卧螺离心机螺旋输送器有限元仿真研究

应用Pro/Engineer系统建立了卧螺离心机螺旋输送器的实体模型和虚拟样机模型,在MSC. VisualNastran环境下,采用有限元方法进行了运动学分析、模态分析和静力学分析,得到了螺旋输送器 两端轴承的力学状态、系统的多阶固有振动频率、振型以及应力、应变、位移等参数值。根据仿真结果,进行了强度和刚度的校核,分析了螺旋输送器的主要破坏形式和危险位置以及叶片壁厚的变化对螺旋 输送器强度和刚度产生的影响。结果表明:现有结构基本满足设计要求,同时给出了叶片壁厚的优化方 案,为卧螺离心机结构设计提供有价值的理论参考。

关键词:螺旋输送器;结构分析;虚拟样机;有限元;叶片壁厚

随着国民经济的高速发展和环境意识的加强,对卧螺离心机的 生产能力、分离效果、节能降耗等的要求越来越高,如何提高产 品设计水平,缩短新产品的开发周期,加速现有产品的更新换 代,已成为当务之急。显然,沿用传统的设计手段[1],已不能适应 新形势的需要,必须采用诸如优化设计,有限元法的静、动力分 析,计算机辅助绘图等先进技术[2]。

螺旋输送器是卧螺离心机的主要部件,在对螺旋输送器进行 静力分析的基础上,进一步进行参数分析和优化设计,对卧螺离心机来说,具有十分重要的工程实际意义。应用虚拟样机(VP, Virtual Prototyping)技术对螺旋输送器的静、动力学性能进行仿 真研究,以Pro/Engineer软件为平台,进行产品的参数化实体建 模,通过合理简化建立螺旋输送器的虚拟样机,应用有限元法,在有限元仿真软件MSC.VisualNastran中进行螺旋输送器的运 动学仿真、模态仿真和应力、变形仿真,得到螺旋输送器的多阶 固有振动频率、振型以及应力、应变、位移等的变化情况,达到校 核螺旋输送器结构的强度和刚度的目的,并进一步分析出螺旋输 送器的主要失效形式和危险位置,依据分析结果提出了螺旋输 送器结构设计的优化方案。

1 载荷及边界条件

1.1载荷

螺旋输送器在工作过程中主要承受以下三种载荷:(1)因自 身高速回转而产生的离心力;(2)被分离介质(沉渣)施加给螺旋 叶片的正压力;(3)被分离介质(沉渣)施加给螺旋叶片的摩擦 力。严格来讲,螺旋输送器还承受设备自身的重力,但因卧螺离 心机具有很高的分离因数,即螺旋输送器的重力远远小于因高 速旋转而产生的离心力,因此在计算和仿真过程中,忽略了重力 的影响。

1.2 边界条件

由于螺旋输送器内筒的两端分别与左右轴颈连接,轴颈支 承在转鼓左右端盖内腔里的轴承上。因此,根据实际工况,模型 在左右支撑处施加转动副约束。

对螺旋输送器的强度校核参照压力容器的分析设计法[3]进 行。螺旋输送器的材料为某种合金材料,基本许用应力Sm为203MPa。由于螺旋输送器和转鼓的最小间隙为4mm(双边),因 此本分析中将2mm作为考察螺旋输送器径向变形的依据。

2 虚拟样机建模与动力学仿真

虚拟样机是用先进CAD建模技术建立与物理样机相一致 的数字化三维模型,然后利用虚拟样机模型进行动力学仿真分析。 根据现有螺旋输送器的实际结构,应用三维参数化技术及Pro/ Engineer[4]软件,建立转鼓、螺旋输送器内部各组件及轴承的三 维模型,然后简化为一个整体,并对模型的凸台、倒角、螺栓孔等 特征进行处理,并不考虑焊缝的焊接特征[5]。这样可以省去不必要的约束,避免使用过于庞大而复杂的整机VP模型,通过通用 的数据交换标准--STEP将模型导入有限元仿真软件MSC. VisualNastran[6]中,如图1所示,虚拟样机模型,分别定义材料、

弹性模量、泊松比、密度等相关材料性能参数,定义转速、正压力 等力学参数以及运动副和边界条件,进行运动仿真,得到螺旋输 送器的运动轨迹和运动副的受力情况,其中,左右两端轴承受力 分析结果,如图2所示。

3 模态分析

该研究主要是分析螺旋输送器总成的自由模态,主要材料特 性参数与前面仿真一致,其中阻尼系数为0.01,总质量为409.0Kg。由于卧螺离心机的转子属刚性轴设计,即转子转速低于第一 阶临界转速,因此,实践中比较关心的是前三阶固有频率及振型。 考虑自身重力以及边界约束条件,螺旋输送器采用四面体单 元划分网格,其有限元模型共有75430个节点,38451个单元,其中,前三阶应力和位移振型图如图3、图4所示。模态分析主 要结果(见表1)。

当螺旋输送器在第一阶固有频率下发生共振时,大小圆柱 内筒(即轴)连接处和直段叶片变形较大,已发生明显弯曲,各阶 固有频率亦对应于各阶的临界转速,由有限元模态仿真分析可 知,螺旋输送器第一阶固有频率为282.4Hz,对应的临界转速为13944r/min。由于螺旋输送器的设计转速为2742r/min,远小于该 临界转速,因此,螺旋输送器在正常的转速范围内不会发生共振 现象。

4 强度刚度分析

对螺旋输送器进行空载和满载工况下的静力分析,满载工 况下的载荷为正压力、摩擦力、离心力的线性组合。这是所有工 况分析中最值得关心的问题。

图5和图6分别为满载工况下螺旋输送器的应力和径向变 形云图。在满载工况下最大应力出现在螺旋输送器大端螺旋叶 片起始处。最大值为152.5MPa,在满载工况下,螺旋输送器的径 向位移最大值发生在跨越柱锥内筒的过渡段螺旋叶片的径向边 缘推料面上,此处是叶片发生径向变形的危险位置,最大径向变 形为0.09239mm。应力分布云图表明:大、小端末端叶片根部推 料面和过渡段叶片根部推料面的应力值较大,是发生塑性变形 或破坏现象的危险位置。

5 结构优化

螺旋叶片在卧螺离心机中直接与沉渣接触,并起输送沉渣 的作用。叶片的壁厚并不对工艺要求起作用,但通过对螺旋输送 器进行静力仿真分析发现,最大应力出现在螺旋叶片上,并且螺 旋叶片在受到过大的物料反力作用时,容易发生严重的轴向变 形而遭到破坏。所以本分析不仅要察看叶片壁厚的变化对应力 和径向位移产生的影响,还要找出叶片壁厚和螺旋输送器最大 轴向变形之间的关系。仿真分析表明现行设计的叶片壁厚有安 全裕量,本分析把叶片壁厚依次递减0.5mm,应力、径向位移、轴 向位移的计算结果,如表2~4所示。

从表2~4可以看出,满载工况下应力最大值在随着叶片壁 厚的减小而增大。在叶片壁厚为8mm时,应力最大值大于材料 的基本许用应力Sm,不符合强度要求;径向位移最大值随叶片 壁厚的减小而增大。但均在许可的范围内;减少叶片壁厚时,沉 渣对螺旋叶片作用的正压力所引起的叶片的最大轴向位移增长 较快,当叶片壁厚为8mm时,最大轴向位移已经超过1mm,叶 片变形很明显。而螺旋输送器自身质量的离心力在叶片上产生的 轴向位移也随叶片壁厚的减少而增大,但增大速度缓慢,这是因 为离心力是引起螺旋输送器的径向变形的主要因素。在满载工 况下,各种叶片壁厚下的轴向位移最大值都发生在柱段螺旋叶片 的径向边缘的推料面上。

分析未考虑实际生产中可能发生的堵料现象,生产实践证 明,卧螺离心机一旦在运转过程中发生堵料,叶片易遭到破坏,影响正常的生产流程。因此螺旋叶片不能太薄,同时也对叶片表 面的处理工艺提出了较高的要求(耐磨性和表面粗糙度)[7]。因 此叶片壁厚不能小于8mm。

6结论

应用虚拟样机技术对螺旋输送器进行了动力学仿真以及模 态和应力应变分析。根据仿真结果分析叶片壁厚的变化对螺旋 输送器强度和刚度产生的影响。

主要结论:

(1)螺旋输送器的模态仿真表明:在第一阶固有振动频率下 产生横向振动,应力最大值出现在轴承中心对应部位,位移最大 值出现在两端轴承位置及肩部;由于实际转速远小于该临界转 速,所以螺旋输送器在正常的转速范围内不会发生共振现象。

(2)螺旋输送器的静力有限元仿真表明:锥段小端叶片接近 根部的推料面和直段末端叶片根部的推料面是出现最大应力的 位置;跨越柱锥内筒的过渡段上螺旋叶片径向边缘的推料面是 发生径向位移最大值的位置。

(3)应力最大值在满载工况下随着叶片壁厚的减小而增大;径向位移最大值随叶片壁厚的减小而增大;减小叶片壁厚,沉渣 对螺旋叶片作用的正压力所引起的叶片的最大轴向位移增长较 快。

这些结论对卧螺离心机转螺旋输送器结构优化具有理论的 指导意义,也显示出虚拟样机有限元仿真强大的优势和发展潜力。

6隋允康,杜家政,彭细荣.MSC.Nastran有限元动力分析与优化设计实 用教程[M].北京:科学出版社,2004