曹冬，李慶忠

(江南大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院 江蘇 無(wú)錫 214122)

0 引言

隨著人們對(duì)天然產(chǎn)物的藥用和營(yíng)養(yǎng)價(jià)值認(rèn)識(shí)的逐步深入，世界范圍內(nèi)掀起了天然產(chǎn)物中活性成分研究的熱潮[1]。自古到今，存在著各種各樣的天然植物有效成分提取方式。連續(xù)逆流提取技術(shù)因?yàn)槠漭^高的浸出率和浸出效率，如今得到快速發(fā)展和推廣[2]。某公司生產(chǎn)的多級(jí)連續(xù)逆流提取設(shè)備的配套裝置螺旋擠渣機(jī)，其主要作用是將設(shè)備處理過(guò)的物料殘?jiān)?jīng)過(guò)壓榨，使物料中的有效溶液回收，并將物料脫水以便再次利用。該螺旋擠渣機(jī)主要用于對(duì)檳榔、茶葉、煙絲、丹參，白芨等天然植物的殘?jiān)撍甗3]。該裝置主要由動(dòng)力裝置、擠壓螺旋、螺旋管、機(jī)架、進(jìn)料斗以及卸料斗等組成。其工作過(guò)程為: 植物殘?jiān)蛇M(jìn)料斗進(jìn)入螺旋管，在擠壓螺旋的作用下進(jìn)行壓榨，脫水后從出口排出[4]。

壓榨螺旋軸部件的結(jié)構(gòu)一般情況下都是依靠經(jīng)驗(yàn)進(jìn)行設(shè)計(jì)。主要是根據(jù)生產(chǎn)需要，參考同類(lèi)型產(chǎn)品的結(jié)構(gòu)尺寸，然后進(jìn)行手工強(qiáng)度校核，根據(jù)設(shè)備的實(shí)際工作中出現(xiàn)的問(wèn)題，對(duì)螺旋結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計(jì)[5]。研發(fā)過(guò)程相當(dāng)繁瑣漫長(zhǎng)，并且應(yīng)力應(yīng)變分析基本無(wú)法實(shí)現(xiàn)。本文以某公司生產(chǎn)的螺旋壓榨機(jī)為例，利用UG建立了壓榨螺旋的簡(jiǎn)化三維模型，并用有限元分析軟件ANSYS Workbench對(duì)壓榨螺旋進(jìn)行了變形、應(yīng)力計(jì)算，獲得了合理的分析結(jié)果[6]。這既為壓榨螺旋的進(jìn)一步優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了有力的理論基礎(chǔ)，又為螺旋擠渣機(jī)對(duì)農(nóng)業(yè)物料進(jìn)行正常的壓榨分離提供了保障。

1 螺旋擠渣機(jī)螺旋模型的建立

該壓榨螺旋采用變螺距方式，由6圈螺旋組成，從小端至大端螺旋間距依次為200 mm、190 mm、180 mm、170 mm、160 mm、150 mm。材料為45鋼。小端和大端螺旋軸直徑分別為180 mm和280 mm，螺旋葉片高度為100 mm。壓榨螺旋的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖1所示。

圖1 螺旋擠渣機(jī)螺旋模型

2 螺旋葉片的基本參數(shù)

該螺旋葉片齒形圖如圖2所示，螺旋齒推料面的傾斜角α為5°，螺旋背面的傾斜角為15°，螺旋齒頂寬度為12.82mm，齒高為59.5mm。

圖2 螺旋葉片齒形圖

3 螺旋的理論受力分析計(jì)算

該螺旋擠渣機(jī)在電機(jī)功率為4kW驅(qū)動(dòng)下，螺旋轉(zhuǎn)速達(dá)到20r/min，每小時(shí)植物殘?jiān)奶幚砹繛?.0t的工作情況下，其螺旋的受力情況如圖3所示。該機(jī)內(nèi)物料作用在螺旋軸上的法向力為Fn，將其分解為Fr和Fx，其中Fr為物料作用在螺旋軸上的徑向力，再將Fx進(jìn)行分解，得到物料作用在螺旋葉片上的軸向力Fa以及圓周力Ft。

圖3 螺旋的受力分析圖

由于本文所研究螺旋一共由6節(jié)螺旋組成，因采用變節(jié)距，所以各螺旋在其工作過(guò)程中的單位周向力、單位圓周力以及單位徑向力的大小是不同的。下面以第6節(jié)螺旋為例作如下分析。作用在螺旋軸上的圓周力Ft求解為：

(1)

設(shè)螺旋面上所收到的圓周力Pt，則

Pt=Ft·At

(2)

設(shè)作用在螺旋軸上的徑向力為Fr，則

Fr=Fnsinα=Fx/cosα=Ft/(sinβ·cosα)

(3)

設(shè)螺旋面上所受的徑向力為Pr，則

Pr=Fr·Ar

(4)

作用在螺旋軸上的軸向分力為Fa，則

Fa=Ft/tanβ

(5)

則螺旋面上收到的軸向力Pa為：

Pa=Fa·Aa

(6)

以上所有公式中，螺旋螺齒的推物料面的的傾角為α，并且≥0°～30°，背面的傾角為β，且≥15°～45°，At、Ar和Aa分別表示Ft、Fr以及Fa在螺旋面上的作用面積，f為摩擦系數(shù)。上式中，T為轉(zhuǎn)矩，T=9 549P1/n1(N·m)，其中P1為螺旋軸工作時(shí)所用功率，d1為螺軸的平均直徑，n1為螺旋軸工作時(shí)的轉(zhuǎn)速，實(shí)際中該螺旋壓榨機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)經(jīng)減速器傳到螺旋軸的傳動(dòng)效率為98%。

所以P1=P×98%=4×0.98=3.92kW。而該螺旋擠渣機(jī)螺旋的轉(zhuǎn)速n1=20r/min，帶入數(shù)值得可T=9 549P1/n1(N·m)=1 871.604N·m。本文螺旋軸為錐度為2.7的規(guī)則體，其小端直接和大端直徑分別為180mm和280mm，所以其平均直徑d1=(180+280)/2=230mm。螺旋其螺齒的推物料面傾角α為5°，背面的傾角β為15°。由此推導(dǎo)可以分別求出各節(jié)螺旋上的單位軸向力、單位圓周力和榨螺上的單位徑向力如表1所示。其中靠近螺旋小端葉片為第1節(jié)，靠近螺旋大端葉片為第6節(jié)。

表1 各壓榨螺旋受力分析結(jié)果

4 基于ANSYS Workbench的螺旋的力學(xué)分析

4.1 導(dǎo)入壓榨螺旋的實(shí)體模型并進(jìn)行網(wǎng)格劃分

此模型是使用三維繪圖軟件UG繪制，導(dǎo)入至ANSYS Workbench。設(shè)沿螺旋軸方向?yàn)閥軸方向，彈性模量E=2.09e5 MPa，泊松比μ=0.269以及密度為7 850kg/m3?？估瓘?qiáng)度為600MPa，屈服點(diǎn)為355MPa，選用solid187完成網(wǎng)格劃分，因模型長(zhǎng)度較大，因此網(wǎng)格大小選為20mm[7]。網(wǎng)格劃分后的圖形如圖4所示。

圖4 網(wǎng)格劃分后的螺旋圖

4.2 定義邊界條件

該螺旋擠渣機(jī)在實(shí)際工作中，螺旋在動(dòng)力源的帶動(dòng)下繞其軸做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，其兩端是固定在機(jī)架上的，需要在兩端面施加約束。如果把兩端面都施加全約束則約束剛度太大，結(jié)果會(huì)導(dǎo)致兩端面周?chē)鷳?yīng)力過(guò)大，同時(shí)兩端面是沿著螺旋軸做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的，模型在ANSYS Workbench軟件中對(duì)應(yīng)著繞著y軸做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，所以對(duì)螺旋兩端面施加除繞y軸旋轉(zhuǎn)約束以外的位置全約束。

4.3 施加載荷及后處理分析

螺旋結(jié)構(gòu)主要受到的外載荷分布在沿著進(jìn)料方向的螺旋螺紋側(cè)面即圓周力與軸向力以及螺旋底徑圓錐上的徑向力。根據(jù)該螺旋擠渣機(jī)在對(duì)初碾后的物料進(jìn)行壓榨取汁的過(guò)程所承受的單位圓周力、單位軸向力、單位徑向力進(jìn)行求解，分別施加在螺旋的相應(yīng)位置，利用ANSYS Workbench處理分析，知道螺旋的總用力云圖和x、y、z方向的受力云圖，如圖5-圖8所示。

圖5 螺旋總應(yīng)力云圖

圖6 螺旋x向應(yīng)力云圖

圖7 螺旋y向應(yīng)力云圖

圖8 螺旋z向應(yīng)力云圖

由圖5總應(yīng)力云圖可以看出，該螺旋的最小應(yīng)力為0.158 46 MPa，最大的應(yīng)力為377.67MPa。螺旋出口端的螺旋葉片根部存在著最大應(yīng)力，并且可以看出整個(gè)螺旋受到的應(yīng)力是隨螺旋線(xiàn)逐漸變化，螺旋葉片的側(cè)面承受著較大的壓力，原因在于螺旋葉片受到圓周力與軸向力的綜合作用再加上螺旋葉片根部存在倒角，使其產(chǎn)生應(yīng)力集中。從各應(yīng)力云圖可以看出，螺旋軸承受的應(yīng)力與螺旋葉片相比并不算大，原因在于螺旋壓榨機(jī)在工作進(jìn)行中，物料在螺旋擠渣腔內(nèi)沿螺旋出口方向移動(dòng)，其產(chǎn)生的應(yīng)力主要集中在螺旋葉片的表面，僅僅是多螺旋軸形成了轉(zhuǎn)矩和彎矩，但是該壓力實(shí)際上是對(duì)稱(chēng)地作用在螺旋葉片表面的，從而使得軸體上受到的壓力并不大，反而在葉片上作用著很大的壓力，這和以上各螺旋應(yīng)力與云圖所示是一致的。

而本文所用螺旋材料為45鋼，其材料的屈服強(qiáng)度為355MPa，此情況下的最大應(yīng)力值超過(guò)了屈服應(yīng)力，因此螺旋葉片會(huì)產(chǎn)生永久變形，造成螺旋壓榨機(jī)性能的不斷下降，最終縮短螺旋壓榨機(jī)的使用壽命[8]。

5 結(jié)語(yǔ)

經(jīng)過(guò)理論力學(xué)分析，螺旋葉片受到的載荷應(yīng)集中于螺旋軸和螺旋葉片的推料端一側(cè)。利用ANSYA Workbench進(jìn)行有限元分析，發(fā)現(xiàn)整個(gè)螺旋受到的應(yīng)力是隨著螺旋線(xiàn)逐漸變化的，螺旋在螺旋出口端的螺旋葉片根部存在著最大應(yīng)力，且螺旋葉片的側(cè)面承受著較大的壓力，螺旋軸相對(duì)來(lái)說(shuō)承受的應(yīng)力較小。因此在以后針對(duì)螺旋進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化時(shí)，應(yīng)設(shè)法減小最大端螺旋葉片所受應(yīng)力，增加螺旋葉片的強(qiáng)度。

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