摘要:文中利用ＡＮＳＹＳ有限元软件建立了大型双锥角转鼓的二维有限元模型,对其在正常工作状态下的整体结构进行了静力分析,得到了转鼓的径向、轴向变形和应力分布及{zd0}应力点,结果表明双锥角转鼓的强度和刚度均满足要求,从而验证了双锥角结构的安全性。
关键词:离心机;转鼓;双锥角;有限元
中图分类号:ＴＱ051 1+9
普通卧螺离心机设计时为了保证输渣,输渣段全部锥半角应在一定的角度范围内,而双锥角卧螺离心机在液面下靠近液面处有一锥角变化点(如图1所示)使沉渣输出液池之后在平缓的坡度上稳定移动,而在液池下采用大锥角是因为液池中离心力小,故回流力自然也小,因而沉渣回流现象也很小[1]。由于{dy}锥段锥角大,使得{dy}锥段轴向距离变短,在离心机总长不变时,第二锥段相应变长。故可以适当增大双锥角液池深度,而不会使得转鼓的干燥距离变短。同时液池深度的增大使得转鼓沉降面积增大,根据生产能力与沉降速度及沉降面积成正比,重力沉降速度不变,所以双锥角卧螺离心机生产能力也增加了。
由于双锥角结构既能保证沉渣的顺利输送又比单锥角的传统结构有更高的生产能力,故对国内大型卧螺离心机进行结构改进。但是,离心机转鼓是高速回转部件,对强度有比较高的要求,并且变形不能太大[2]。所以必须对改进后的双锥角转鼓进行强度和刚度的校核,以防止出现事故。
各国离心机强度标准中只给出了转鼓筒体部分的薄膜应力[3],而没有给出整个转鼓体的详细应力,因此,在我国离心机转鼓强度标准中推荐用有限元法计算转鼓的应力[4]。本文利用ＡＮＳＹＳ有限元软件对1200ｍｍ卧螺离心机双锥角转鼓进行应力和变形的计算与分析。
1 有限元模型的建立
1.1 有限元几何模型由于转鼓在结构上是轴对称的,承受的载荷(离心力、物料反力)以及约束也都是轴对称的,因此在不降低计算精度的基础上,将转鼓的轴对称模型简化为2Ｄ模型。本分析采用4节点的轴对称单元ｐｌａｎｅ42,具体有限元模型如图2所示,转鼓内径1.2ｍ,壁厚0.22ｍ,大锥角15°,小锥角8°,单元总数为1044,节点总数为1285。
1.2 转鼓的载荷和约束
1)载荷 转鼓在工作过程中主要受以下两种载荷[2]
①自身质量引起的离心力
高速回转下的转鼓,鼓体金属本身质量所产生的离心力在分析中以角速度ω的形式施加于转鼓的有限元模型上。
②物料的离心压力
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。圆筒中的流体物料在高速回转下所产生的离心压力为：
式中,ρｃ为筒体中物料的密度,1085ｋｇ/ｍ3;ｒ为流体物料层中任意处半径,ｍ;ｒ0为圆筒体回转时流体的自由表面半径,0 525ｍ。由(1)式可见,物料层产生的离心压力随半径的变化而变化,在同一半径上其值相等,在圆筒筒壁上其值{zd0},即
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也用公式(1)进行计算,方向垂直于作用处的内表面。
严格来讲,转鼓还应有设备自重,但因转鼓具有很高的分离因数,即转鼓所受离心力远大于自身重力,因此忽略了自重对转鼓强度和刚度的影响。
2)约束 转鼓的约束是根据具体结构确定的。因转鼓有限元模型为轴对称模型,所以,在转鼓的大小端盖中心线上施加对称约束,即约束ＵＸ和ＵＺ;再在转鼓大端盖中心线最外侧一点约束ＵＹ。
2 有限元计算与分析
双锥角转鼓的静力分析主要是考察其强度和刚度问题,即在一定的工作载荷下,考察它是否有足够的强度和较小的径向和轴向变形。双锥角转鼓在工作过程中的径向和轴向变形如图3和4所示。
由图3和图4可知,双锥角转鼓的{zd0}径向位移为0 118ｍｍ,{zd0}轴向位移为-0 141ｍｍ。显然,转鼓的{zd0}轴向位移和{zd0}径向位移都很小,满足刚度要求。
本分析采用应力强度ＳＩＮＴ来描述转鼓的应力状态,并与材料的设计应力强度Ｓｍ进行比较。转鼓材料为0Ｃｒ19Ｎｉ9,其设计应力强度Ｓｍ=137ＭＰａ。校核时,对于沿壁厚方向的平均应力强度,取其许用值为一倍的设计应力强度,即Ｓｍ;对于沿壁厚方向的{zd0}应力强度,由于包含有危害较小的弯曲应力部分,因此取其许用值为1 5倍的设计应力强度,即1 5Ｓｍ[5]。
双锥角转鼓在工作过程中的应力强度分布如图5所示。
由图5可知,双锥角转鼓筒体上应力水平较低,其上{zd0}值仅为72 9ＭＰａ,而转鼓{zd0}应力强度为109ＭＰａ,出现在转鼓大端盖中心线最外侧的一点上。这与单锥角转鼓不同,单锥角转鼓的{zd0}应力出现在筒体上,其值仅为39ＭＰａ(见图6单锥角转鼓应力强度分布云图)。可见,单锥角转鼓的受力状态好于双锥角转鼓的受力状态。但是,由于双锥角转鼓的{zd0}应力强度也小于材料的许用应力1 5Ｓｍ,故双锥角转鼓强度是安全的。双锥角转鼓的最危险点不在筒体上而在大端盖中心线外侧,这是由于大锥角度数较大,当物料反力作用在{dy}锥段时,在转鼓大端中心线处会产生较大的弯矩,使得该处应力{zd0},所以在设计时需充分考虑到该处的材料及厚度的选用。
为进一步研究转鼓沿壁厚方向两个特殊截面的应力分布情况,即ＳＩＮＴ{zd0}值截面和转鼓柱锥过渡截面的应力分布情况,再进行如下路径操作。
路径一:筒锥过渡截面,ｎｏｄｅ491→ｎｏｄｅ591;
路径二:最值截面,ｎｏｄｅ1→ｎｏｄｅ70,路径操作位置如图7所示。
图8和图9给出了ＭＥＭＢＲＡＮＥ,ＭＥＭ+ＢＥＮＤ,ＴＯＴＡＬ应力强度沿路径一和路径二的变化规律,ｍ表示位移。
由图8,9可知,路径一的膜应力为35 78ＭＰａ,路径二的膜应力为59 85ＭＰａ,均小于材料的许用应力Ｓｍ。计算还发现,转鼓只在离心力作用下{zd0}应力强度(ＳＭＸ)出现在直段筒体上,值为30 1ＭＰａ。而只在物料反力作用下该点处的值为11 9ＭＰａ,表明转鼓筒体应力主要是由离心力引起的。
3 结论
本文建立了双锥角转鼓合理的二维有限元模型,对其正常工作状态下的强度和刚度进行了校核,验证了改进后的结构是安全的。并且发现双锥角转鼓的最危险位置是大端盖中心线最外侧,此处有较高的弯曲应力,所以在设计时需充分考虑到该处的材料及厚度的选用。 （文章来源）
关键词:离心机;转鼓;双锥角;有限元
中图分类号:ＴＱ051 1+9
普通卧螺离心机设计时为了保证输渣,输渣段全部锥半角应在一定的角度范围内,而双锥角卧螺离心机在液面下靠近液面处有一锥角变化点(如图1所示)使沉渣输出液池之后在平缓的坡度上稳定移动,而在液池下采用大锥角是因为液池中离心力小,故回流力自然也小,因而沉渣回流现象也很小[1]。由于{dy}锥段锥角大,使得{dy}锥段轴向距离变短,在离心机总长不变时,第二锥段相应变长。故可以适当增大双锥角液池深度,而不会使得转鼓的干燥距离变短。同时液池深度的增大使得转鼓沉降面积增大,根据生产能力与沉降速度及沉降面积成正比,重力沉降速度不变,所以双锥角卧螺离心机生产能力也增加了。
由于双锥角结构既能保证沉渣的顺利输送又比单锥角的传统结构有更高的生产能力,故对国内大型卧螺离心机进行结构改进。但是,离心机转鼓是高速回转部件,对强度有比较高的要求,并且变形不能太大[2]。所以必须对改进后的双锥角转鼓进行强度和刚度的校核,以防止出现事故。
各国离心机强度标准中只给出了转鼓筒体部分的薄膜应力[3],而没有给出整个转鼓体的详细应力,因此,在我国离心机转鼓强度标准中推荐用有限元法计算转鼓的应力[4]。本文利用ＡＮＳＹＳ有限元软件对1200ｍｍ卧螺离心机双锥角转鼓进行应力和变形的计算与分析。
1 有限元模型的建立
1.1 有限元几何模型由于转鼓在结构上是轴对称的,承受的载荷(离心力、物料反力)以及约束也都是轴对称的,因此在不降低计算精度的基础上,将转鼓的轴对称模型简化为2Ｄ模型。本分析采用4节点的轴对称单元ｐｌａｎｅ42,具体有限元模型如图2所示,转鼓内径1.2ｍ,壁厚0.22ｍ,大锥角15°,小锥角8°,单元总数为1044,节点总数为1285。
1.2 转鼓的载荷和约束
1)载荷 转鼓在工作过程中主要受以下两种载荷[2]
①自身质量引起的离心力
高速回转下的转鼓,鼓体金属本身质量所产生的离心力在分析中以角速度ω的形式施加于转鼓的有限元模型上。
②物料的离心压力
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。圆筒中的流体物料在高速回转下所产生的离心压力为：
式中,ρｃ为筒体中物料的密度,1085ｋｇ/ｍ3;ｒ为流体物料层中任意处半径,ｍ;ｒ0为圆筒体回转时流体的自由表面半径,0 525ｍ。由(1)式可见,物料层产生的离心压力随半径的变化而变化,在同一半径上其值相等,在圆筒筒壁上其值{zd0},即
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也用公式(1)进行计算,方向垂直于作用处的内表面。
严格来讲,转鼓还应有设备自重,但因转鼓具有很高的分离因数,即转鼓所受离心力远大于自身重力,因此忽略了自重对转鼓强度和刚度的影响。
2)约束 转鼓的约束是根据具体结构确定的。因转鼓有限元模型为轴对称模型,所以,在转鼓的大小端盖中心线上施加对称约束,即约束ＵＸ和ＵＺ;再在转鼓大端盖中心线最外侧一点约束ＵＹ。
2 有限元计算与分析
双锥角转鼓的静力分析主要是考察其强度和刚度问题,即在一定的工作载荷下,考察它是否有足够的强度和较小的径向和轴向变形。双锥角转鼓在工作过程中的径向和轴向变形如图3和4所示。
由图3和图4可知,双锥角转鼓的{zd0}径向位移为0 118ｍｍ,{zd0}轴向位移为-0 141ｍｍ。显然,转鼓的{zd0}轴向位移和{zd0}径向位移都很小,满足刚度要求。
本分析采用应力强度ＳＩＮＴ来描述转鼓的应力状态,并与材料的设计应力强度Ｓｍ进行比较。转鼓材料为0Ｃｒ19Ｎｉ9,其设计应力强度Ｓｍ=137ＭＰａ。校核时,对于沿壁厚方向的平均应力强度,取其许用值为一倍的设计应力强度,即Ｓｍ;对于沿壁厚方向的{zd0}应力强度,由于包含有危害较小的弯曲应力部分,因此取其许用值为1 5倍的设计应力强度,即1 5Ｓｍ[5]。
双锥角转鼓在工作过程中的应力强度分布如图5所示。
由图5可知,双锥角转鼓筒体上应力水平较低,其上{zd0}值仅为72 9ＭＰａ,而转鼓{zd0}应力强度为109ＭＰａ,出现在转鼓大端盖中心线最外侧的一点上。这与单锥角转鼓不同,单锥角转鼓的{zd0}应力出现在筒体上,其值仅为39ＭＰａ(见图6单锥角转鼓应力强度分布云图)。可见,单锥角转鼓的受力状态好于双锥角转鼓的受力状态。但是,由于双锥角转鼓的{zd0}应力强度也小于材料的许用应力1 5Ｓｍ,故双锥角转鼓强度是安全的。双锥角转鼓的最危险点不在筒体上而在大端盖中心线外侧,这是由于大锥角度数较大,当物料反力作用在{dy}锥段时,在转鼓大端中心线处会产生较大的弯矩,使得该处应力{zd0},所以在设计时需充分考虑到该处的材料及厚度的选用。
为进一步研究转鼓沿壁厚方向两个特殊截面的应力分布情况,即ＳＩＮＴ{zd0}值截面和转鼓柱锥过渡截面的应力分布情况,再进行如下路径操作。
路径一:筒锥过渡截面,ｎｏｄｅ491→ｎｏｄｅ591;
路径二:最值截面,ｎｏｄｅ1→ｎｏｄｅ70,路径操作位置如图7所示。
图8和图9给出了ＭＥＭＢＲＡＮＥ,ＭＥＭ+ＢＥＮＤ,ＴＯＴＡＬ应力强度沿路径一和路径二的变化规律,ｍ表示位移。
由图8,9可知,路径一的膜应力为35 78ＭＰａ,路径二的膜应力为59 85ＭＰａ,均小于材料的许用应力Ｓｍ。计算还发现,转鼓只在离心力作用下{zd0}应力强度(ＳＭＸ)出现在直段筒体上,值为30 1ＭＰａ。而只在物料反力作用下该点处的值为11 9ＭＰａ,表明转鼓筒体应力主要是由离心力引起的。
3 结论
本文建立了双锥角转鼓合理的二维有限元模型,对其正常工作状态下的强度和刚度进行了校核,验证了改进后的结构是安全的。并且发现双锥角转鼓的最危险位置是大端盖中心线最外侧,此处有较高的弯曲应力,所以在设计时需充分考虑到该处的材料及厚度的选用。 （文章来源）
