臥螺離心機螺旋輸送器有限元仿真研究

應用Pro/Engineer係統建立了臥螺離心機螺旋輸送器的實體模型和虛擬樣機模型,在MSC. VisualNastran環境下,采用有限元方法進行了運動學分析、模態分析和靜力學分析,得到了螺旋輸送器 兩端軸承的力學狀態、係統的多階固有振動頻率、振型以及應力、應變、位移等參數值。根據仿真結果,進行了強度和剛度的校核,分析了螺旋輸送器的主要破壞形式和危險位置以及葉片壁厚的變化對螺旋 輸送器強度和剛度產生的影響。結果表明:現有結構基本滿足設計要求,同時給出了葉片壁厚的優化方 案,為臥螺離心機結構設計提供有價值的理論參考。

關鍵詞:螺旋輸送器;結構分析;虛擬樣機;有限元;葉片壁厚

隨著國民經濟的高速發展和環境意識的加強,對臥螺離心機的 生產能力、分離效果、節能降耗等的要求越來越高,如何提高產 品設計水平,縮短新產品的開發周期,加速現有產品的更新換 代,已成為當務之急。顯然,沿用傳統的設計手段[1],已不能適應 新形勢的需要,必須采用諸如優化設計,有限元法的靜、動力分 析,計算機輔助繪圖等先進技術[2]。

螺旋輸送器是臥螺離心機的主要部件,在對螺旋輸送器進行 靜力分析的基礎上,進一步進行參數分析和優化設計,對臥螺離心機來說,具有十分重要的工程實際意義。應用虛擬樣機(VP, Virtual Prototyping)技術對螺旋輸送器的靜、動力學性能進行仿 真研究,以Pro/Engineer軟件為平台,進行產品的參數化實體建 模,通過合理簡化建立螺旋輸送器的虛擬樣機,應用有限元法,在有限元仿真軟件MSC.VisualNastran中進行螺旋輸送器的運 動學仿真、模態仿真和應力、變形仿真,得到螺旋輸送器的多階 固有振動頻率、振型以及應力、應變、位移等的變化情況,達到校 核螺旋輸送器結構的強度和剛度的目的,並進一步分析出螺旋輸 送器的主要失效形式和危險位置,依據分析結果提出了螺旋輸 送器結構設計的優化方案。

1 載荷及邊界條件

1.1載荷

螺旋輸送器在工作過程中主要承受以下三種載荷:(1)因自 身高速回轉而產生的離心力;(2)被分離介質(沉渣)施加給螺旋 葉片的正壓力;(3)被分離介質(沉渣)施加給螺旋葉片的摩擦 力。嚴格來講,螺旋輸送器還承受設備自身的重力,但因臥螺離 心機具有很高的分離因數,即螺旋輸送器的重力遠遠小於因高 速旋轉而產生的離心力,因此在計算和仿真過程中,忽略了重力 的影響。

1.2 邊界條件

由於螺旋輸送器內筒的兩端分別與左右軸頸連接,軸頸支 承在轉鼓左右端蓋內腔裏的軸承上。因此,根據實際工況,模型 在左右支撐處施加轉動副約束。

對螺旋輸送器的強度校核參照壓力容器的分析設計法[3]進 行。螺旋輸送器的材料為某種合金材料,基本許用應力Sm為203MPa。由於螺旋輸送器和轉鼓的最小間隙為4mm(雙邊),因 此本分析中將2mm作為考察螺旋輸送器徑向變形的依據。

2 虛擬樣機建模與動力學仿真

虛擬樣機是用先進CAD建模技術建立與物理樣機相一致 的數字化三維模型,然後利用虛擬樣機模型進行動力學仿真分析。 根據現有螺旋輸送器的實際結構,應用三維參數化技術及Pro/ Engineer[4]軟件,建立轉鼓、螺旋輸送器內部各組件及軸承的三 維模型,然後簡化為一個整體,並對模型的凸台、倒角、螺栓孔等 特征進行處理,並不考慮焊縫的焊接特征[5]。這樣可以省去不必要的約束,避免使用過於龐大而複雜的整機VP模型,通過通用 的數據交換標準--STEP將模型導入有限元仿真軟件MSC. VisualNastran[6]中,如圖1所示,虛擬樣機模型,分別定義材料、

彈性模量、泊鬆比、密度等相關材料性能參數,定義轉速、正壓力 等力學參數以及運動副和邊界條件,進行運動仿真,得到螺旋輸 送器的運動軌跡和運動副的受力情況,其中,左右兩端軸承受力 分析結果,如圖2所示。

3 模態分析

該研究主要是分析螺旋輸送器總成的自由模態,主要材料特 性參數與前麵仿真一致,其中阻尼係數為0.01,總質量為409.0Kg。由於臥螺離心機的轉子屬剛性軸設計,即轉子轉速低於第一 階臨界轉速,因此,實踐中比較關心的是前三階固有頻率及振型。 考慮自身重力以及邊界約束條件,螺旋輸送器采用四麵體單 元劃分網格,其有限元模型共有75430個節點,38451個單元,其中,前三階應力和位移振型圖如圖3、圖4所示。模態分析主 要結果(見表1)。

當螺旋輸送器在第一階固有頻率下發生共振時,大小圓柱 內筒(即軸)連接處和直段葉片變形較大,已發生明顯彎曲,各階 固有頻率亦對應於各階的臨界轉速,由有限元模態仿真分析可 知,螺旋輸送器第一階固有頻率為282.4Hz,對應的臨界轉速為13944r/min。由於螺旋輸送器的設計轉速為2742r/min,遠小於該 臨界轉速,因此,螺旋輸送器在正常的轉速範圍內不會發生共振 現象。

4 強度剛度分析

對螺旋輸送器進行空載和滿載工況下的靜力分析,滿載工 況下的載荷為正壓力、摩擦力、離心力的線性組合。這是所有工 況分析中最值得關心的問題。

圖5和圖6分別為滿載工況下螺旋輸送器的應力和徑向變 形雲圖。在滿載工況下最大應力出現在螺旋輸送器大端螺旋葉 片起始處。最大值為152.5MPa,在滿載工況下,螺旋輸送器的徑 向位移最大值發生在跨越柱錐內筒的過渡段螺旋葉片的徑向邊 緣推料麵上,此處是葉片發生徑向變形的危險位置,最大徑向變 形為0.09239mm。應力分布雲圖表明:大、小端末端葉片根部推 料麵和過渡段葉片根部推料麵的應力值較大,是發生塑性變形 或破壞現象的危險位置。

5 結構優化

螺旋葉片在臥螺離心機中直接與沉渣接觸,並起輸送沉渣 的作用。葉片的壁厚並不對工藝要求起作用,但通過對螺旋輸送 器進行靜力仿真分析發現,最大應力出現在螺旋葉片上,並且螺 旋葉片在受到過大的物料反力作用時,容易發生嚴重的軸向變 形而遭到破壞。所以本分析不僅要察看葉片壁厚的變化對應力 和徑向位移產生的影響,還要找出葉片壁厚和螺旋輸送器最大 軸向變形之間的關係。仿真分析表明現行設計的葉片壁厚有安 全裕量,本分析把葉片壁厚依次遞減0.5mm,應力、徑向位移、軸 向位移的計算結果,如表2~4所示。

從表2~4可以看出,滿載工況下應力最大值在隨著葉片壁 厚的減小而增大。在葉片壁厚為8mm時,應力最大值大於材料 的基本許用應力Sm,不符合強度要求;徑向位移最大值隨葉片 壁厚的減小而增大。但均在許可的範圍內;減少葉片壁厚時,沉 渣對螺旋葉片作用的正壓力所引起的葉片的最大軸向位移增長 較快,當葉片壁厚為8mm時,最大軸向位移已經超過1mm,葉 片變形很明顯。而螺旋輸送器自身質量的離心力在葉片上產生的 軸向位移也隨葉片壁厚的減少而增大,但增大速度緩慢,這是因 為離心力是引起螺旋輸送器的徑向變形的主要因素。在滿載工 況下,各種葉片壁厚下的軸向位移最大值都發生在柱段螺旋葉片 的徑向邊緣的推料麵上。

分析未考慮實際生產中可能發生的堵料現象,生產實踐證 明,臥螺離心機一旦在運轉過程中發生堵料,葉片易遭到破壞,影響正常的生產流程。因此螺旋葉片不能太薄,同時也對葉片表 麵的處理工藝提出了較高的要求(耐磨性和表麵粗糙度)[7]。因 此葉片壁厚不能小於8mm。

6結論

應用虛擬樣機技術對螺旋輸送器進行了動力學仿真以及模 態和應力應變分析。根據仿真結果分析葉片壁厚的變化對螺旋 輸送器強度和剛度產生的影響。

主要結論:

(1)螺旋輸送器的模態仿真表明:在第一階固有振動頻率下 產生橫向振動,應力最大值出現在軸承中心對應部位,位移最大 值出現在兩端軸承位置及肩部;由於實際轉速遠小於該臨界轉 速,所以螺旋輸送器在正常的轉速範圍內不會發生共振現象。

(2)螺旋輸送器的靜力有限元仿真表明:錐段小端葉片接近 根部的推料麵和直段末端葉片根部的推料麵是出現最大應力的 位置;跨越柱錐內筒的過渡段上螺旋葉片徑向邊緣的推料麵是 發生徑向位移最大值的位置。

(3)應力最大值在滿載工況下隨著葉片壁厚的減小而增大;徑向位移最大值隨葉片壁厚的減小而增大;減小葉片壁厚,沉渣 對螺旋葉片作用的正壓力所引起的葉片的最大軸向位移增長較 快。

這些結論對臥螺離心機轉螺旋輸送器結構優化具有理論的 指導意義,也顯示出虛擬樣機有限元仿真強大的優勢和發展潛力。

6隋允康,杜家政,彭細榮.MSC.Nastran有限元動力分析與優化設計實 用教程[M].北京:科學出版社,2004