基于热-机耦合的气缸体应力和疲劳分析

2022-09-19刘美红

压缩机技术 2022年4期

刘美红

(西安航空学院，陕西西安 710077)

1 引言

气缸组件由气缸体与气缸套压合而成，作为空压机的核心部件，应有足够的强度，承受气体压力；具有良好的润滑和耐磨性，便于活塞运动；以及良好的冷却措施，能够及时将气缸中进行供热转换时产生的热量散发出去。在实际工作中由于受到高压气体波动力、高温气体的热应力、振动、结构本身产生的应力集中等作用的影响，气缸体容易出现磨损、裂纹、疲劳等失效问题，导致空压机无法正常工作[1]。因此较为准确模拟气缸体在实际工况下的受力情况，针对多种载荷综合作用下的气缸体组件进行有限元分析，更全面准确地分析了复杂工况下气缸体的应力应变情况，对气缸体装配间隙具有指导意义。

2 气缸体组件有限元模型

将气缸体组件的三维模型图导入Workbench。为了接近实际工况，在建模过程中忽略了小于2 mm的倒角和倒圆，将气缸体上所有螺栓孔简化为圆柱孔[2]。气缸体和气缸套之间装配间隙气缸体顶部和排气区域最小。

3 气缸体边界条件分析

3.1 气缸体边界条件分析

随着活塞往复循环工作，气缸体内气体不断地被压缩，气体分子间的运动加剧，气温随之升高。随着工作时间加长，在摩擦作用和高温气压等各载荷作用下，气缸体受到的热应力可能增加到一个临界值。为此，对气缸体热载荷进行计算，研究其对气缸体性能的作用。在气缸体内，气体在压缩工况下，满足以下方程[3]

(1)

式中pg——曲柄某旋转角下气缸体内空气压力，MPa

Vh——曲柄某旋转角下气缸体容积

m——气体质量

R——理想气体常数

Tg——曲柄某旋转角下气体温度，℃

D——气缸直径，mm

s——活塞冲程，mm

h——活塞当前位置与上止点之间的距离，mm

φ——曲柄旋转角，°

λ——连杆与曲柄回转半径之比

根据热力关系，排气温度T2计算见下式[4]

(2)

式中T1——为进气温度，K

ε——压缩机压比，取3

m——压缩过程多变指数，取1.2

3.2 气缸体机械载荷

(1)螺栓轴向拉力[5]

(3)

式中T——扭矩，30 N·m

d——螺栓的螺纹中径，5.513 mm

μ——螺纹摩擦因数，0.1

∂——螺纹螺旋角，30°

P——螺距，1.5 mm

λ——螺母与支撑区域的摩擦因数，0.2

D——螺帽外径，10 mm

d1——螺栓公称直径，6 mm

(2)气缸与气缸套之间相互作用力

气缸与气缸套的相互作用力可通过活塞作用于气缸壁的侧压力表示，在活塞式压缩机中，活塞受到的综合活塞力包括曲柄连杆机构所产生的惯性力、活塞端面两侧气体压力差产生的气体力、运动部件摩擦副之间的摩擦力等[6]。本文选取的研究对象综合活塞力为3.5×104 N，因此作用于气缸壁的侧压力为2.5×104 N。

3.3 网格划分及边界条件施加

由于气缸体组件装配模型较为复杂，本文采用自动网格化分，在气缸和气缸套借出去与进行加密，最终获得气缸组件上的单元数为187669，网格数为103971。

气缸体底部与机匣部件通过螺栓连接，将气缸体底部的约束条件设为固定约束。其中螺栓预紧力以力的方式施加到螺栓孔上，气缸与气缸套之间的作用力通过均布载荷的方式施加到气缸与气缸套之间的接触面上。气缸与气缸套之间的传热，通过第一类热边界条件施加。气缸外表面与外界空气之间的热交换通过第三类热边界条件进行施加[7]。由于气缸体内实际工作情况较为复杂，施加热边界条件时，施加等效的换热系数和平均温度。气缸体内腔强制对流，根据实时测量按照气体在气缸上不同的位置划分区域，得到热边界条件如表1所示[8]。

表1 热边界条件

4 计算结果与分析

4.1 气缸体组件温度场分析

由于气缸体内受热较为复杂，属于周期性非稳态传热，但周期较短，在短时间内温度场基本稳定，故可用稳态热分析法进行研究。根据气缸体在实际工况下的受热情况计算出气缸体周期性温度场变化云图如图1所示。图2为气缸组件内部剖面温度场变化云图。

图1 气缸组件整体温度场变化云图

图2 气缸组件内部剖面温度场变化云图

结果表明，随着气体不断被压缩，气缸体内气体的温度逐渐上升，同时高温气体不断对外传热，导致气缸体的温度也随之上升，变化显著，直至临近排气温度时不再增加，此时气体被压缩阶段结束，由排气接口排出。气缸体温度最高的区域出现在排气区域附件，最高达246.25 ℃，与实测数据接近。气缸体进气口温度为空气自由状态温度，约为22 ℃。气缸套为气体主要压缩工作腔，温度在22～250 ℃之间周期性循环。

气缸体顶部区域温度变化较为明显，这是由于在模型中高温气体集中在该区域，但热量相对较大。气缸体与气缸盖通过螺栓连接约束在一起，与机匣连接部位温度变化很小，这是由于此处散热充分，温度波动范围不大。

4.2 气缸体组件热应力场分析

将上述分析得到的温度场作为载荷施加在气缸体组件上，同时添加固定约束，得到气缸体组件的整体热应力云图。由图3～4可以看出，气缸体组件最大热应力为108 MPa，满足气缸体材料强度极限要求。其主要位于气缸套排气区域和螺栓连接区域，这是由于气缸套在活塞作用下，温度快速升高，温度梯度较大。

图3 气缸体组件整体应力图

此外，在气缸体与气缸套配合处应力变化也比较明显，这是由于过盈配合的气缸体和气缸套材料不一致，在受热时，由于热膨胀系数适配不当，零件膨胀的大小不同，二者之间产生了热应力。

图4 气缸体组件剖面应力图

4.3 热-机耦合仿真结果

热-机耦合仿真结果应力云图如图5～6所示，应变图如图7～8所示。由图9～10可以看出，施加热载荷后，气缸体组件所受最大应力也有所增加，最大应力增加到221.86 MPa，但远远小于材料允许的极限应力。但受力较大的区域仍处于排气区域和气缸体和机匣螺栓连接部位。这是由于气缸套和气缸体排气区域耦合应力较大，气缸体内顶部传热量大，经实际检测，该处气缸套和气缸体装配间隙也最小。其余部位的耦合应力相对较小。

图6 热-机耦合作用下组件整体应力图

图7 热-机耦合作用下组件整体变形图

图8 热-机耦合作用下组件剖面变形图

由图7～8可以看出，施加热载荷后，气缸体总体变形由原来向下变形转向向上膨胀。此时气缸体组件变形最大的区域为气缸体和气缸套配合顶部，最大变形量为0.05 mm，这是由于气缸套和气缸体受高温气体作用热膨胀引起的，此时二者之间无间隙，紧紧贴合。

4.4 疲劳分析

根据热-机耦合分析结果进行高周疲劳分析，工作循环次数为1.0×106。从图5～8可以看出气缸体压缩腔由于温度较高，热流密度较大，产生的热应力也相对较大，容易导致疲劳损伤。疲劳分析结果如图9和图10所示。气缸和气缸套底部压缩区的安全系数大于1.1789，其他区域的安全系数较大，均满足要求，且在设定的工作次数下，结构未发生任何损坏。