臥螺離心機螺旋輸送器結構強度的參數(shù)化分析

 摘要：為指導臥螺離心機螺旋輸送器關鍵參數(shù)的確定與結構的優(yōu)化,應用有限元分析軟件ANSYS建立了螺旋輸送器的參數(shù)化三維有限元模型,進行結構強度分析和轉子模態(tài)分析,發(fā)現(xiàn)螺旋輸送器為剛性轉子,應力最大值出現(xiàn)在圓柱段葉片根部,徑向最大位移出現(xiàn)在圓柱段螺旋葉片外緣。進一步分析了葉片厚度和半錐角等參數(shù)對轉子結構強度和固有特性的影響,參數(shù)化分析結果表明,隨螺旋葉片壁厚的減薄,應力強度和徑向位移量均呈增大趨勢,增大半錐角會造成總體應力強度值的提高。
    關鍵詞：螺旋輸送器;參數(shù)化;結構強度;優(yōu)化設計
    中圖分類號：TH237　　　文獻標識碼：A　　　文章編號：1001-2354(2010)05-0067-04
    臥式螺旋卸料沉降離心機(簡稱臥螺離心機)是用離心沉降法來分離懸浮液的機器,已被廣泛應用于石油、化工、冶金等工業(yè)部門和污水處理工程。螺旋輸送器是臥螺離心機的關鍵部件,其性能直接決定著離心機的分離效果、生產能力和使用壽命。隨著對臥螺離心機生產能力和分離因數(shù)的不斷提高,大型、高轉速螺旋輸送器的固有特性和強度直接關系著輸送器的安全與可靠性,已成為設計中的關鍵問題[1]。其中,螺旋輸送器的受力分析是強度分析的基礎,AW Roborts等人分析了懸浮液的渦旋流動對螺旋輸送器受力的影響[2];WallaceW-F Leung等人研究了污泥脫水用臥螺離心機的螺旋輸送器所承受扭轉力矩的計算方法[3-4]。在掌握了輸送器受力計算和分析方法的基礎之上,瑞典阿爾法-拉法公司的N Corner-Walker又通過試驗方法研究了螺旋輸送器扭轉力對固相離心產物含濕量的影響[5]。通過借鑒上述一系列國外的研究方法和成果,我國也開始了對大型高轉速螺旋離心機轉子的可靠性研究,顧威、錢才富等通過建立螺旋輸送器的三維有限元模型,較好地模擬了該部件的結構,并對該模型進行了靜力分析和模態(tài)分析[6];劉愛軍等人應用Nastran軟件對某型號臥螺離心機螺旋輸送器的結構強度進行了校核[7]。為了進一步優(yōu)化螺旋輸送器的結構,文中應用有限元分析軟件ANSYS建立了螺旋輸送器的三維參數(shù)化模型,對影響轉子結構強度和固有特性的重要參數(shù)進行參數(shù)化有限元分析,其結論為螺旋輸送器的設計和改進提供了參考依據(jù)。
    1　計算模型與方法
    1. 1　物理模型
    文中采用的螺旋輸送器模型為柱錐形雙頭螺旋結構,主要參數(shù)如表1所示,結構如圖1所示。
               
    1. 2　有限元模型
    針對不對稱的螺旋結構,為實現(xiàn)建模的參數(shù)化控制,節(jié)省參數(shù)化分析過程中的建模時間,采用APDL參數(shù)化語言對螺旋輸送器進行三維實體建模,用Solid45單元進行網(wǎng)格劃分。模型網(wǎng)格結構如圖2所示,節(jié)點數(shù)18 787,有限單元數(shù)55 295。
    1. 3　載荷與邊界條件[8]
    螺旋輸送器穩(wěn)定工作時承受的載荷包括:
    (1)高速旋轉產生的離心力。離心力載荷以角速度的形式施加,可描述為:
               
    (2)固相沉渣施加在螺旋葉片上的正壓力。由作用力與反作用力原理,葉片的正壓力可通過對沉渣的受力分析得到。
    錐段直徑D =370 mm(錐段平均直徑)處葉片對沉渣的法向反力為：
              
    式中:μ———物料與螺旋葉片之間的摩擦因數(shù)。
    為便于表述,將離心力載荷記為T1,將正壓力和摩擦力載荷記為T2。應用線彈性問題的疊加原理,最后將以上載荷組合施加在模型上進行分析計算,記為T1+T2。
    由臥螺離心機的設計結構,螺旋輸送器的兩端分別通過軸承支承于轉鼓兩側端蓋的內腔中。因此,對實體模型的一端約束全部位移(ALL DOF),另一端約束X和Y方向位移。模型約束施加情況如圖1所示。
    2　計算結果分析
    2.1　結構強度分析
    強度分析主要目的是考查螺旋輸送器工作時的應力強度以及徑向變形,其中最大徑向變形量的參考標準為螺旋葉片與轉鼓內壁的間隙,取1 mm。
    圖3和圖4分別是螺旋輸送器的徑向變形云圖和等效應力云圖。
               
    由徑向位移及應力云圖可見,徑向位移和應力分布較為規(guī)律,由螺旋輸送器錐段指向圓柱段的方向上,徑向位移值和應力值均呈現(xiàn)明顯的增加趨勢,徑向位移最大值出現(xiàn)在圓柱段螺旋葉片的外緣,而應力最大值出現(xiàn)在圓柱段葉片根部。在設計中應結合離心機工作時螺旋葉片和轉鼓內壁的徑向位移大小適當選取直段葉片與轉鼓內壁的間隙。而在螺旋輸送器的制造過程中,適當增加螺旋葉片根部的焊腳高度可以有效地降低該處應力,防止發(fā)生葉片斷裂破壞事故。對于該分析模型,最大應力為109MPa;最大徑向位移為0.033 5 mm,明顯小于螺旋葉片與轉鼓內壁的最小間隙,該結構符合強度要求并有較大裕量。
    2.2　轉子模態(tài)分析
    采用Lanczos法對螺旋輸送器轉子進行模態(tài)提取,對于所分析模型,得前3階固有頻率及對應臨界轉速值如表2所示。螺旋輸送器在1階臨界轉速下的徑向變形和軸向變形云圖如圖5和圖6所示。
              
    目前臥螺離心機的轉速一般低于10 000 r/min,由模態(tài)分析結果可知,對應于該結構參數(shù)的螺旋輸送器1階臨界轉速為27 114 r/min,遠高于螺旋輸送器的實際轉速。因此,螺旋輸送器在正常工作時不會發(fā)生共振現(xiàn)象。
    3　結構強度的參數(shù)化分析
    3.1　葉片厚度h對結構強度的影響
    為了指導改進設計過程中葉片厚度的選取,分別對葉片厚度為6~10mm情況下的螺旋輸送器進行強度分析,表3和圖7給出了5種結構的強度和固有特性。
    由表3和圖7可見,葉片厚度的變化只對正壓力及摩擦力載荷產生的應力構成影響,由離心力載荷產生的應力幾乎不變,螺旋輸送器的應力強度最大值在3種載荷條件下均隨螺旋葉片厚度的減小而增大。當葉片厚度為6 mm時,最大應力值為198MPa,已接近鋼材的許用應力值。各種工況下的應力云圖顯示,應力強度最大值均出現(xiàn)在圓柱段葉片的根部。上述位置易產生斷裂或塑性變形,在進行結構設計時應采取增加葉片根部的焊腳尺寸或改善焊縫質量等措施以避免應力集中。
                
    在臥螺離心機的設計中,螺旋葉片與轉鼓之間的間隙一般按經驗取0. 5 ~ 2 mm。螺旋輸送器的徑向位移過大可能導致二者干涉,進而造成磨損和破壞。因此,進一步對不同葉片厚度時的螺旋輸送器徑向位移量進行了分析計算,從另一個角度為葉片壁厚的選取提供參考。
    表4和圖8給出了5種結構的變形及固有特性。
                
    由表4和圖8可見,隨葉片厚度減薄,螺旋輸送器的徑向位移量逐漸增大。徑向位移云圖顯示,位移最大值發(fā)生在圓柱段的螺旋葉片外緣,此處易產生干涉,在實際設計中應結合該處轉鼓的徑向位移量合理設置二者的間隙。
    3. 2　半錐角α對應力強度的影響
    半錐角是螺旋輸送器設計中最關鍵的參數(shù)之一,在維持其他原有結構參數(shù)不變的基礎上,分析了半錐角的變化對螺旋輸送器強度的影響。表5和圖9給出了螺旋輸送器應力強度隨半錐角的變化。
              
    由表5和圖9可以看出,半錐角的變化只對正壓力及摩擦力載荷產生的應力構成影響,而不影響由離心力載荷產生的應力的大小。在維持其它結構參數(shù)不變的條件下,隨著半錐角的增大,應力強度呈增大趨勢。在設計螺旋輸送器時,增大半錐角可以增加離心機的有效沉降面積,從而提高生產能力,但應注意,增大半錐角的同時也增大了螺旋輸送器的應力強度值。所以設計時應在螺旋輸送器強度許可的范圍內合理設置半錐角的大小。
    4　結論
    應用ANSYS軟件對臥螺離心機的螺旋輸送器進行了結構強度的參數(shù)化分析,結論如下:
    (1)應用APDL參數(shù)化語言實現(xiàn)從實體建模、劃分單元、施加約束和載荷以及求解分析的全程參數(shù)化控制,對節(jié)省建模時間、提高分析效率有重要意義。
    (2)應力及位移云圖顯示,螺旋輸送器應力強度最大值常出現(xiàn)在圓柱段的葉片根部,位移最大值發(fā)生在圓柱段的螺旋葉片外緣,在設計過程中應結合該處轉鼓內壁的徑向位移量合理選取二者的間隙。
    (3)參數(shù)化分析的結果表明,隨螺旋葉片壁厚的減薄,應力強度和徑向位移量均呈增大趨勢;隨半錐角的增大,總體應力強度呈增大的趨勢。在設計中應合理選取葉片厚度和半錐角以保證螺旋輸送器的結構強度。