卧式螺旋卸料沉降离心机转鼓的有限元仿真.pdf

卧式螺旋卸料沉降离心机转鼓的有限元仿真 李自光1 傅彩明2 毛文贵1 ,2 1.长沙理工大学,长沙,410076 2.湖南工程学院,湘潭,411101 摘要:应用VisualNastran有限元仿真软件对转鼓在各种载荷工况下的应力应变进行了 仿真分析,并调整转鼓壁厚参数来研究参数的变化对转鼓的强度和径向变形的影响。仿真结 果表明:转鼓的最大应力位于靠近大端鼓底的柱形筒体的内壁上;物料离心液压引起的最大应 力和最大径向位移随着转鼓壁厚的减小而增大;转鼓自身质量离心力在壁内产生的最大应力 和最大径向位移与鼓壁厚度无关。 关键词:转鼓;应力应变仿真;转鼓壁厚;结构优化 中图分类号: TH452 ; TR752. 24 文章编号:1004132X(2006)23245404 Finite Element Analysis of Drum of Horizontal Screw Centrifuge Li Ziguang1 Fu Caiming2 Mao Wengui1 ,2 1. Changsha University of Science the maximum of stress and radial displacement of drum created by material pressure in2 creases with the decrease of the thickness of drum wall ;the maximum of stress and radial displacement created by the centrifugal force unchanges. Key word:drum ;stress/ strain simulation ;drum wall thickness ;structural optimization 收稿日期:20050920 0 引言 卧式螺旋卸料沉降离心机(简称卧螺离心机) 利用离心沉降原理对悬浮液进行固液分离1,由 于它具有单机处理能力大、 操作方便以及维护费 用低等优点,得到了迅速发展,广泛应用于化工、 冶金、 轻工等部门,但它的工作性能并不理想,沉 渣含湿量较高,分离效果不太好。转鼓部件是卧 螺离心机的主要部件,转鼓的结构参数在很大程 度上决定了离心机的特点和分离效果。离心机的 设计正朝着提高单机生产能力、 增大转速和增加 直径的方向发展,由此使得转鼓结构的应力应变 问题显得更为重要。因此,在解决应力应变问题 的前题下,对转鼓组进行结构参数分析和优化,以 提高离心机的分离效果、 减轻质量、 降低成本,具 有十分重要的工程实际意义2。 转鼓组结构复杂,受力与物料有关,采用传统 的解析法建模和求解都很困难,采用虚拟样机技 术和有限元仿真方法,能较好地优化参数,为离心 机设计提供有价值的理论参考。 1 转鼓的有限元仿真 1. 1 转鼓虚拟样机模型 转鼓主要包括转鼓筒体和大小端盖(包括液 位调节装置)。转鼓几何结构、 约束和载荷的特点 比较复杂。转鼓筒体由圆锥体和圆柱体组成,为 轴对称结构。采用实体建模技术对转鼓进行建模 和应力应变仿真分析具有以下优点:模型和参数 的修改都很方便;最终确定合理的结构参数所需 时间可得到大幅度的缩短;成本低;整个过程都在 计算机上完成,有利于通过优化等手段开发出性 能更为优越的产品。本文采用具有高度集成设计 功能的三维建模系统Pro/ E软件3建立LW520 卧螺离心机转鼓实体模型(图1) ,同时进行质量 匹配、 间隙检查、 干涉检查。实体模型能提供准确 的质量参数,即零件的质量、 质心位置和惯性矩 等,并为后面模型的分析作准备;实体模型以 STEP格式导入VisualNastran软件中,进行应力 应变仿真。 转鼓结构参数为转鼓内径D =520mm,圆锥 段转鼓长H1=777mm,转鼓液面内径D0= 4542 中国机械工程第17卷第23期2006年12月上半月 图1 LW520卧螺离心机转鼓实体模型 420mm,圆柱段转鼓长H2=1064mm,转鼓壁厚 t =18mm ,圆锥段转鼓半锥角=8,转鼓转速 n =2800r/ min,转鼓总长度L =1800mm,液池高 度h =3355mm。 转鼓材料为10Cr22Ni5Mo3N。 物料的固相 密度s=1470kg/ m3,液相 密度 =1085kg/ m3。 转 鼓 的 处 理 能 力Q =13 20m3/ h。 1.2 转鼓的有限元仿真 1.2.1 载荷的种类、 大小和施加方式 在离心机运行过程中,转鼓主要受以下两种 载荷: (1)自身质量引起的离心力 ( F 工况) 高 速回转下的转鼓,鼓体金属本身质量所产生的离 心力以角速度的形式施加于转鼓的有限元模型 上,角速度为 = 2n 60 =293.1rad/ s(1) 式中, n为转鼓转速, n =2800r/ min。 (2)物料的离心液压力 ( p c工况) 该力是物 料在离心力作用下沿径向运动对转鼓壁形成的压 力,方向垂直于转鼓内表面。 由于物料离心液压力 与回转半径的平方成正比,将物料离心压力以均 布载荷形式沿转鼓内表面法向施加到转鼓壁上。 圆筒中的流体物料在筒壁内表面所产生的离 心液压为 pc= 1 2 c 2 R2(1- R20 R2 ) = 1.22MPa(2) 式中,c为转鼓内被分离物料的密度, pc=1150kg/ m3; 为转鼓的回转角速度,=29312rad/ s; R0为转鼓回转时 物料环的内表面半径, R0=0121m; R为转鼓内半径, R =0152m。 同样,锥段筒体壁上和转鼓大端盖的任意半 径处的物料压力仍用式(2)进行计算,方向垂直 于作用处的内表面,都以线载荷形式施加到有限 元模型上。 1.2.2 转鼓的应力应变仿真 下面对转鼓进行应力应变仿真,求解在离心 力 ( F 工况)、 物料离心液压力 ( p c工况)两种工况 下转鼓整体结构的应力和位移分布情况,并分别 线性叠加这两种工况下的应力和位移,以考察转 鼓满载 ( F + pc工况)时是否具有足够的强度和 较小的径向变形,并与材料的许用应力进行比较。 转鼓材料为10Cr22Ni5Mo3N,材料许用应力为 205225MPa,取其小值,许用应力为205MPa。 转鼓的变形需要控制在一定的限度范围内。 目前我国离心机行业还没有统一的标准,从工程 上讲就是要求转鼓在运行过程中不能有明显的变 形,更不能因变形等因素引起转鼓与固定机壳等 发生碰擦1。LW520卧螺离心机转鼓外壳与机壳 内表面的距离为5mm。 在VisualNastran对 虚 拟 样 机 模 型 添 加 10Cr22Ni5Mo3N材料并进行四面体固体单元网 格划分,网格平均长度30mm ,共61 697个节点, 3278个单元。 分析中,在转鼓的大小端轴颈与滚 珠轴承接触处施加滚动铰链约束。 分别对上述三 种工况进行仿真分析,离心力 ( F 工况)、 物料的 离心液压力 ( p c工况)应力、 位移仿真云图如图2、 图3所 示,由 应 力 云 图 可 知,最 大 应 力 为 16412MPa,在靠近大端鼓底的柱形筒体的内壁 上,并且整个圆柱筒体上的应力水平都比锥段筒 体、 顶盖和鼓底的应力高。 因为最大应力小于材料 的许用应力205MPa,表明本分析的转鼓在正常 操作过程中是安全的。 由径向位移云图可知,转鼓 正常工作状态下,圆柱形筒体向外扩张,最大径向 位移也发生在筒体上(011812mm)。 转鼓的变形 并不明显,满足刚度要求。 可见转鼓结构有进一步 优化的可能。 (a)应力 (b)位移 图2离心力下转鼓应力和位移分布云图 5542 卧式螺旋卸料沉降离心机转鼓的有限元仿真 李自光 傅彩明 毛文贵 (a)应力 (b)位移 图3物料的离心液压力下应力和径向位移云图 2 转鼓的结构优化 由于现行设计的转鼓壁厚己满足强度要求, 并有很大的安全裕量,因此从节省成本的角度出 发,我们用有限元方法对转鼓进行优化,在保证强 度、 变形的前提下,使得转鼓的壁厚尺寸逐渐降 低,并考察壁厚参数的变化对应力、 径向变形产生 的影响。 2.1 转鼓壁厚对转鼓应力的影响 通过仿真分析,获得了转鼓应力最大值随转 鼓壁厚的变化曲线,如图4所示。 由图4可以看 出:满载工况的应力最大值随着转鼓壁厚的减小 而增大,开始的时候增大的幅度较小,即使在转鼓 1. F+ pc工况 2. F工况 3. pc工况 图4最大应力值随转鼓壁厚的变化曲线 壁厚为10mm时,应力最大值仍然小于材料的许 用应力205MPa ,符合强度要求;厚度小于10mm 以后增大速度明显变大,厚度小于6mm以后曲线 变得更陡峭,但在转鼓壁厚为6mm时,应力最大 值超过材料的许用应力,不符合强度要求。 从图4 还可以直观看出,物料的离心液压力所产生的应 力最大值的变化曲线和满载工况下的变化曲线几 乎平行,而随着壁厚的变化,离心力所产生的应力 最大值变化很小。 这说明转鼓自身质量离心力在 壁内产生的应力与鼓壁厚度无关,转鼓壁主要是 承受物料的离心液压力,所以增加鼓壁的厚度并 不能降低自身质量离心力引起的应力。 2. 2 转鼓壁厚对转鼓径向位移的影响 图5为径向位移最大值dz随转鼓壁厚的变化 曲线。 由图5可以看出,三种工况下径向位移的最 大值都随着转鼓壁厚的减小而增大,并且增长趋 势和应力的变化曲线相近似。 在转鼓壁厚减薄到 一定程度时(4mm ) , 径向位移的增大速度较快, 所以在选择较小的转鼓壁厚时一定要考虑刚度 (变形)条件。 1. F+ pc工况 2. F工况 3. pc工况 图5 最大径向位移随转鼓壁厚的变化曲线 为了保证离心机转鼓的准确加工、 合理安装 及安全运行等要求,转鼓的壁厚不仅要满足强度 和变形的要求,还应不小于某一规定值,即t tmin 4 。 3 结论 (1)转鼓的最大应力位于靠近大端鼓底的柱 形筒体的内壁上,并且整个圆柱筒体上的应力都 比锥段筒体、 顶盖和鼓底的应力高;最大径向位移 也发生在筒体上。 (2)满载工况下,应力最大值随着转鼓壁厚的 减小而增大,开始时增大的幅度较小,当厚度小于 10mm以后增大速度明显变大,厚度小于6mm以 后曲线变得更陡峭,但在转鼓壁厚为6mm时,应 力最大值超过材料的基本许用应力205MPa ,不 符合强度要求。 (3)仿真研究表明,转鼓自身质量离心力在壁 内产生的应力与转鼓壁厚度无关,转鼓壁主要是 承受物料的离心液压力,所以增加鼓壁的厚度并 6542 中国机械工程第17卷第23期2006年12月上半月 不能降低自身质量离心力引起的应力。 (4)转鼓壁厚同样会显著影响转鼓的径向位 移,而径向位移量会直接影响离心机的动态性能, 所以在设计中应引起高度重视。 参考文献: 1孙启才,金鼎五.离心机原理结构与设计计算M. 3 版.北京:机械工业出版社,1987. 2董俊华,刘忠明,范德顺.卧螺离心机双锥角转鼓结 构的有限元分析J .北京化工大学学报,2004 (4) : 99102. 3Lin YJ , Farahati R. CAD - Based Virtual Assembly Prototyping一A Case StudyJ . The International Journal of Advanced ManufacturingTechnology , 2003(5) ,111125. 4濮伟.离心机转鼓壁厚的影响因素及参数关系图 J .过滤与分离,2002 ,12(1) :1820. (编辑 何成根) 作者简介:李自光,男,1955年生。长沙理工大学汽车与机械工 程学院院长、 教授。研究方向为机械设计及理论。获中国专利 12项。出版专著8部,发表论文70余篇。傅彩明,男,1964年 生。湖南工程学院机械工程系副教授、 博士。毛文贵,女,1975 年生。长沙理工大学汽车与机械工程学院硕士研究生,湖南工程 学院机械工程系讲师。 工程起重机伸缩臂控制回路动态模型与仿真 于睿坤李万莉周奇才 同济大学,上海,200092 摘要:分析了工程起重机伸缩臂控制回路的结构和工作原理,通过电磁阀的切换,实现两 个液压缸的交替动作,并由液控平衡阀保证液压缸负重缩进时的稳定性。应用键合图理论,建 立了液压缸伸出和缩进两个工况的键合图模型。选取容性元件和惯性元件上自变量的积分作 为状态变量,推导出伸缩臂控制回路的状态方程,从而建立了动态模型,得出系统的动态特性。 利用MATLAB对系统进行数值仿真,研究响应对整个系统的影响。 关键词:起重机;伸缩臂控制回路;键合图;动态模型 中图分类号: TP273. 31 文章编号:1004132X(2006)23245704 Dynamic Model and Simulation of Crane Telescopic Boom Control Circuit Yu RuikunLi WanliZhou Qicai Tongji University , Shanghai , 200092 Abstract :The structure and operating principles of crane telescopic boom control circuit were dis2 cussed. Alternating motions of the two hydro - cylinders were fulfilled by solenoid valves switching , and the stability of hydro - cylinders in burdened retraction was guaranteed by hydraulic pressure con2 trolled balanced valve. With the theory of bond graph , the bond graph models of extension mode and retraction mode were established. Independent variables integrations of capacitive element and inertial element were selected as state variables