鄭祥，李曉光，陳宇，王玉勤

往復(fù)泵十字頭接觸應(yīng)力分析

鄭祥1，李曉光2，陳宇1，王玉勤1

（1. 巢湖學(xué)院 機(jī)械工程學(xué)院，安徽 巢湖 238000；2. 安徽糧食工程職業(yè)學(xué)院 機(jī)電工程系，安徽 合肥 230012）

往復(fù)泵十字頭是連接連桿和十字頭的傳動(dòng)部件，在襯套中往復(fù)移動(dòng)，接觸應(yīng)力十分復(fù)雜。通過十字頭運(yùn)動(dòng)方程的建立，推導(dǎo)出十字頭受力公式，得到不同曲柄轉(zhuǎn)角的連桿力及慣性力，再運(yùn)用ANSYS Workbench分析出十字頭襯套間最大主應(yīng)力、比壓值及摩擦應(yīng)力隨曲柄轉(zhuǎn)角的變化情況。三種應(yīng)力峰值浮動(dòng)范圍分別為29.5%、88.9%、183.5%，在材料的安全性能范圍內(nèi)。

往復(fù)泵；十字頭；接觸應(yīng)力；分析

引言

大功率往復(fù)泵在石油開采、煤礦瓦斯抽取等工程實(shí)際中被廣泛應(yīng)用[1]。圖1為某型號(hào)的三缸單作用往復(fù)泵的結(jié)構(gòu)示意圖。動(dòng)力傳遞依次為齒輪軸、曲軸上的大齒圈、連桿、十字頭、活塞部件，將原動(dòng)機(jī)的回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)化為活塞的往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)[2]。

1—曲軸；2—大齒圈；3—連桿；4—十字頭襯套；5—十字頭；6—齒輪軸；7—活塞組件。

十字頭把作平面擺動(dòng)的連桿和作往復(fù)運(yùn)動(dòng)的活塞桿，以鉸鏈形式連接起來并起著力的傳遞作用，十字頭在其滑履襯套里做直線往復(fù)運(yùn)動(dòng)，十字頭與襯套的比壓及接觸應(yīng)力直接影響著十字頭的有效壽命[3]。十字頭與襯套的接觸應(yīng)力影響著大功率往復(fù)泵的工作效率及失效形式。本文通過對十字頭運(yùn)動(dòng)模型的分析計(jì)算，得到不同位置下的十字頭受力情況，再運(yùn)用有限元分析軟件對十字頭、襯套之間的接觸應(yīng)力進(jìn)行數(shù)值模擬分析。

1 十字頭受力分析

圖2是傳動(dòng)端平面力系簡圖。其中，十字頭和連桿自重分別為mg和mg；十字頭受到連桿小端的力F和F、十字頭襯套的力F和F；曲軸受到連桿大端的力F和F；曲軸以的角速度輸入回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。

圖2 往復(fù)泵傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的平面力系

依次對十字頭、連桿建立平面運(yùn)動(dòng)微分方程[4]，

式中——十字頭的加速度，m/s2；

——活塞桿對十字頭作用力，N；

f——十字頭與滑道之間的滑動(dòng)摩擦系數(shù)；

a、a——連桿質(zhì)心C點(diǎn)的加速度分量，m/s2；

ε——連桿平面運(yùn)動(dòng)的角加速度，rad/s2；

I——連桿在質(zhì)心C處的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，kg·m2；

——連桿長度，m；

L——連桿大端到質(zhì)心C的長度，m；

——連桿的擺角，rad；

聯(lián)立式（1）、（2）、（3）、（4）、（5）、（6）可以建立矩陣方程：

2 十字頭接觸應(yīng)力分析

往復(fù)泵工作行程中，十字頭在襯套內(nèi)來回移動(dòng)，工作時(shí)兩個(gè)零件間的接觸應(yīng)力大小直接影響著襯套的磨損及往復(fù)泵整體性能。

2.1 網(wǎng)格劃分及載荷施加

十字頭與襯套之間的接觸應(yīng)力屬于非線性分析，在ANSYS Workbench中，導(dǎo)入十字頭與襯套模型，材料屬性設(shè)置為表1所示，網(wǎng)格劃分采用自適應(yīng)網(wǎng)格劃分，設(shè)置單元尺寸10 mm，劃分后單元數(shù)量為18078，平均質(zhì)量為0.74，十字頭與襯套接觸設(shè)置采用摩擦接觸，摩擦系數(shù)設(shè)置為0.15。圖3顯示十字頭受到連桿力在水平方向和豎直方向的分力隨曲柄轉(zhuǎn)角的變化趨勢不一致。雖然可以通過合成后求力的最大值，但這樣給有限元的載荷施加帶來了不便。為了簡化分析，取往復(fù)泵排出行程中十字頭與襯套間的接觸應(yīng)力為研究對象，具體為曲柄轉(zhuǎn)角每隔十度取一個(gè)十字頭所受連桿水平分力、豎直分力、水平慣性力數(shù)據(jù)，為有限元分析提供邊界載荷，其中部分?jǐn)?shù)據(jù)如表2所示。

表1 十字頭—襯套材料參數(shù)

表2 往復(fù)泵排出行程十字頭所受作用力

2.2 分析結(jié)果

分別對表1中的各組數(shù)據(jù)施加載荷邊界進(jìn)行分析。分析得到十字頭、襯套之間的最大主應(yīng)力、比壓值及摩擦應(yīng)力隨曲柄轉(zhuǎn)角之間的變化規(guī)律，如圖4所示，最大主應(yīng)力、比壓值及摩擦應(yīng)力的變化趨勢基本一致，呈三角函數(shù)規(guī)律。通過比對有限元分析結(jié)果，三種數(shù)值隨曲柄轉(zhuǎn)角先增大后減小，曲柄轉(zhuǎn)角位于270度左右時(shí)三者均達(dá)到最值。

圖4 排出行程十字頭-襯套的主應(yīng)力、比壓及摩擦應(yīng)力

往復(fù)泵整個(gè)排出行程中，最大主應(yīng)力范圍29.29 MPa到37.94 MPa，峰值浮動(dòng)29.5%；最大比壓值從9.72 MPa到18.36 MPa，峰值浮動(dòng)88.9%；最大摩擦應(yīng)力0.97 MPa到2.75 MPa，峰值浮動(dòng)183.5%。十字頭材料為42CrMo，襯套采用的是銅合金，各種應(yīng)力峰值在材料許用范圍內(nèi)。

圖5、圖6和圖7是曲柄轉(zhuǎn)角為270度時(shí)三種應(yīng)力的云圖，分析發(fā)現(xiàn)最大摩擦應(yīng)力分布與比壓分布基本一致，其中最大應(yīng)力峰值位于油槽與滑履面的分界處，所以油槽的設(shè)計(jì)需要考慮應(yīng)力集中的因素。最大主應(yīng)力位于十字頭孔與銷的配合處，此處屬于鉸接副，將連桿的平面擺動(dòng)轉(zhuǎn)化為十字頭的往復(fù)運(yùn)動(dòng)。

圖5 最大主應(yīng)力云圖

圖6 最大比壓應(yīng)力云圖

圖7 最大摩擦應(yīng)力云圖

結(jié)論

本文首先通過對十字頭的運(yùn)動(dòng)方程的求解，得到往復(fù)泵排出行程中十字頭所受水平分力、豎直分力及慣性力隨曲柄轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律，每隔十度計(jì)算出十字的受力情況，為十字頭與襯套間接觸應(yīng)力的有限元分析提供載荷邊界；其次在ANSYS Workbench中對十字頭襯套模型進(jìn)行接觸分析，仿真得到最大主應(yīng)力、比壓及摩擦應(yīng)力值及相應(yīng)位置。三種應(yīng)力隨曲柄轉(zhuǎn)角的變化趨勢基本一致，主要變化區(qū)間為210度至330度范圍間，其中270度左右時(shí)取得最大值，接近十字頭往復(fù)行程的中點(diǎn)位置[6]，所以這個(gè)區(qū)域附近的襯套表面質(zhì)量可以適當(dāng)提高。

[1] 編寫組. 往復(fù)泵設(shè)計(jì)[M]. 北京: 機(jī)械工業(yè)出版社, 1987: 541~543.

[2] 鄭祥, 朱增寶, 高鑫, 等. 基于SolidWorks往復(fù)泵曲軸參數(shù)化建模及模態(tài)分析[J]. 煤礦機(jī)械, 2014, 35（11）: 273~275.

[3] 沈?qū)W海. 鉆井往復(fù)泵原理與設(shè)計(jì)[M]. 北京: 機(jī)械工業(yè)出版社, 1990: 110~113.

[4] 張金龍, 王鵬彧. 基于ADAMS的三曲柄六連桿往復(fù)泵仿真分析研究[J]. 煤礦機(jī)械, 2017, 38（2）: 169~171.

[5] 張俊峰, 張春光, 李上青, 等. 大功率往復(fù)泵曲軸的設(shè)計(jì)與動(dòng)力學(xué)仿真分析[J]. 機(jī)械制造, 2019, 57（9）: 9~11.

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Contact Stress Analysis of the Crosshead for Reciprocating Pump

ZHENG Xiang1, Li Xiao-guang2, CHEN Yu1, WANG Yu-qin1

(1. Mechanical Engineering College, Chaohu University, Chaohu Anhui 238000; 2. Department of Mechanical and Electronic Engineering, Anhui Vocational College of Grain Engineering, Hefei Anhui 230012, China)

The crosshead of reciprocating pump is the transmission part connecting the linking rod and crosshead, which moves back and forth in the bush, the contact stress being very complex. By establishing the motion equation of crosshead, the force formula of crosshead is derived, and the connecting rod force and inertia force of different crank angle are obtained. Then, the maximum principal stress, pressure and friction stress of crosshead liner with crank angle are analyzed by ANSYS Workbench. The floating ranges of the three stress peaks are 29.5%, 88.9% and 183.5% respectively, which are within the range of material safety performance.

reciprocating pump; crosshead; contact stress; analysis

2020-02-18

安徽省高校自然科學(xué)研究重點(diǎn)項(xiàng)目（KJ2017A450）；巢湖學(xué)院科研項(xiàng)目（XLY-201907、XLY-201908）

鄭祥（1989—），男，安徽巢湖人，助教，碩士，研究方向：機(jī)械傳動(dòng)及先進(jìn)制造系統(tǒng)。

TH38

A

2095-9249（2020）03-0033-05

〔責(zé)任編校：范延琛〕