余浩,劉紅梅,2,田俊杰,姚慶
(1.226019 江蘇省 南通市 南通大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院;2.226019 江蘇省 南通市 南通大學(xué) 交通與土木工程學(xué)院)
農(nóng)業(yè)生產(chǎn)中會(huì)產(chǎn)生大量污水、糞尿等固液混合物,為方便污水進(jìn)一步處理以及糞污渣等用于干法發(fā)酵生產(chǎn)沼氣,對(duì)固廢液廢水混合物處理需要用到過(guò)濾分離設(shè)備。帶式壓濾機(jī)是當(dāng)前比較常見(jiàn)的污泥脫水設(shè)備和細(xì)顆粒物質(zhì)固液分離設(shè)備,在煤炭、化工、造紙,特別在農(nóng)業(yè)廢水處理等領(lǐng)域應(yīng)用廣泛。壓濾輥?zhàn)邮菐綁簽V機(jī)的主要組成部分,輥?zhàn)邮欠裼行Чぷ魇侵苯佑绊憥綁簽V機(jī)性能的重要因素之一。而機(jī)架是支撐輥?zhàn)舆\(yùn)動(dòng)承載的主要部分,其強(qiáng)度、剛度對(duì)整機(jī)的運(yùn)行影響巨大。當(dāng)外部載荷超過(guò)極限強(qiáng)度時(shí)會(huì)導(dǎo)致機(jī)架發(fā)生形變甚至斷裂。機(jī)架固有頻率與外部激勵(lì)頻率處在同一范圍時(shí)會(huì)引發(fā)共振,也會(huì)破壞機(jī)架結(jié)構(gòu)[1]。本文采用有限元分析法對(duì)農(nóng)業(yè)污水脫離機(jī)核心支撐部件——機(jī)架進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì),以期優(yōu)化機(jī)架結(jié)構(gòu),降低成本。同時(shí),對(duì)輕量化機(jī)架的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度與外部激勵(lì)進(jìn)行仿真模擬分析,防止機(jī)架由于與外部激勵(lì)源電機(jī)共振出現(xiàn)結(jié)構(gòu)破壞。
通過(guò)靜力學(xué)分析校核結(jié)構(gòu)的剛度與強(qiáng)度是否滿(mǎn)足使用要求[2]。依據(jù)經(jīng)典力學(xué)理論,動(dòng)力學(xué)表達(dá)式為
式中:[M]——質(zhì)量矩陣;[C]——阻尼矩陣;[K]——?jiǎng)偠染仃?;{μ}——位移矢量;{}——速度矢量;{}——加速度矢量。
假設(shè)結(jié)構(gòu)被完全約束,所受載荷隨時(shí)間變化沒(méi)有改變(或微小),并且這種情況下不考慮慣性力與阻尼,即:F(t)為常數(shù),質(zhì)量對(duì)結(jié)構(gòu)不造成影響,阻尼對(duì)結(jié)構(gòu)沒(méi)影響,則式(2)可改寫(xiě)為[3]
在本文機(jī)架結(jié)構(gòu)中,處于工作(運(yùn)行)狀態(tài)下的機(jī)架只受到各輥?zhàn)雍凸δ懿考ㄝS承座)的重力與濾帶張力作用,可采用式(2)的線性靜力學(xué)分析。
1.2.1 三維建模與材料定義
依據(jù)CJ/T 508-2016《污泥脫水用帶式壓濾機(jī)》中的結(jié)構(gòu)示意圖(如圖1 所示),通過(guò)SolidWorks軟件搭建了帶式壓濾機(jī)機(jī)架三維圖,如圖2 所示。由于機(jī)架是組焊件,細(xì)微結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜,需要處理的細(xì)節(jié)較多,故建模過(guò)程中對(duì)某些結(jié)構(gòu)特征如倒角、焊縫等未加以細(xì)化。這樣的處理易于結(jié)構(gòu)模型的生成,也可以提高計(jì)算效率。采用結(jié)構(gòu)鋼搭建的機(jī)架材料屬性,具體定義見(jiàn)表1。
表1 材料定義Tab.1 Material definition
1.2.2 網(wǎng)格劃分與載荷約束
機(jī)架長(zhǎng)、寬、高分別為5 030,2 520,1 760 mm,將其組件均設(shè)計(jì)為U 型結(jié)構(gòu),厚度為10 mm,以增加機(jī)架的壓力承受能力和更好的可安裝性,延長(zhǎng)使用壽命。采用10 mm 的網(wǎng)格劃分,同時(shí)選擇自動(dòng)網(wǎng)格劃分形式,生成的網(wǎng)格圖如圖3 所示。
對(duì)于機(jī)架,載荷施加方主要為輥?zhàn)蛹捌渲蔚墓δ懿考?,其輥?zhàn)蛹肮δ懿考|(zhì)量見(jiàn)表2。在運(yùn)行狀態(tài)下,輥?zhàn)映陨碇亓χ膺€受到濾帶張力作用,故機(jī)架主要承受的載荷為自身重力、濾帶張力和輥?zhàn)又亓Φ暮狭?。而濾帶對(duì)輥?zhàn)永p繞包角不同,可分解為垂直方向載荷和水平方向載荷。依據(jù)包角,推出輥?zhàn)铀芊至τ?jì)算結(jié)果見(jiàn)表3。添加約束是底部采取ANSYS Workbench 中自帶的Fixed Supported固定支撐。
表2 輥?zhàn)?、功能部件尺寸及重量Tab.2 Dimensions and weight of rollers and functional components
表3 輥?zhàn)铀軓埩Ψ至ab.3 Tension component of roller
計(jì)算求解出空載和負(fù)載下的機(jī)架的應(yīng)力、位移云圖,分別如圖4—圖7 所示。由圖4、圖5 可知,空載狀態(tài)下機(jī)架的最大應(yīng)力為78.86 MPa,遠(yuǎn)小于屈服極限235 MPa,最大位移為0.82 mm;由圖6、圖7 可知,負(fù)載機(jī)架的最大應(yīng)力為118.89 MPa,符合屈服極限要求,而最大位移為1.29 mm。造成這種差異的原因是濾帶被張緊輥拉緊產(chǎn)生張力(4 kN)。
輥?zhàn)颖粸V帶包裹,張力在輥?zhàn)颖砻娈a(chǎn)生周向摩擦力(施加于輥?zhàn)愚D(zhuǎn)動(dòng))與徑向力(施加于機(jī)架),導(dǎo)致空載狀態(tài)與負(fù)載狀態(tài)機(jī)架受載完全不同。運(yùn)行狀態(tài)中濾網(wǎng)張力與輥?zhàn)又亓ο嗷クB加或抵消,引起機(jī)架各部位的載荷變化。2 種狀態(tài)下的變形量對(duì)機(jī)架整體影響有限,并且應(yīng)力冗余量都較大,優(yōu)化時(shí)可考慮降低機(jī)架材料厚度,提升輕量化和降低動(dòng)力輸出,以更好地滿(mǎn)足節(jié)能、低碳、環(huán)保的要求。
為了更好地研究外部激勵(lì)源對(duì)輕量化機(jī)架設(shè)計(jì)的影響,特別是電機(jī)頻率對(duì)機(jī)架固有頻率的干擾,采用模態(tài)分析的方法。ANSYS Workbench 的模態(tài)分析主要以結(jié)構(gòu)的振動(dòng)特性作為研究對(duì)象,從而獲取機(jī)械結(jié)構(gòu)的模態(tài)參數(shù)。其基本過(guò)程是將上述式(1)的線性時(shí)不變系統(tǒng)振動(dòng)微分方程組中的物理坐標(biāo)轉(zhuǎn)換為模態(tài)坐標(biāo),使方程式解耦,成為一組以模態(tài)坐標(biāo)及模態(tài)參數(shù)描述的獨(dú)立方程,坐標(biāo)變換的變換矩陣為振型矩陣,每列即為各階振型[4]。
忽略阻尼與外力的影響,由式(1)可推出:
整個(gè)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)微分方程可分解為n 個(gè)表達(dá)式,可視作為2 階常微分方程求解,可得:
將式(4)代入式(3),可得:
將式(5)兩邊同時(shí)除以sin(ωt+θ)可得:
對(duì)于式(6),{φ} 不可能為0,故
求解式(7),其特征值ω對(duì)應(yīng)結(jié)構(gòu)的固有頻率,將特征值由小到大排序,0<ω1<ω2<ω3<…<ωn。其中,i 對(duì)應(yīng)的是第i 階固有頻率,特征值對(duì)應(yīng)的特征向量對(duì)應(yīng)結(jié)構(gòu)的主振型,φ=[φ1φ2…φn]構(gòu)成了結(jié)構(gòu)的模態(tài)振型。
2.2.1 模態(tài)分析的建立
為避免產(chǎn)生共振現(xiàn)象,需要確定結(jié)構(gòu)的固有頻率和振型,同時(shí)確定不同載荷條件下結(jié)構(gòu)的共振形式[5]。任一零部件均有無(wú)限的振型,自由零件對(duì)應(yīng)于6 個(gè)自由度(沿X 平移、沿Y 平移、沿Z 平移、繞X 軸轉(zhuǎn)動(dòng)、繞Y 軸轉(zhuǎn)動(dòng)、繞Z 軸轉(zhuǎn)動(dòng)),本文僅選取機(jī)架的前6 階模態(tài)進(jìn)行分析。機(jī)架的固有振動(dòng)頻率與前6 階振型見(jiàn)圖8,結(jié)果見(jiàn)表4。
2.2.2 結(jié)果分析
由表4 可知,機(jī)架的振型主要表現(xiàn)形式為彎曲與擺動(dòng),前6 階頻率最小為11.664 Hz,頻率最大為27.084 Hz。機(jī)架頻率符合隨階數(shù)上升而增加。這滿(mǎn)足模態(tài)分析中無(wú)阻尼振動(dòng)的隨機(jī)性。
表4 前6 階頻率與振型描述Tab.4 Description of the first 6 frequencies and mode
機(jī)架的固有頻率與激勵(lì)頻率的關(guān)系滿(mǎn)足式(8)時(shí),機(jī)架不會(huì)產(chǎn)生共振現(xiàn)象[6]。
式中:ω0——固有頻率,Hz;ω——激勵(lì)頻率,Hz。
壓濾機(jī)的激勵(lì)頻率源于其電機(jī),機(jī)架固有頻率范圍11.664~27.084 Hz,與電機(jī)固有頻率(50 Hz)不在同一頻率范圍,原有機(jī)架不會(huì)產(chǎn)生共振現(xiàn)象。
將機(jī)架的整體厚度由10 mm 減為5 mm,對(duì)比優(yōu)化前后的應(yīng)力、位移及質(zhì)量和模態(tài)分析情況。優(yōu)化后的應(yīng)力、位移圖見(jiàn)圖9—圖12。優(yōu)化前后最大應(yīng)力、變形和質(zhì)量如表5,優(yōu)化前后的振型與位移對(duì)比結(jié)果見(jiàn)表6。
表6 優(yōu)化前后振型比較Tab.6 Comparison of mode shapes before and after optimization
表5 優(yōu)化前后應(yīng)力、位移和質(zhì)量對(duì)比Tab.5 Comparison of stress,displacement and mass before and after optimization
優(yōu)化后機(jī)架不同狀態(tài)下的最大應(yīng)力得到提高,使應(yīng)力余量減少,雖然機(jī)架厚度的降低導(dǎo)致位移變形量變大,但仍屬于設(shè)計(jì)安全范圍內(nèi)。同時(shí),優(yōu)化使機(jī)架質(zhì)量減輕13.05%,降低生產(chǎn)成本和無(wú)用功耗,并且在模態(tài)分析下發(fā)現(xiàn),機(jī)架的輕量化未引起其固有頻率范圍較大改變,電機(jī)頻率也未對(duì)輕量化機(jī)架產(chǎn)生干擾,故電機(jī)不需要進(jìn)行替換,而且大幅度降低成本。
本文基于有限元法對(duì)農(nóng)業(yè)污水脫離機(jī)—帶式輸送機(jī)機(jī)架在負(fù)載與空載狀態(tài)下的結(jié)構(gòu)受力分析,同時(shí)分析其在外部激勵(lì)下是否發(fā)生共振現(xiàn)象。在滿(mǎn)足機(jī)架結(jié)構(gòu)安全、無(wú)共振的前提下,對(duì)其進(jìn)行輕量化仿真模擬研究。結(jié)論如下:
(1)對(duì)農(nóng)業(yè)污水脫離機(jī)—帶式輸送機(jī)機(jī)架進(jìn)行有限元仿真發(fā)現(xiàn)其結(jié)構(gòu)受力穩(wěn)定,在空載狀態(tài)下其最大應(yīng)力為78.86 MPa,而負(fù)載狀態(tài)下最大應(yīng)力為118.89 MPa,均遠(yuǎn)小于機(jī)架材料定義的屈服極限235 MPa,說(shuō)明機(jī)架材料應(yīng)力余量較大,可進(jìn)行輕量化。
(3)在對(duì)機(jī)架進(jìn)行輕量化后,其運(yùn)動(dòng)狀態(tài)下最大形變量由1.29 mm 變?yōu)?.96 mm,最大應(yīng)力由118.89 MPa 提高到184.67 MPa,雖有上升但都小于材料屈服極限,符合安全指標(biāo)。機(jī)架的質(zhì)量減輕13.05%,大幅度節(jié)約了生產(chǎn)成本。
(3)對(duì)機(jī)架進(jìn)行固有頻率分析,分析其最大激勵(lì)源為電機(jī),對(duì)二者固有頻率進(jìn)行比較,發(fā)現(xiàn)輕量化后機(jī)架不會(huì)受到電機(jī)頻率影響而產(chǎn)生共振現(xiàn)象,符合安全標(biāo)準(zhǔn)。
本文通過(guò)有限元法對(duì)機(jī)架產(chǎn)品結(jié)構(gòu)進(jìn)行了優(yōu)化,對(duì)縮短研發(fā)周期有借鑒意義,為農(nóng)業(yè)機(jī)械輕量化研制與改進(jìn)提供思路。