一种增压机定子件分析方法与流程

本发明涉及机械设备的设计分析方法，尤其涉及增压机的设计分析方法。

背景技术：

组装式增压机运行工况较为复杂，其定子件不但要承担气动流场作用，另一主要作用是承载包括压力、转定子的自重、进出口管嘴载荷。其中增压机所承载的较高压力对于定子件的安全性提出了更高的要求。如何帮助设计采用更轻但更安全的方案成为力学分析人员的关注点。这就要求在保证产品安全性的同时提高分析精度并明确合理的评定手段。

就目前来看，行业内尚无成型的组装式增压机定子件的力学分析方法或规范类文件。且当压力随着设计运行条件的高要求而不断增大时，组装式增压机定子件的安全性成为了新兴的力学关注焦点。

组装式增压机定子件整机的力学分析过程中，常规产品的组装式增压机箱体的强度和变形均处于较低的量级，但随着设计需求的提升，功能性要求的加强，导致运行工况愈加恶劣，而定子的变形问题逐渐成为关注点，其变形会导致定子与转子的间隙变小同时由于改变转子的水平度而产生转子振动的风险。

从组装式增压机定子件的力学分析过程来看主要的技术难点在于。

1、产品结构的复杂性，组装式增压机蜗壳结构模型细节处理精度影响分析精度。

2、此类产品运行条件的复杂性，过于保守的评定限定不再适用现行产品；

3、整机的分析过程中，变形分析成为新的关注焦点，运行于安全的变形范围才能保证转子的运行稳定性。

技术实现要素：

为了弥补现有技术的空白，本发明提出一种增压机定子件的分析方法。

本发明所述的增压机定子件分析方法，包括：

建立增压机定子件三维实体有限元模型；

对定子件进行包括应力强度分析，和/或热疲劳分析的安全性评定；

对定子件进行变形分析；

进一步地，所述对定子件进行包括应力强度分析，和/或热疲劳分析的安全性评定进一步包括：

比较定子件的应力强度与屈服极限；

若应力强度大于屈服极限，则查看应力强度最大值位置区域；

根据应力强度最大值所在区域，分别比较膜应力与许用应力、膜应力加弯曲应力与许用应力；

若膜应力大于许用应力，或膜应力加弯曲应力大于许用应力，则进行疲劳分析。

进一步地，所述根据应力强度最大值所在区域，分别比较膜应力与许用应力、膜应力加弯曲应力与许用应力包括：

若应力强度最大值所在区域位于定子件压力内边界，则分别比较应力强度最大值所在位置的膜应力与许用应力、膜应力加弯曲应力与许用应力；

若应力强度最大值所在区域不再压力内边界，且所述应力强度最大值位于定子件压力外边界，则分别比较应力强度最大值所在位置的膜应力与许用应力、膜应力加弯曲应力与许用应力。

进一步地，所述对定子件进行热疲劳分析包括：

结合热载荷耦合，整合asme标准设计s-n疲劳曲线，当使用系数u＜1时，则定子件符合疲劳测试评定。

进一步地，所述建立增压机定子件三维实体有限元模型包括；

建立增压机定子件的三维装配体几何模型；

基于所述三维装配体几何模型，建立增压机定子件三维实体有限元模型。

进一步地，所述建立增压机定子件三维实体有限元模型还包括：

对增压机定子件的三维装配体几何模型进行包括去除多余边角的简化处理。

进一步地，所述对定子件进行变形分析包括：

判断蜗壳轴与对应的齿轮箱安装轴的倾角是否小于许用倾角。

进一步地，所述对定子件进行变形分析还包括：

判断蜗壳固定法兰盘与对应的齿轮箱安装盘的倾角是否小于许用倾角。

本发明所述增压机定子件的分析方法，通过对定子件进行有限元建模，应力强度分析，热疲劳分析，及变形分析，在压力承载能力越来越高、运行条件越来越复杂的设计要求下，对定子件的设计合理性做出综合、准确的评价。

附图说明

当结合附图考虑时，通过参照下面的详细描述，能够更完整更好地理解本发明以及容易得知其中许多伴随的优点，但此处所说明的附图用来提供对本发明的进一步理解，构成本发明的一部分，本发明的示意性实施例及其说明用于解释本发明，并不构成对本发明的不当限定，如图其中：

图1为本发明所述方法中建立的一个蜗壳定三维几何模型俯视图；

图2为本发明所述方法中一个蜗壳三维模型剖切立体图；

图3为本发明所述方法步骤(二)流程图；

图4为本发明所述方法增压机定子件第一视角立体图；

图5为本发明所述方法增压机定子件第二视角立体图；

图6为本发明所述方法实施例六级蜗壳应力线性化路径的选取示意图；

图7为本发明所述方法实施例定子件装配状态局部剖切示意图。

具体实施方式

下面结合说明书附图，对本发明所述增压机定子件的分析方法的具体实施方式进行说明。

本实施例所述的增压机定子件的分析方法包括如下步骤：

(一)、建立增压机定子件三维实体有限元模型；

具体的，包括s11、建立增压机定子件的三维装配体几何模型；

如图1所示，根据组装式增压机的二维装配图，通过三维软件进行零部件的建模，再通过三维软件的装配功能，进行组装式增压机装置整体的装配搭建。

优选地，还包括s12、对增压机定子件的三维装配体几何模型进行简化；

在组装式增压机的力学分析中，难点是解决模型的精度问题，因为蜗壳在建模过程中涉及到多次放样和多次的布尔操作，而蜗舌下方的倒角处更加的难以掌控，此处往往也是力学分析中应力集中的主要部位。根据以往的分析经验以及对现场实物的观察发现，蜗壳在生产加工中，人为的会进行磨边角处理，让结构过度平滑，但是实际建模中却不容易实现。特别是蜗舌处模具的截面几何尺寸往往给的不全面，为了解决上述问题，本实施例采用如下方法：将最小截面进行旋转切除，并利用软件中的倒角功能进行模型处理可以切除多余结构，如图2所示，图中附图标记10就是切除多余结构的位置，模型经上述处理就可获得较为近似的可用模型；模型精确的建立将用于有限元分析，获得的相关结果用于以下提到的相关评定方法进行力学安全性评定。

s13、基于所述三维装配体几何模型，建立包含增压机定子件三维实体有限元模型；

具体的，利用有限元软件进行网格的剖分和相关接触的设置，网格的剖分(划分)为有限元软件针对导入三维模型进行网格尺寸以及划分方法的设置，软件根据设定进行三维有限元模型的自动生成。此步搭建的三维有限元模型是为之后应力强度分析以及热疲劳分析所使用。

(二)、对定子件进行包括应力强度分析，和/或热疲劳分析的安全性评定；具体的：

先进行应力强度分析设置：在软件中，对增压机定子件三维实体有限元模型进行边界条件设置，边界条件包括力、位移等在模型应力分析中对结构应力能够产生影响的条件因素，然后应用软件的求解功能去进行有限元求解。

有限元软件在计算完，直接通过软件功能，查看和提取定子件结构件的应力强度值；

如图2所示，对定子件进行包括应力强度分析，和/或热疲劳分析的安全性评定具体包括如下步骤：

s21：

首先判断计算得到的应力强度结果是否为小于结构材料的屈服极限，小于则认为计算到此结束，符合要求，否则进入第二步；

s22：

若应力强度大于屈服极限，则查看最大值位置区域，如果为压力内边界，需要对结构的应力强度线性化处理(可由软件自带功能完成)，若计算的膜应力和膜应力加弯曲应力值均小于结构的许用应力，则计算到此结束；

如果最大值位于外边界的结构承载部位，且小于屈服极限，则计算到此结束，大于屈服极限转至应力线性化处理，若计算的膜应力和膜应力加弯曲应力值均小于结构的许用应力，则认为满足设计要求，否则进入下一步；

s23：

整合热应力来进行疲劳分析，如果疲劳累计系数通过，则认为结果仍然可接受。疲劳累计系数大于1则认为结构设计需要优化，转至优化设计操作；

下述通过举例说明：

例如，如图4、5所示，本实施例所述的增压机定子件包括齿轮箱7和分别安装在齿轮箱7上的一级蜗壳1、二级蜗壳2、三级蜗壳3、四级蜗壳4、五级蜗壳5及六级蜗壳6，根据(一)步骤所述方法建立齿轮箱7及各级蜗壳三维模型，并装配形成增压机定子件整体模型，并根据整体模型，建立三维有限元模型。根据(二)步骤对三维有限元模型进行应力强度分析的条件设置，并经分析比对进入到s22步骤，应力强度大于屈服极限，对结构进行应力强度线性化处理，根据asme规范□中第二册第4篇4.1.6中设计条件下许用应力评定细则规定进行分析，评定结果如表1所示：

表1蜗壳应力线性化叠加整合后结果

许用值的选取是考虑较大余量的疲劳效应，由于六级蜗壳6应力强度经线性化后超出许用值，所以需要根据实际的计算应力来进行疲劳分析与评定。首先需要根据温度场求解获得温度应力，与设计工况下的一次应力进行组合，然后进行疲劳分析，具体包括如下步骤：

s231、进行热结构耦合分析；

基于瞬态温度场，对应力强度超出许用应力的六级蜗壳6进行热载荷耦合分析，优选地，将瞬态温度场作为影响因子导入六级蜗壳6的结构计算中，对获得某一时间点上的六级蜗壳6各位置结构在温度影响下的应力情况进行分析；如图6所示，根据热结构耦合，对六级蜗壳6蜗舌下方61、蜗壳支撑处62、蜗壳支撑处63、蜗壳壳身64、蜗壳壳身65这几处典型应力较大区域进行应力线性化处理，并与之前计算设计结果进行整合，如表2所示：

表2六级蜗壳分析结果整合

s232、对定子件进行热机疲劳分析；

优选地，结合热载荷耦合，整合asme标准设计s-n疲劳曲线，当使用系数u＜1时，则所述增压机定子件符合疲劳测试评定。

具体为：

根据asme及rccm的规定，金属温度差变化循环次数小于1000，则疲劳分析是非强制性的。根据设计提供数据，在组装式增压机的全寿命中，循环次数大于规定值，达到1200次以上，所以必须作疲劳分析。在组装式增压机六级蜗壳6中上述几个部位出现了高应力区和应力集中区域，取高应力集中区进行疲劳分析。按照下述方式开展疲劳性能评定：

1)sij＝σi-σj，其中i＝1,2,3,j＝1,2,3,i≠j

其中σi(σj)代表有限元单元的第1、2、3主应力。

2)

3)其中ec是疲劳曲线弹性模量，e是计算用弹性模量

其中系数ke值按照下述方式确定：

a)sn≤3sm时，ke＝1.0；

b)3sm<sn<3msm时，

c)3msm<sn时，

其中sn为一、二次应力之和的变化幅度；对于碳钢，m＝3.0,n＝0.2。

疲劳曲线采用表3所列数据。由于疲劳曲线是弹模为1.95×105mpa，而计算中采用的弹性模量为2×105mpa，则应力放大比例：

之后令sa＝s'alt作纵坐标，把s'alt引入疲劳曲线，得到瞬态数ni，则出现一次瞬态的使用系数为：

出现ni次的使用系数：ui＝ni[ui]

则n种事件的使用系数为：

表3材料疲劳特性数据

六级蜗壳全寿命过程中，循环使用频率为600次/20年，启停机压力循环次数乘2，则n＝1200次。取承压部件应力集中的上述五个部位，进行疲劳累计使用系数计算。根据表3所示的asme材料疲劳特性数据，对各位置的疲劳评定如表4：

表4六级蜗壳的疲劳评定

材料积累使用系数小于1，说明六级蜗壳6有足够的疲劳性能储备，即六级蜗壳6的疲劳评定通过。

(三)、对定子件进行变形分析；

本实施例所述的组装式增压机定子件的变形分析是基于机组安全性和可运行性所做的综合性分析，如图7所示，一方面是基于轴承的倾斜变形限制来考虑的(图中示出了六级蜗壳6的轴承倾角计算环面66)；另一方面是基于蜗壳固定法兰盘的倾斜变形限制来考虑的(图中示出了六级蜗壳6的蜗壳固定法兰倾角计算环面67)。

设定各级蜗壳安装于齿轮箱7后，在载荷最大时，其横向摆动量为△x，纵向摆动量为△y，则其相对倾角，由公式tanθx(tanθy)＝△x(△y)/倾角参考尺寸，其中，θx是倾角θ在横向上的分量，θy是倾角θ在纵向上的分量；倾角参考尺寸根据建立定子件三维模型时的参考尺寸获得。

计算获得的各级蜗壳轴所对应的齿轮箱轴倾斜角度、蜗壳固定法兰盘与对应的齿轮箱安装盘倾斜角度如表5所示：

表5组装式增压机定子变形结果

由上表可知，各级蜗壳的轴承相对倾角和法兰面相对倾角均小于许用值，即符合变形评定标准，若各倾角大于许用值，则不符合要求，转至优化设计改良结构。

如上所述，对本发明的实施例进行了详细地说明，显然，只要实质上没有脱离本发明的发明点及效果、对本领域的技术人员来说是显而易见的变形，也全部包含在本发明的保护范围之内。