乳化液泵偏心曲軸變形特性分析及優(yōu)化設(shè)計(jì)

屈小兵

(潞安集團(tuán) 東盛煤業(yè)有限公司，山西 沁源 046500)

隨著綜采技術(shù)的不斷發(fā)展與應(yīng)用，乳化泵依靠其高流量、高壓力、結(jié)構(gòu)緊湊的特性，成為礦井集約高效生產(chǎn)的主要?jiǎng)恿υ粗?。近年?lái)，采煤機(jī)械設(shè)備逐漸向重型化、自動(dòng)化、智能化方向發(fā)展，但是在綜采設(shè)備的配套方面仍存在著許多缺陷，特別是在液壓支護(hù)方面，由于受到各種工況條件的約束，使得采煤設(shè)備無(wú)法發(fā)揮應(yīng)有的工作效率，從而不斷制約著礦井經(jīng)濟(jì)的發(fā)展[1-2]。

乳化液泵作為液壓支架的主要?jiǎng)恿υ矗苯記Q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(shí)常會(huì)發(fā)生各種的傳動(dòng)異?，F(xiàn)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(guān)鍵傳動(dòng)元件，在存在偏心現(xiàn)象時(shí)，會(huì)在高流量、高壓力、不平衡慣性力等因素的長(zhǎng)時(shí)間作用下產(chǎn)生疲勞斷裂，直接影響正常生產(chǎn)。為有效提高乳化液泵曲軸的工作效率，增強(qiáng)使用壽命，應(yīng)當(dāng)以仿真模擬的方式對(duì)其變形量與應(yīng)力大小進(jìn)行分析，并提出合理的優(yōu)化方案。

1 曲軸運(yùn)動(dòng)原理分析

本文研究對(duì)象為三拐四支撐式乳化液泵，從動(dòng)力輸入端起，四個(gè)軸承型號(hào)依次為：第一個(gè)：雙列調(diào)心滾子軸承23220cc/w33(100 mm×180 mm×60.2 mm)，第二、三個(gè)雙列調(diào)心滾子軸承23032cc/w33(160 mm×240 mm×60 mm)，第四個(gè)：圓柱滾子軸承2316EC(80 mm×170 mm×58 mm)。曲軸正常工作時(shí)，在連桿帶動(dòng)下進(jìn)行往復(fù)式柱塞傳動(dòng)，曲柄進(jìn)行繞固定點(diǎn)的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。當(dāng)曲柄順時(shí)針旋轉(zhuǎn)至0°～180°時(shí)，柱塞左移，將乳化液推入工作端；旋轉(zhuǎn)至180°～360°時(shí)，柱塞進(jìn)行右移，并受負(fù)壓推動(dòng)進(jìn)行吸液。

如圖1所示，曲軸以O(shè)為旋轉(zhuǎn)中心，A點(diǎn)為曲柄銷與連桿的連接點(diǎn)，B點(diǎn)表示滑塊上的柱銷，即曲柄OA繞O點(diǎn)作旋轉(zhuǎn)動(dòng)作，連桿AB作平面運(yùn)動(dòng)，滑塊B作沿CD方向的直線往復(fù)運(yùn)動(dòng)。ω為曲柄的旋轉(zhuǎn)角速度，β為連桿的擺動(dòng)角，L為連桿長(zhǎng)，s為柱塞的位移距離，以θ=0°時(shí)為曲軸的初始狀態(tài)，即滑塊B位于D點(diǎn)處開始計(jì)量[5]。

圖1 曲軸運(yùn)動(dòng)原理簡(jiǎn)圖

曲拐在轉(zhuǎn)角θ為0～180°時(shí)，柱塞進(jìn)行排液運(yùn)動(dòng)，此時(shí)的缸內(nèi)液壓為41.2 MPa，當(dāng)轉(zhuǎn)角θ為180～360°時(shí)，柱塞開始吸液，缸內(nèi)液壓減小至2.4 MPa。柱塞每旋轉(zhuǎn)60°曲軸工作狀況都會(huì)發(fā)生變化，因此可以將柱塞每旋轉(zhuǎn)60°作為一個(gè)步長(zhǎng)，即每個(gè)步長(zhǎng)為0.015 28 s。已知此類曲軸在理想狀態(tài)的工作轉(zhuǎn)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(jìn)一步分析曲軸的危險(xiǎn)截面，建立Ansys仿真模型。

2 模型建立及參數(shù)設(shè)定

通過(guò)Pro/engineer建立三拐四支撐式乳化液泵實(shí)物模型，并將曲軸部分導(dǎo)入Ansys workbench中，利用Geometry模塊進(jìn)行模型的計(jì)算與分析[6]。模型選取鋼材為42CrMo鋼，材料性能參數(shù)如表1所示。本次模擬模型為曲軸，屬于不規(guī)則、非對(duì)稱型模型，采用四面體單元網(wǎng)格進(jìn)行劃分，共生成64 362個(gè)節(jié)點(diǎn)，38 142個(gè)單元格，如圖2所示。給定模型三個(gè)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(shí)，六種受力工況下的加載力，如表2所示。

3 模擬結(jié)果分析

為更好地對(duì)比不同工況下，曲軸的軸與軸承部分受力變形狀況，根據(jù)曲軸的不同單拐受力情形以及不同雙拐排液狀況，對(duì)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(shí)受排液力)、工況5(曲拐2和曲拐3同時(shí)受排液力)、工況6(曲拐1和曲拐2同時(shí)受排液力)。通過(guò)Ansys workbench12中的Static structure模塊對(duì)曲軸在六種工況下做靜力分析，得到六組應(yīng)力云圖與應(yīng)變?cè)茍D。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(wǎng)格劃分

圖3 工況1時(shí)的曲軸(存在偏心時(shí))應(yīng)變、應(yīng)力云圖

由圖3可知，當(dāng)曲軸處于工況1時(shí)，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(guò)渡圓角處，并且受力最大的部位為第四曲柄與右端軸的過(guò)渡圓角處。最大應(yīng)力值為245.35 MPa，最大應(yīng)變值為0.050 31 mm。

圖4 工況2時(shí)的曲軸(存在偏心時(shí))應(yīng)變、應(yīng)力云圖

由圖4可知，當(dāng)曲軸處于工況2時(shí)，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(guò)渡圓角處，并且受力最大的部位為第四曲柄與右端軸的過(guò)渡圓角處。最大應(yīng)力值為246.92 MPa，最大應(yīng)變值為0.050 32 mm。

由圖5可知，當(dāng)曲軸處于工況3時(shí)，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(yīng)力值為358.75 MPa，最大應(yīng)變值為0.057 67 mm。

由圖6可知，當(dāng)曲軸處于工況4時(shí)，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(yīng)力值為345.38 MPa，最大應(yīng)變值為0.055 42 mm。

圖5 工況3時(shí)的曲軸(存在偏心時(shí))應(yīng)變、應(yīng)力云圖

圖6 工況4時(shí)的曲軸(存在偏心時(shí))應(yīng)變、應(yīng)力云圖

圖7 工況5時(shí)的曲軸(存在偏心時(shí))應(yīng)變、應(yīng)力云圖

由圖7可知，當(dāng)曲軸處于工況5時(shí)，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(yīng)力值為323.88 MPa，最大應(yīng)變值為0.050 3 mm。

由圖8可知，當(dāng)曲軸處于工況6時(shí)，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(yīng)力值為254.46 MPa，最大應(yīng)變值為0.051 4 mm。

圖8 工況6時(shí)的曲軸(存在偏心時(shí))應(yīng)變、應(yīng)力云圖

4 曲軸參數(shù)優(yōu)化

通過(guò)曲軸的靜態(tài)分析，當(dāng)曲軸在安裝過(guò)程中存在偏心時(shí)，曲軸在第三工況下受力情形最嚴(yán)重，且不滿足曲軸的許用強(qiáng)度。因此，以曲軸處于工況3時(shí)的受力狀況為背景，對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。由材料力學(xué)可知，當(dāng)曲軸受力超出許用強(qiáng)度時(shí)，可以通過(guò)改變曲軸危險(xiǎn)截面的受力面積來(lái)改善曲軸的變形狀況。因此，采用Design Explorer對(duì)曲軸進(jìn)行優(yōu)化分析，以曲軸右端的軸徑為參數(shù)輸入端，以曲軸的最大應(yīng)變?yōu)檩敵龆?，可以得?種優(yōu)化方案下的曲軸優(yōu)化數(shù)據(jù)如圖9所示[8]。

圖9 曲軸優(yōu)化輸出結(jié)果

從圖9中的五個(gè)設(shè)計(jì)點(diǎn)的輸出結(jié)果來(lái)看，曲軸軸徑設(shè)計(jì)為83.6 mm與82.1 mm時(shí)，輸出的最大應(yīng)力小于許用應(yīng)力[σ]，但設(shè)計(jì)點(diǎn)4的最大應(yīng)力與許用應(yīng)力較為接近，因此，選取軸徑D為83.6 mm時(shí)較為適宜，且可將數(shù)值圓整至83 mm，能夠有效緩解曲軸危險(xiǎn)截面的應(yīng)力狀況，避免發(fā)生曲軸斷裂以及過(guò)度疲勞損傷。

5 結(jié) 語(yǔ)

1) 通過(guò)建立仿真模型對(duì)曲軸在處于偏心情形時(shí)的危險(xiǎn)截面進(jìn)行了靜力學(xué)分析，對(duì)比六種工況下的應(yīng)力應(yīng)變?cè)茍D，得出第三工況下的曲軸所受應(yīng)力值最大，且危險(xiǎn)截面的位置為第四曲柄處。

2) 針對(duì)曲軸截面面積不足，提出了五種優(yōu)化尺寸，并且通過(guò)Design Explorer輸出五種尺寸大小對(duì)應(yīng)的最大應(yīng)力，最終確定右端曲軸的最佳設(shè)計(jì)軸徑應(yīng)為83 mm。

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