球磨機(jī)有限元分析與ansys疲勞計算

球磨機(jī)有限元分析與ansys疲勞計算

研磨機(jī)適用于各種研磨材料和研磨。廣泛應(yīng)用于礦山、建材、化工等行業(yè)。它是目前研磨行業(yè)的首選。多年來我國的球磨機(jī)設(shè)計生產(chǎn)一直走的是一條仿制的路線,對于設(shè)計理論的研究缺乏必要的重視,造成我國球磨機(jī)的設(shè)計理論尚不完善。設(shè)計過程中,主要工作參數(shù)的確定多采用經(jīng)驗(yàn)類比法;計算過程中,往往運(yùn)用傳統(tǒng)理論對實(shí)際模型進(jìn)行簡化,使計算分析一直停留在傳統(tǒng)粗略的方法上。另外,由于球磨機(jī)的工作環(huán)境通常比較惡劣、復(fù)雜,在服役期間經(jīng)常發(fā)生破壞失效,尤其是筒體的疲勞失效。因此,筒體作為球磨機(jī)的重要部件,在設(shè)計過程中不僅要有足夠的剛度、強(qiáng)度,還要有良好的可靠性。筆者采用現(xiàn)代設(shè)計方法,摸索出一套切實(shí)可行的球磨機(jī)可靠性設(shè)計方法,對提高我國的球磨機(jī)設(shè)計制造水平具有重大的現(xiàn)實(shí)意義。首先采用有限元分析法對磨機(jī)筒體的強(qiáng)度進(jìn)行分析,通過與試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對比,獲得了較為準(zhǔn)確的計算模型,能夠精確地確定其關(guān)鍵位置的應(yīng)力形式和載荷分布,為結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計和判斷故障發(fā)生的根本原因提供有力的理論支持。在此基礎(chǔ)上,利用疲勞分析理論對球磨機(jī)的筒體進(jìn)行了疲勞分析,從而給出了一個球磨機(jī)可靠性設(shè)計方法。1濕式球磨機(jī)一般來說,球磨機(jī)的結(jié)構(gòu)相似,均由進(jìn)料口、出料口、筒體、圓筒篩、軸承及傳動系統(tǒng)等組成。筆者以中信重工機(jī)械股份有限公司基于國家重點(diǎn)基礎(chǔ)研究發(fā)展計劃項(xiàng)目(編號:2010CB736007)而設(shè)計生產(chǎn)的濕式球磨機(jī)為研究對象,該磨機(jī)結(jié)構(gòu)如圖1所示。磨機(jī)筒體內(nèi)徑900mm,筒體長度3550mm,主電動機(jī)功率55kW,轉(zhuǎn)速34r/min。在球磨機(jī)的筒體上安裝有一個直徑大于筒體直徑的大齒輪,電動機(jī)的動力通過減速器減速后,通過與大齒輪嚙合的小齒輪傳遞動力,帶動球磨機(jī)筒體運(yùn)轉(zhuǎn)進(jìn)行磨礦作業(yè)。筒體支撐在兩端的巴氏合金制成的滑動軸承上。筒體內(nèi)部裝有磨礦介質(zhì)鋼球,磨礦介質(zhì)在離心力和摩擦力的作用下,被提升到一定的高度,呈拋落或?yàn)a落狀態(tài),同被粉磨礦石發(fā)生碰撞而將其粉碎。物料由給料口連續(xù)進(jìn)入筒體內(nèi)部,被磨礦介質(zhì)粉碎后,借助溢流和連續(xù)給料的力量由出料口排出。2基于幾何模型的計算方法對球磨機(jī)結(jié)構(gòu)進(jìn)行合理的簡化是建立計算模型的基礎(chǔ)。球磨機(jī)的實(shí)際結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜,主要由球磨機(jī)筒體和兩個截面呈錐形的端蓋以及連接在筒體上的大齒輪組成。端蓋與筒體、齒輪與筒體均是通過螺栓聯(lián)接在一起,筒體通過中空軸軸頸支撐在兩個靜壓滑動軸承上。筒體上有許多螺栓孔用于固定筒體的襯板,為了分析方便,在建立筒體的有限元計算模型時可以忽略。同時在建模時不考慮筒體壁上螺栓孔對筒體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的影響。由于襯板是通過螺栓與筒體聯(lián)接的,且襯板之間存在間隙,因此對筒體強(qiáng)度的影響較小,在建立有限元計算模型時可以忽略。而在計算過程中,將襯板看做均質(zhì)分布于筒體上來模擬襯板對筒體結(jié)構(gòu)的影響,也就是說,在建立分析模型時不需要建立襯板、螺栓等實(shí)體模型。這是因?yàn)橐r板截面形狀相對復(fù)雜,建立與實(shí)際相符的模型比較困難;而且螺栓數(shù)目較多,如果建模時全部考慮,無疑會大大增加模型的復(fù)雜程度,浪費(fèi)計算機(jī)資源。因此在計算過程中,將筒體和端蓋的襯板、螺栓等特征按非結(jié)構(gòu)質(zhì)量處理,將他們的質(zhì)量按等效密度施加到相應(yīng)的筒體及端蓋單元上。滑履磨機(jī)筒體部分結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜,如人孔、人孔補(bǔ)強(qiáng)板及襯板等部件的存在使它的幾何建模和網(wǎng)格劃分比較復(fù)雜。為了在保證計算精度的前提下簡化分析和計算,在建模時需對其結(jié)構(gòu)進(jìn)行簡化處理,特做如下假設(shè):(1)筒體兩端支撐部件有足夠大的剛性,即認(rèn)為筒體兩端支座為剛性;(2)不考慮人孔處的變形,即人孔有足夠大的剛性;(3)認(rèn)為筒體與人孔補(bǔ)強(qiáng)板為一體;(4)忽略磨門人孔蓋對筒體結(jié)構(gòu)剛度的影響;(5)模型中不考慮內(nèi)襯對筒體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的影響;(6)不考慮焊縫處的裂縫、虛焊等焊接缺陷。由于該磨機(jī)在結(jié)構(gòu)、載荷及材料特征上不具備對稱性,所以只能對整體進(jìn)行建模。在SolidWorks中建立磨機(jī)筒體的裝配實(shí)體模型,導(dǎo)入到ANSYSWorkbench中進(jìn)行網(wǎng)格劃分。由于人孔的倒角為圓角,如果首先生成筒體再挖孔形成此圓角比較困難,所以采用過渡網(wǎng)格的劃分方式,即先建立人孔,然后在人孔尤其是圓角處劃分較密的網(wǎng)格,再向兩端拉伸生成網(wǎng)格。磨機(jī)筒體網(wǎng)格劃分如圖2所示。3載荷及其作用方式計算時考慮磨機(jī)外載荷主要由兩部分構(gòu)成:一是齒輪傳遞的驅(qū)動力;二是物料本身的重力。根據(jù)研究對象的技術(shù)參數(shù)可知,主電動機(jī)功率55kW,轉(zhuǎn)速34r/min,研磨體最大裝載量5.6t,圖3為簡化后的加載示意圖。當(dāng)整個結(jié)構(gòu)存在剛體位移時,無法進(jìn)行靜力和動力分析,因此需要根據(jù)實(shí)際結(jié)構(gòu)的邊界位移約束情況對模型的節(jié)點(diǎn)施加約束,消除結(jié)構(gòu)剛體位移影響。綜合分析后,該磨機(jī)的邊界條件與載荷設(shè)置如下。(1)確定磨機(jī)兩種外載荷齒輪嚙合處的驅(qū)動力和物料對磨機(jī)筒體內(nèi)壁的壓力是分析磨機(jī)時需要考慮的兩個主要載荷。球磨機(jī)工作時,筒體繞水平軸旋轉(zhuǎn),筒體內(nèi)的磨礦介質(zhì)鋼球,隨礦石被提升到一定高度后自由落下,對筒體有一定的沖擊作用。沖擊力一直是球磨機(jī)載荷計算中的難點(diǎn),但對于本磨機(jī),主要研究的是研磨體瀉落時的工作狀態(tài),其主要作用是研磨,因此,沖擊作用不是主要的,且工程實(shí)踐表明,該沖擊作用難以傳遞到筒體上,因此計算時不予考慮。(2)其他載荷其他需要考慮的載荷主要有結(jié)構(gòu)自身重量,簡體內(nèi)的水、物料及鋼球等的重力以及工作過程中由于轉(zhuǎn)動而引起的離心力。從理論上講,需要考慮物料、水和鋼球?qū)δC(jī)筒體的作用有重力作用、離心力作用和摩擦力作用,其中起主要作用的是重力作用;其次是離心力作用,大約相當(dāng)于重力作用的20%左右;摩擦力作用相對較小,可忽略不計。由于球磨機(jī)工作時筒體內(nèi)的球、料和水三者呈混合狀態(tài),一般認(rèn)為理想狀況是混合均勻的,并設(shè)定其平均密度。球磨機(jī)平穩(wěn)工作狀態(tài)時鋼球、物料和水對筒體的作用如圖3所示,并認(rèn)為其表面是水平的。設(shè)對筒壁產(chǎn)生的載荷正比于高度h(即球料層的深度),這樣在分析過程中可以將其視為流體壓力(HydrostaticPressure)進(jìn)行加載。圖3中D為筒體直徑,uf061為介質(zhì)偏轉(zhuǎn)臨界角,uf062為介質(zhì)所對圓心角,uf077為筒體工作轉(zhuǎn)速,法向力N為重力切向力和離心力之和。(3)邊界條件球磨機(jī)筒體通過兩端中空軸的軸頸支撐在軸承的油膜上,所以對于軸承采用簡化處理。計算時在軸承一側(cè)只是限制其豎直方向,而在軸向放開;另外一側(cè)(止推裝置)利用Workbench提供的彈性支持來模擬止推裝置。定義模型軸頸托瓦底面所有節(jié)點(diǎn)的位移未知數(shù)都為0,即一側(cè)軸頸底部是固定的,這樣比較符合實(shí)際情況。4筒體應(yīng)力分析結(jié)果筒體材料Q235鋼的密度,彈性模量E=2.12×105MPa,泊松比,抗拉強(qiáng)度,屈服強(qiáng)度。圖4、5分別給出了設(shè)備在裝載5.6t鋼球后在額定轉(zhuǎn)速下筒體的等效應(yīng)力及正應(yīng)力分布云圖。圖4表明筒體最大等效應(yīng)力出現(xiàn)在大齒輪一側(cè)的軸頸位置,最大應(yīng)力值為66.67MPa,最大正應(yīng)力為42.28MPa。該工況下筒體的最大位移為1.21mm,位于筒體的中間部位。由分析結(jié)果可知,變形量和應(yīng)力大小均滿足要求。為了與數(shù)值計算結(jié)果進(jìn)行對比,進(jìn)行了結(jié)構(gòu)的應(yīng)力測試,分別在設(shè)備上設(shè)置了12個測點(diǎn),對其在工作狀態(tài)下的應(yīng)力進(jìn)行測試。此次計算是分析其在穩(wěn)定工作狀態(tài)下的應(yīng)力分布情況,所以分別提取與測點(diǎn)相對應(yīng)處的沿著筒體圓周方向的應(yīng)力分布,并同在穩(wěn)定轉(zhuǎn)速下的測試應(yīng)力進(jìn)行比較。圖6為與4號測點(diǎn)相對應(yīng)位置沿著筒體圓周方向正應(yīng)力的分布情況,圖7為4號測點(diǎn)試驗(yàn)測試值。表1給出了計算值同試驗(yàn)值的比較結(jié)果。由以上計算結(jié)果和試驗(yàn)結(jié)果對比分析可知,有限元計算的結(jié)果同試驗(yàn)分析的結(jié)果相對誤差均在10%以內(nèi),因此磨機(jī)有限元計算模型以及計算方法是真實(shí)可靠的。5筒體疲勞系數(shù)計算利用Workbench提供的疲勞分析工具進(jìn)行磨機(jī)的可靠性分析,分別按恒定振幅、比例載荷的情況進(jìn)行估算。疲勞分析時的載荷幅值取額定載荷的0.8倍進(jìn)行計算,分別按照脈動循環(huán)、對稱循環(huán)兩種交變應(yīng)力狀態(tài)進(jìn)行筒體疲勞安全系數(shù)計算,從而找到磨機(jī)筒體相應(yīng)的最小疲勞安全系數(shù)的部位及數(shù)值。設(shè)計疲勞壽命取為106周次,對于脈動循環(huán)應(yīng)力狀態(tài)的疲勞分析,采用古德曼(Goodman)平均應(yīng)力修正理論。由疲勞安全系數(shù)計算結(jié)果(見圖8、9)可知,以等效應(yīng)力討論的交變應(yīng)力,其在脈動循環(huán)、對稱循環(huán)下,最小疲勞安全系數(shù)分別為3.825和3.586,位置也都在筒體軸頸處,其他大多數(shù)位置的安全系數(shù)均在10左右。一般要求疲勞安全系數(shù)在1.5~2.0之間。疲勞安全系數(shù)計算結(jié)果表明,在該磨機(jī)筒體力學(xué)計算模型中,筒體的設(shè)計遠(yuǎn)遠(yuǎn)滿足抗疲勞設(shè)計要求。6