卧螺离心机螺旋输送器结构强度的参数化分析

 摘要：为指导卧螺离心机螺旋输送器关键参数的确定与结构的优化,应用有限元分析软件ANSYS建立了螺旋输送器的参数化三维有限元模型,进行结构强度分析和转子模态分析,发现螺旋输送器为刚性转子,应力最大值出现在圆柱段叶片根部,径向最大位移出现在圆柱段螺旋叶片外缘。进一步分析了叶片厚度和半锥角等参数对转子结构强度和固有特性的影响,参数化分析结果表明,随螺旋叶片壁厚的减薄,应力强度和径向位移量均呈增大趋势,增大半锥角会造成总体应力强度值的提高。
    关键词：螺旋输送器;参数化;结构强度;优化设计
    中图分类号：TH237　　　文献标识码：A　　　文章编号：1001-2354(2010)05-0067-04
    卧式螺旋卸料沉降离心机(简称卧螺离心机)是用离心沉降法来分离悬浮液的机器,已被广泛应用于石油、化工、冶金等工业部门和污水处理工程。螺旋输送器是卧螺离心机的关键部件,其性能直接决定着离心机的分离效果、生产能力和使用寿命。随着对卧螺离心机生产能力和分离因数的不断提高,大型、高转速螺旋输送器的固有特性和强度直接关系着输送器的安全与可靠性,已成为设计中的关键问题[1]。其中,螺旋输送器的受力分析是强度分析的基础,AW Roborts等人分析了悬浮液的涡旋流动对螺旋输送器受力的影响[2];WallaceW-F Leung等人研究了污泥脱水用卧螺离心机的螺旋输送器所承受扭转力矩的计算方法[3-4]。在掌握了输送器受力计算和分析方法的基础之上,瑞典阿尔法-拉法公司的N Corner-Walker又通过试验方法研究了螺旋输送器扭转力对固相离心产物含湿量的影响[5]。通过借鉴上述一系列国外的研究方法和成果,我国也开始了对大型高转速螺旋离心机转子的可靠性研究,顾威、钱才富等通过建立螺旋输送器的三维有限元模型,较好地模拟了该部件的结构,并对该模型进行了静力分析和模态分析[6];刘爱军等人应用Nastran软件对某型号卧螺离心机螺旋输送器的结构强度进行了校核[7]。为了进一步优化螺旋输送器的结构,文中应用有限元分析软件ANSYS建立了螺旋输送器的三维参数化模型,对影响转子结构强度和固有特性的重要参数进行参数化有限元分析,其结论为螺旋输送器的设计和改进提供了参考依据。
    1　计算模型与方法
    1. 1　物理模型
    文中采用的螺旋输送器模型为柱锥形双头螺旋结构,主要参数如表1所示,结构如图1所示。
               
    1. 2　有限元模型
    针对不对称的螺旋结构,为实现建模的参数化控制,节省参数化分析过程中的建模时间,采用APDL参数化语言对螺旋输送器进行三维实体建模,用Solid45单元进行网格划分。模型网格结构如图2所示,节点数18 787,有限单元数55 295。
    1. 3　载荷与边界条件[8]
    螺旋输送器稳定工作时承受的载荷包括:
    (1)高速旋转产生的离心力。离心力载荷以角速度的形式施加,可描述为:
               
    (2)固相沉渣施加在螺旋叶片上的正压力。由作用力与反作用力原理,叶片的正压力可通过对沉渣的受力分析得到。
    锥段直径D =370 mm(锥段平均直径)处叶片对沉渣的法向反力为：
              
    式中:μ———物料与螺旋叶片之间的摩擦因数。
    为便于表述,将离心力载荷记为T1,将正压力和摩擦力载荷记为T2。应用线弹性问题的叠加原理,最后将以上载荷组合施加在模型上进行分析计算,记为T1+T2。
    由卧螺离心机的设计结构,螺旋输送器的两端分别通过轴承支承于转鼓两侧端盖的内腔中。因此,对实体模型的一端约束全部位移(ALL DOF),另一端约束X和Y方向位移。模型约束施加情况如图1所示。
    2　计算结果分析
    2.1　结构强度分析
    强度分析主要目的是考查螺旋输送器工作时的应力强度以及径向变形,其中最大径向变形量的参考标准为螺旋叶片与转鼓内壁的间隙,取1 mm。
    图3和图4分别是螺旋输送器的径向变形云图和等效应力云图。
               
    由径向位移及应力云图可见,径向位移和应力分布较为规律,由螺旋输送器锥段指向圆柱段的方向上,径向位移值和应力值均呈现明显的增加趋势,径向位移最大值出现在圆柱段螺旋叶片的外缘,而应力最大值出现在圆柱段叶片根部。在设计中应结合离心机工作时螺旋叶片和转鼓内壁的径向位移大小适当选取直段叶片与转鼓内壁的间隙。而在螺旋输送器的制造过程中,适当增加螺旋叶片根部的焊脚高度可以有效地降低该处应力,防止发生叶片断裂破坏事故。对于该分析模型,最大应力为109MPa;最大径向位移为0.033 5 mm,明显小于螺旋叶片与转鼓内壁的最小间隙,该结构符合强度要求并有较大裕量。
    2.2　转子模态分析
    采用Lanczos法对螺旋输送器转子进行模态提取,对于所分析模型,得前3阶固有频率及对应临界转速值如表2所示。螺旋输送器在1阶临界转速下的径向变形和轴向变形云图如图5和图6所示。
              
    目前卧螺离心机的转速一般低于10 000 r/min,由模态分析结果可知,对应于该结构参数的螺旋输送器1阶临界转速为27 114 r/min,远高于螺旋输送器的实际转速。因此,螺旋输送器在正常工作时不会发生共振现象。
    3　结构强度的参数化分析
    3.1　叶片厚度h对结构强度的影响
    为了指导改进设计过程中叶片厚度的选取,分别对叶片厚度为6~10mm情况下的螺旋输送器进行强度分析,表3和图7给出了5种结构的强度和固有特性。
    由表3和图7可见,叶片厚度的变化只对正压力及摩擦力载荷产生的应力构成影响,由离心力载荷产生的应力几乎不变,螺旋输送器的应力强度最大值在3种载荷条件下均随螺旋叶片厚度的减小而增大。当叶片厚度为6 mm时,最大应力值为198MPa,已接近钢材的许用应力值。各种工况下的应力云图显示,应力强度最大值均出现在圆柱段叶片的根部。上述位置易产生断裂或塑性变形,在进行结构设计时应采取增加叶片根部的焊脚尺寸或改善焊缝质量等措施以避免应力集中。
                
    在卧螺离心机的设计中,螺旋叶片与转鼓之间的间隙一般按经验取0. 5 ~ 2 mm。螺旋输送器的径向位移过大可能导致二者干涉,进而造成磨损和破坏。因此,进一步对不同叶片厚度时的螺旋输送器径向位移量进行了分析计算,从另一个角度为叶片壁厚的选取提供参考。
    表4和图8给出了5种结构的变形及固有特性。
                
    由表4和图8可见,随叶片厚度减薄,螺旋输送器的径向位移量逐渐增大。径向位移云图显示,位移最大值发生在圆柱段的螺旋叶片外缘,此处易产生干涉,在实际设计中应结合该处转鼓的径向位移量合理设置二者的间隙。
    3. 2　半锥角α对应力强度的影响
    半锥角是螺旋输送器设计中最关键的参数之一,在维持其他原有结构参数不变的基础上,分析了半锥角的变化对螺旋输送器强度的影响。表5和图9给出了螺旋输送器应力强度随半锥角的变化。
              
    由表5和图9可以看出,半锥角的变化只对正压力及摩擦力载荷产生的应力构成影响,而不影响由离心力载荷产生的应力的大小。在维持其它结构参数不变的条件下,随着半锥角的增大,应力强度呈增大趋势。在设计螺旋输送器时,增大半锥角可以增加离心机的有效沉降面积,从而提高生产能力,但应注意,增大半锥角的同时也增大了螺旋输送器的应力强度值。所以设计时应在螺旋输送器强度许可的范围内合理设置半锥角的大小。
    4　结论
    应用ANSYS软件对卧螺离心机的螺旋输送器进行了结构强度的参数化分析,结论如下:
    (1)应用APDL参数化语言实现从实体建模、划分单元、施加约束和载荷以及求解分析的全程参数化控制,对节省建模时间、提高分析效率有重要意义。
    (2)应力及位移云图显示,螺旋输送器应力强度最大值常出现在圆柱段的叶片根部,位移最大值发生在圆柱段的螺旋叶片外缘,在设计过程中应结合该处转鼓内壁的径向位移量合理选取二者的间隙。
    (3)参数化分析的结果表明,随螺旋叶片壁厚的减薄,应力强度和径向位移量均呈增大趋势;随半锥角的增大,总体应力强度呈增大的趋势。在设计中应合理选取叶片厚度和半锥角以保证螺旋输送器的结构强度。