点,五缸泵由于考虑到平衡,在曲轴上曲拐的分布上具有明显的特点,相邻曲拐间的角度是144°,这样曲轴受力状态更加复杂。尤其是增加曲轴轴承约束后,产生的静不定问题。通过建立曲轴以角度为变量的受力表达式,利用Mathcad软件得到曲轴在各个状态的受力状况,同时通过Ansys有限元分析工具得到各个状态的应力分布图,得出五拐曲轴扭矩更加平稳的结论,解释了为何正常工况下使用顺时针,即便是逆时针对曲轴强度更有利。对曲轴的校核和做进一步的优化有重要参考价值。

关键词：五缸,曲轴,受力分析,有限元

参考文献

[1]张玉斌.石油钻井泵概率动力学分析.石油机械,1995;23(7):1—7

[2]《往复泵设计》编写组.往复泵设计.北京:机械工业出版社,1987