張寧波

（中煤華晉能源有限責任公司 王家?guī)X煤礦，山西 運城 043300）

0 引言

直線振動篩的工作原理是其在激振器的作用下，對原煤進行分選、分級、脫泥、脫水等處理。因此振動篩處于一種極其頑劣的工作環(huán)境，它不僅要受到泥沙、水和煤顆粒的腐蝕與沖擊，還要在交變載荷的長期作用下工作，而直線振動篩破壞的主要原因就是疲勞裂紋和疲勞斷裂。因此疲勞壽命的設計在直線振動篩的設計工作中起著至關重要的作用。

有限元分析軟件ANSYS的出現(xiàn)為大型直線振動篩疲勞壽命的預測提供了一個良好的平臺。有限元軟件的應用不需要為驗證設計結(jié)果而做大量的實驗，不但節(jié)約時間降低成本；同時又能夠保證計算結(jié)果的準確度，這將大大縮短設計周期。

1 振動篩疲勞分析

1.1 疲勞破壞的概述［1］

疲勞破壞是零部件在工作應力低于強度極限，甚至低于屈服極限的情況下突然發(fā)生斷裂的現(xiàn)象。

疲勞破壞過程：1）疲勞裂紋形成階段；2）裂紋（微觀和宏觀）擴展階段；3）脆性斷裂階段。疲勞破壞是由于零部件在低于其材料極限強度的動載荷下長期工作而產(chǎn)生的累積損傷，從而在零部件內(nèi)部出現(xiàn)裂紋和裂紋發(fā)生擴展造成的零部件損壞。

1.2 疲勞強度設計［1］

在交變載荷作用下工作的零部件存在一個能繼續(xù)工作多長時間的問題，稱為疲勞壽命。研究疲勞壽命的方法主要有：1）應力-壽命法，即 S-N 法；2）應變-壽命法，即ε-N 法；3）斷裂力學法。

疲勞強度設計分為無限壽命設計和有限壽命設計。無限壽命設計是指零部件能夠在無限長的時間內(nèi)使用且不會發(fā)生疲勞破壞。用這種方法設計的零部件尺寸比較笨重。有限壽命設計是指零部件能夠在一定的期限內(nèi)安全運行。該準則能夠充分考慮材料的特性，盡可能降低成本。有限壽命設計準則的依據(jù)是零部件材料的S-N曲線。

本文采用有限疲勞壽命的設計方法，因此，獲得材料的S-N曲線至關重要。由于得到振動篩材料的S-N曲線需要大量的實驗，為了節(jié)約成本，本文主要利用近似法求得。在雙對數(shù)坐標紙上做兩點得到一條斜線，兩點分別為：N=103，σ=0.9×σb=0.9×460=414 MPa；N=107，σ=0.45×σb=0.45×460=207 MPa這條斜線即為Q235A鋼的S-N曲線，如圖1所示。

從圖1中可以查出應力水平在σi下達到疲勞破壞時的循環(huán)次數(shù)Ni，如表1所示。

1.3 材料特性的確定和單元類型的選擇

大型直線振動篩主要材料是由Q235A組成，其材料屬性如表2所示。

表1 Q235A鋼應力值對應的疲勞循環(huán)次數(shù)

表2 材料屬性

本文為了提高運算效率，對于振動篩的側(cè)板單元選擇殼單元Shell99。通過殼單元設置振動篩側(cè)板的厚度。振動篩的各種橫梁選用梁單元beam189。激振器的質(zhì)量選用mass21點質(zhì)量單元代替。彈簧選用彈簧阻尼單元combine14，彈簧阻尼的質(zhì)量在本次分析過程中暫不考慮。

2 大型直線振動篩運行時的力學分析［2］

大型直線振動篩工作時通過計算可知其激振力幅值為F=240 kN，而振動篩與水平方向夾角為40°。則振動篩水平方向的激振力幅值為Fx=-183.8 kN，振動篩垂直方向的激振力幅值為Fy=-154.3 kN。對振動篩進行有限元分析如下：從圖2可以看出大型直線振動篩在運行時的應力分布整體比較穩(wěn)定，其應力主要集中在篩箱箱體側(cè)板和篩箱支撐橫梁連接處；同時在篩箱箱體后擋板橫梁處也出現(xiàn)了應力集中，且應力值為65.5 MPa。Q235A的極限強度為σb=460 MPa，則振動篩的許用應力根據(jù)公式［σ］=σb/kb計算，其中kb=6，許用應力［σ］大于最大應力。

2.1 大型直線振動篩疲勞強度計算［3-4］

綜合振動篩運行時的應力分布圖可以看出在振動篩篩箱后橫梁處出現(xiàn)應力集中，雖然振動篩的最大應力滿足其材料的許用應力，但是振動篩在長期工作的情況下由于疲勞損傷的積累造成振動篩疲勞破壞。為了能夠定量地分析振動篩的設計壽命，利用有限元軟件，采用Miner累積損害理論估算振動篩的疲勞壽命。

在振動篩箱后橫梁處即振動篩應力集中處最容易出現(xiàn)疲勞破壞，因此在該處選擇幾個節(jié)點來研究振動篩的疲勞壽命，如表3所示。

從表3可以看出大型直線振動篩最大應力的應力值都遠小于材料的疲勞強度極限。本文采用有限壽命的疲勞設計方法，考慮到動應力的安全系數(shù)，當取值為6時，從ANSYS疲勞壽命分析結(jié)果可以看出振動篩節(jié)點455的許用循環(huán)次數(shù)為2 770 000次，使用要求為2 000 000時，耗用系數(shù)為0.722。分別對節(jié)點 476、3000、3002的疲勞壽命進行分析如表4所示。

表3 選取點的位置和應力值

表4 大型振動篩最大應力處節(jié)點疲勞壽命

從表4可以看出當動應力安全系數(shù)取值6時，該大型直線振動篩危險部位的疲勞壽命滿足設計要求。

3 結(jié)語

本文主要介紹了疲勞破壞的機理，闡述了產(chǎn)生疲勞破壞的原因，并根據(jù)經(jīng)驗公式繪制出Q235A的S-N曲線圖。利用有限元分析軟件ANSYS對大型直線型振動篩工作狀態(tài)下的應力進行分析，得出振動篩的最大應力集中位于振動篩箱體側(cè)板和篩箱支撐橫梁連接處，振動篩箱體后擋板橫梁處。根據(jù)邁納爾損傷積累理論對振動篩最大應力處的節(jié)點進行疲勞壽命的分析，分別得出振動篩最大應力處節(jié)點的疲勞壽命，為大型振動篩的疲勞壽命設計奠定了基礎。

［1］ 師昌緒，鐘群鵬，李成功.中國材料工程大典［M］.北京：化學工業(yè)出版社，2006：765-813.

［2］ 汪昌安，趙斌.基于有限元技術的背壓活塞的模態(tài)分析與疲勞壽命計算［J］.科學技術與工程，2009，9（12）：3472-3474.

［3］ 肖林京，隋秀華，苗德俊.基于ANSYS的帶式輸送機傳動滾筒疲勞壽命分析研究［J］.煤礦機械，2008，11（29）：28-30.

［4］ 孟彩茹，李磊，馮忠緒，等.振動篩的強度分析和壽命估算［J］.機械設計，2012，29（7）：20-23.