摘要：為指導(dǎo)臥螺離心機(jī)螺旋輸送器關(guān)鍵參數(shù)的確定與結(jié)構(gòu)的優(yōu)化,應(yīng)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(jìn)行結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析和轉(zhuǎn)子模態(tài)分析,發(fā)現(xiàn)螺旋輸送器為剛性轉(zhuǎn)子,應(yīng)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(jìn)一步分析了葉片厚度和半錐角等參數(shù)對(duì)轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和固有特性的影響,參數(shù)化分析結(jié)果表明,隨螺旋葉片壁厚的減薄,應(yīng)力強(qiáng)度和徑向位移量均呈增大趨勢(shì),增大半錐角會(huì)造成總體應(yīng)力強(qiáng)度值的提高。
    關(guān)鍵詞：螺旋輸送器;參數(shù)化;結(jié)構(gòu)強(qiáng)度;優(yōu)化設(shè)計(jì)
    中圖分類號(hào)：TH237　　　文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A　　　文章編號(hào)：1001-2354(2010)05-0067-04
    臥式螺旋卸料沉降離心機(jī)(簡(jiǎn)稱臥螺離心機(jī))是用離心沉降法來分離懸浮液的機(jī)器,已被廣泛應(yīng)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(jī)的關(guān)鍵部件,其性能直接決定著離心機(jī)的分離效果、生產(chǎn)能力和使用壽命。隨著對(duì)臥螺離心機(jī)生產(chǎn)能力和分離因數(shù)的不斷提高,大型、高轉(zhuǎn)速螺旋輸送器的固有特性和強(qiáng)度直接關(guān)系著輸送器的安全與可靠性,已成為設(shè)計(jì)中的關(guān)鍵問題[1]。其中,螺旋輸送器的受力分析是強(qiáng)度分析的基礎(chǔ),AW Roborts等人分析了懸浮液的渦旋流動(dòng)對(duì)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(jī)的螺旋輸送器所承受扭轉(zhuǎn)力矩的計(jì)算方法[3-4]。在掌握了輸送器受力計(jì)算和分析方法的基礎(chǔ)之上,瑞典阿爾法-拉法公司的N Corner-Walker又通過試驗(yàn)方法研究了螺旋輸送器扭轉(zhuǎn)力對(duì)固相離心產(chǎn)物含濕量的影響[5]。通過借鑒上述一系列國(guó)外的研究方法和成果,我國(guó)也開始了對(duì)大型高轉(zhuǎn)速螺旋離心機(jī)轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu),并對(duì)該模型進(jìn)行了靜力分析和模態(tài)分析[6];劉愛軍等人應(yīng)用Nastran軟件對(duì)某型號(hào)臥螺離心機(jī)螺旋輸送器的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度進(jìn)行了校核[7]。為了進(jìn)一步優(yōu)化螺旋輸送器的結(jié)構(gòu),文中應(yīng)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(duì)影響轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和固有特性的重要參數(shù)進(jìn)行參數(shù)化有限元分析,其結(jié)論為螺旋輸送器的設(shè)計(jì)和改進(jìn)提供了參考依據(jù)。
    1　計(jì)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(jié)構(gòu),主要參數(shù)如表1所示,結(jié)構(gòu)如圖1所示。
               
    1. 2　有限元模型
    針對(duì)不對(duì)稱的螺旋結(jié)構(gòu),為實(shí)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(shí)間,采用APDL參數(shù)化語(yǔ)言對(duì)螺旋輸送器進(jìn)行三維實(shí)體建模,用Solid45單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分。模型網(wǎng)格結(jié)構(gòu)如圖2所示,節(jié)點(diǎn)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(shí)承受的載荷包括:
    (1)高速旋轉(zhuǎn)產(chǎn)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(duì)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(duì)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(yīng)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(jìn)行分析計(jì)算,記為T1+T2。
    由臥螺離心機(jī)的設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu),螺旋輸送器的兩端分別通過軸承支承于轉(zhuǎn)鼓兩側(cè)端蓋的內(nèi)腔中。因此,對(duì)實(shí)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(jì)算結(jié)果分析
    2.1　結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析
    強(qiáng)度分析主要目的是考查螺旋輸送器工作時(shí)的應(yīng)力強(qiáng)度以及徑向變形,其中最大徑向變形量的參考標(biāo)準(zhǔn)為螺旋葉片與轉(zhuǎn)鼓內(nèi)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(yīng)力云圖。
               
    由徑向位移及應(yīng)力云圖可見,徑向位移和應(yīng)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(yīng)力值均呈現(xiàn)明顯的增加趨勢(shì),徑向位移最大值出現(xiàn)在圓柱段螺旋葉片的外緣,而應(yīng)力最大值出現(xiàn)在圓柱段葉片根部。在設(shè)計(jì)中應(yīng)結(jié)合離心機(jī)工作時(shí)螺旋葉片和轉(zhuǎn)鼓內(nèi)壁的徑向位移大小適當(dāng)選取直段葉片與轉(zhuǎn)鼓內(nèi)壁的間隙。而在螺旋輸送器的制造過程中,適當(dāng)增加螺旋葉片根部的焊腳高度可以有效地降低該處應(yīng)力,防止發(fā)生葉片斷裂破壞事故。對(duì)于該分析模型,最大應(yīng)力為109MPa;最大徑向位移為0.033 5 mm,明顯小于螺旋葉片與轉(zhuǎn)鼓內(nèi)壁的最小間隙,該結(jié)構(gòu)符合強(qiáng)度要求并有較大裕量。
    2.2　轉(zhuǎn)子模態(tài)分析
    采用Lanczos法對(duì)螺旋輸送器轉(zhuǎn)子進(jìn)行模態(tài)提取,對(duì)于所分析模型,得前3階固有頻率及對(duì)應(yīng)臨界轉(zhuǎn)速值如表2所示。螺旋輸送器在1階臨界轉(zhuǎn)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(jī)的轉(zhuǎn)速一般低于10 000 r/min,由模態(tài)分析結(jié)果可知,對(duì)應(yīng)于該結(jié)構(gòu)參數(shù)的螺旋輸送器1階臨界轉(zhuǎn)速為27 114 r/min,遠(yuǎn)高于螺旋輸送器的實(shí)際轉(zhuǎn)速。因此,螺旋輸送器在正常工作時(shí)不會(huì)發(fā)生共振現(xiàn)象。
    3　結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的參數(shù)化分析
    3.1　葉片厚度h對(duì)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的影響
    為了指導(dǎo)改進(jìn)設(shè)計(jì)過程中葉片厚度的選取,分別對(duì)葉片厚度為6~10mm情況下的螺旋輸送器進(jìn)行強(qiáng)度分析,表3和圖7給出了5種結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度和固有特性。
    由表3和圖7可見,葉片厚度的變化只對(duì)正壓力及摩擦力載荷產(chǎn)生的應(yīng)力構(gòu)成影響,由離心力載荷產(chǎn)生的應(yīng)力幾乎不變,螺旋輸送器的應(yīng)力強(qiáng)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(dāng)葉片厚度為6 mm時(shí),最大應(yīng)力值為198MPa,已接近鋼材的許用應(yīng)力值。各種工況下的應(yīng)力云圖顯示,應(yīng)力強(qiáng)度最大值均出現(xiàn)在圓柱段葉片的根部。上述位置易產(chǎn)生斷裂或塑性變形,在進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)采取增加葉片根部的焊腳尺寸或改善焊縫質(zhì)量等措施以避免應(yīng)力集中。
                
    在臥螺離心機(jī)的設(shè)計(jì)中,螺旋葉片與轉(zhuǎn)鼓之間的間隙一般按經(jīng)驗(yàn)取0. 5 ~ 2 mm。螺旋輸送器的徑向位移過大可能導(dǎo)致二者干涉,進(jìn)而造成磨損和破壞。因此,進(jìn)一步對(duì)不同葉片厚度時(shí)的螺旋輸送器徑向位移量進(jìn)行了分析計(jì)算,從另一個(gè)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(jié)構(gòu)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(chǎn)生干涉,在實(shí)際設(shè)計(jì)中應(yīng)結(jié)合該處轉(zhuǎn)鼓的徑向位移量合理設(shè)置二者的間隙。
    3. 2　半錐角α對(duì)應(yīng)力強(qiáng)度的影響
    半錐角是螺旋輸送器設(shè)計(jì)中最關(guān)鍵的參數(shù)之一,在維持其他原有結(jié)構(gòu)參數(shù)不變的基礎(chǔ)上,分析了半錐角的變化對(duì)螺旋輸送器強(qiáng)度的影響。表5和圖9給出了螺旋輸送器應(yīng)力強(qiáng)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(duì)正壓力及摩擦力載荷產(chǎn)生的應(yīng)力構(gòu)成影響,而不影響由離心力載荷產(chǎn)生的應(yīng)力的大小。在維持其它結(jié)構(gòu)參數(shù)不變的條件下,隨著半錐角的增大,應(yīng)力強(qiáng)度呈增大趨勢(shì)。在設(shè)計(jì)螺旋輸送器時(shí),增大半錐角可以增加離心機(jī)的有效沉降面積,從而提高生產(chǎn)能力,但應(yīng)注意,增大半錐角的同時(shí)也增大了螺旋輸送器的應(yīng)力強(qiáng)度值。所以設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)在螺旋輸送器強(qiáng)度許可的范圍內(nèi)合理設(shè)置半錐角的大小。
    4　結(jié)論
    應(yīng)用ANSYS軟件對(duì)臥螺離心機(jī)的螺旋輸送器進(jìn)行了結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的參數(shù)化分析,結(jié)論如下:
    (1)應(yīng)用APDL參數(shù)化語(yǔ)言實(shí)現(xiàn)從實(shí)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(duì)節(jié)省建模時(shí)間、提高分析效率有重要意義。
    (2)應(yīng)力及位移云圖顯示,螺旋輸送器應(yīng)力強(qiáng)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(shè)計(jì)過程中應(yīng)結(jié)合該處轉(zhuǎn)鼓內(nèi)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(jié)果表明,隨螺旋葉片壁厚的減薄,應(yīng)力強(qiáng)度和徑向位移量均呈增大趨勢(shì);隨半錐角的增大,總體應(yīng)力強(qiáng)度呈增大的趨勢(shì)。在設(shè)計(jì)中應(yīng)合理選取葉片厚度和半錐角以保證螺旋輸送器的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度。