基于ANSYS Wor kbench的立式离心机转鼓动力学分析

2013-05-04刘建华赵立宏周其旺

机械工程与自动化 2013年1期

刘建华，赵立宏，周其旺

（南华大学机械工程学院，湖南衡阳 421001）

0 引言

转鼓是立式离心机的主要旋转机构。目前国内大部分厂家主要采用近似公式对转鼓进行设计与计算，对于大型转鼓主要凭经验公式设计，这使得设计方案具有较大的盲目性，也无法直接知道转鼓的危险点及其应力分布状态。

离心机是核燃料后处理过程中重要的组成部分，其大运量、高带速和大分离因数对转鼓的设计提出了新的要求。同时离心机主轴也是离心机的重要部件之一，一般离心机都是通过皮带带动主轴旋转，从而带动离心机转鼓旋转，离心机主轴与转鼓是两个不可分割的部分。离心机的主要材质有45钢调质与40Cr两种，每种离心机的主轴可能形状大小不一，但是原理基本相同，主轴的加工精度一定要达到相关的标准才能保证离心机安全可靠。本文利用Solid Wor ks 2011软件建立物理模型，选用ANSYS13.0进行网格划分，对大型立式离心机的旋转转鼓进行动力学分析，找出受力薄弱环节，为进一步分析转鼓的受力状况、改进设计方法提供有效帮助。

1 转鼓的有限元模型

1.1 建立转鼓三维实体模型

本文以离心机转鼓为研究对象，主要包括主轴和转鼓，其主要尺寸参数如下：转鼓内径为Φ500 mm，外径为Φ520 mm，宽度为525 mm，鼓壳厚度为10 mm。

对转鼓进行建模时，为使有限元网格划分与实体结构一致，在不影响结构动态特性的原则下，可对转鼓内小尺寸的结构进行省略简化处理。转鼓部件三维实体模型见图1。最后将其导入到了A WB中，节省了实体建模的工作量。

1.2 有限元模型的建立

将图1所示的实体转鼓导入到ANSYS Wor kbench中，分别设置转鼓材料为HT200，弹性模量为1.48×1011Pa，泊松比为0.31；转轴材料为0Cr18Ni9，弹性模量为2.04×1011Pa，屈服强度为2.05×108Pa，泊松比为0.285。

图1 转鼓三维实体模型

对转鼓和主轴采用面网格划分，并对模型体设置网格尺寸，单元尺寸分别为转鼓25 mm、主轴20 mm，生成网格。在转鼓的有限元模型中，得到16 612个单元、32 582个节点。在Mesh Metric中，Aspect Ration里最小值为1.221 3，最大值为168.8，平均值为3.006，标准偏差为4.508。转鼓的有限元模型如图2所示。

图2 转鼓的有限元模型

1.3 边界约束设置

在实际工作中，转鼓在电机驱动下做旋转运动，由于主轴受到了两对角接触球轴承的约束，主轴与滚动轴承之间存在间隙，为减小摩擦，因此在此处装填铝制润滑脂。由于载荷的存在，主轴在上、下轴瓦之间会发生相应的形变，而主轴外的内套筒则可以有效地防止主轴发生轴向窜动，进而保证转鼓组件正常工作。

引起机器振动的原因是多方面的，其中主要包括电机转子的剩余不平衡量、电机与驱动组件的联接方式和减振器的设置等。根据动力学原理，主轴在一定转速下运转时会产生不平衡量，其中影响较大的是主轴的偏心量及挠度，而这两者与主轴的制造精度、传动轴的几何尺寸和轴承的支承位置有关。该振源将直接造成径向和轴向的振动，尤其是在径向。由于转鼓和电机始终存在不同程度的剩余不平衡量，这两个不平衡量就是两个振源。

本文对主轴上的2个滚动轴承施加圆柱面表面约束和转矩约束，同时还对转鼓添加了一个质量块的约束。

2 观察结果

2.1 插入位移值并求解

本文采用的是线性屈曲分析，寻找分歧点。求解结束后，观察屈曲模态，转鼓的前6阶模态最大变形量见表1。

表1 转鼓的前6阶模态最大变形量

2.2 屈曲分析结果

进入后处理，查看结果。前6阶模态振型图和各阶最大变形量的位置见图3。

图3 前6阶模态振型图和各阶最大变形量的位置

3 结果分析

从图3可知，大部分是以弯曲变形为主，并且发生弯曲变形最大的部位出现在轴颈和转鼓外沿处（即转鼓的折弯处）。一般而言，负载运转主要是物料分布不均匀引起偏重而造成振动，通过调整加料方法，均匀布料即可；其次，可能由于转鼓时间过长或遭受磕碰而引起变形，在使用过程中，转鼓内形成的滤饼层的厚度就不可能均匀。可以预见，应力集中区域是最容易出现疲劳裂纹的。