徐 鵬,趙理志,吳建軍,丁 毅,田宇琦,詹 遠,侯天柱

(1.海裝沈陽局駐大連地區(qū)第一軍事代表室,遼寧 大連 116000) (2.中交煙臺環(huán)保疏浚有限公司,山東 煙臺 264000) (3.中交(天津)疏浚工程有限公司,天津 300451) (4.中國船舶集團有限公司第七一一研究所,上海 201108)

碟式分離機基于重力沉降槽發(fā)展而來,利用離心作用下混合液中具有不同密度,互不相溶的輕、重液相和固體具有不同沉降速度的原理,達到分離分層或使固體顆粒沉降的目的[1],具有結(jié)構(gòu)緊湊、分離效率高、自動化程度高、連續(xù)作業(yè)能力強的特點,在食品加工、醫(yī)藥工業(yè)、化學(xué)工業(yè)、石油工業(yè)等行業(yè)被廣泛地應(yīng)用[2-3]。

為實現(xiàn)大的分離因數(shù),碟式分離機常設(shè)計較高的工作轉(zhuǎn)速。當工作轉(zhuǎn)速高于轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的一階臨界轉(zhuǎn)速時,轉(zhuǎn)子系統(tǒng)為柔性轉(zhuǎn)子,其動力學(xué)特性對系統(tǒng)能否安全穩(wěn)定地工作至關(guān)重要[4-6]?，F(xiàn)有研究表明:當工作轉(zhuǎn)速接近臨界轉(zhuǎn)速時,系統(tǒng)容易產(chǎn)生共振,嚴重時可能引起系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的破壞。改變轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的支承條件,可直接影響系統(tǒng)的臨界轉(zhuǎn)速,同時也會對系統(tǒng)的不平衡響應(yīng)產(chǎn)生影響[7-10]。

碟式分離機的動力學(xué)特性與轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)參數(shù)直接相關(guān),本文利用DyRoBeS軟件建立某型碟式分離機的轉(zhuǎn)子系統(tǒng)模型,在此基礎(chǔ)上探究不同的結(jié)構(gòu)參數(shù)對碟式分離機動力學(xué)特性的影響,為碟式分離機的設(shè)計提供依據(jù)和參考。

1 計算模型

1.1 物理模型

簡化后的某型碟式分離機的高速轉(zhuǎn)子系統(tǒng)基本結(jié)構(gòu)尺寸如圖1所示。整體采用懸浮支承結(jié)構(gòu),上端由深溝球軸承支承,下端由雙列調(diào)心滾子軸承支承。深溝球軸承周圍均布有4個復(fù)合彈簧,即沿x向、y向在軸承兩端各布置一個復(fù)合彈簧,在工作過程中,復(fù)合彈簧與深溝球軸承之間始終有預(yù)壓力,不會脫離。調(diào)心滾子軸承上方有恒力作用,作用方向為x向或y向。轉(zhuǎn)鼓體內(nèi)充滿液體,視為一個整體,不考慮內(nèi)部液體的影響。主軸及轉(zhuǎn)鼓體材料均為雙相不銹鋼,牌號為00Cr22Ni5Mo3N。

圖1 碟式分離機轉(zhuǎn)子系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡化圖

1.2 DyRoBeS模型

在DyRoBeS中根據(jù)其建模規(guī)則,建立某型碟式分離機的高速轉(zhuǎn)子系統(tǒng)基礎(chǔ)模型,如圖2所示。上端深溝球軸承位于節(jié)點9處,下端調(diào)心滾子軸承位于節(jié)點3處,根據(jù)軸承的具體型號計算對應(yīng)軸承剛度,在一定的受力范圍內(nèi),非線性的滾動軸承剛度變化不大,可簡化軸承的剛度為定值。復(fù)合彈簧一端與節(jié)點9連接,另一端固定,設(shè)置復(fù)合彈簧剛度值。恒力作用于節(jié)點6處,不平衡力作用于節(jié)點13與節(jié)點15處。z向設(shè)置有重力加速度g。

圖2 碟式分離機轉(zhuǎn)子系統(tǒng)DyRoBeS模型

2 工況設(shè)置

本文著重研究碟式分離機動力學(xué)特性隨支承剛度、支承跨距、懸臂長度的變化規(guī)律,針對每一個結(jié)構(gòu)參數(shù)均設(shè)置有5個工況點,通過對計算結(jié)果的對比分析,了解相應(yīng)參數(shù)變化時動力學(xué)特性的變化趨勢。各工況設(shè)置的參數(shù)見表1。

表1 參數(shù)設(shè)置表

3 結(jié)果分析

本文探究的碟式分離機動力學(xué)特性主要包括3個方面,分別為軸系臨界轉(zhuǎn)速、軸系不平衡響應(yīng)以及軸系應(yīng)力。

轉(zhuǎn)鼓處的振幅大小直接關(guān)系到碟式分離機的性能,故選取轉(zhuǎn)鼓質(zhì)心處節(jié)點作為參考點,考察各參數(shù)變化對軸系不平衡響應(yīng)的影響。

根據(jù)DyRoBeS的仿真結(jié)果,碟式分離機軸系的主要模態(tài)彎曲應(yīng)力集中在上支承對應(yīng)節(jié)點處,而模態(tài)剪切應(yīng)力集中在下支承對應(yīng)節(jié)點處,選取對應(yīng)節(jié)點作為參考點,考察各參數(shù)變化對軸系應(yīng)力的影響。

3.1 支承剛度對動力學(xué)特性的影響

改變支承剛度,即改變復(fù)合彈簧的剛度,保持其余結(jié)構(gòu)參數(shù)不變,進行碟式分離機軸系臨界轉(zhuǎn)速、不平衡響應(yīng)及應(yīng)力的計算。

3.1.1支承剛度對軸系臨界轉(zhuǎn)速的影響

碟式分離機的上支承采用4個復(fù)合彈簧的撓性支承結(jié)構(gòu),降低了系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)剛度,不同支承剛度下,DyRoBeS模型計算的對應(yīng)一階臨界轉(zhuǎn)速如圖3所示?？梢钥闯?碟式分離機軸系的一階臨界轉(zhuǎn)速隨支承剛度的增加而增大。當復(fù)合彈簧剛度由3 086 000 N/m增加到5 000 000 N/m時,臨界轉(zhuǎn)速由1 244 r/min上升至1 540 r/min,上升幅度明顯。

圖3 支承剛度對臨界轉(zhuǎn)速的影響曲線 圖4 支承剛度對不平衡響應(yīng)的影響曲線 圖5 支承剛度對應(yīng)力的影響曲線

3.1.2支承剛度對軸系不平衡響應(yīng)的影響

不同支承剛度下,DyRoBeS模型計算的參考點處不平衡響應(yīng)結(jié)果如圖4所示?？梢钥闯?不同支承剛度對應(yīng)的響應(yīng)曲線均有一個明顯的峰值,其對應(yīng)轉(zhuǎn)速即為臨界轉(zhuǎn)速,圖4反映出的支承剛度對軸系一階臨界轉(zhuǎn)速的影響規(guī)律與前文一致。同時,隨著支承剛度的增加,軸系不平衡響應(yīng)的峰值也逐漸增大。

3.1.3支承剛度對軸系應(yīng)力的影響

不同支承剛度下,DyRoBeS模型計算的軸系應(yīng)力結(jié)果如圖5所示。可以看出,軸系的彎曲與剪切應(yīng)力均隨支承剛度的增加而增大,應(yīng)力總體水平較低,主要受到彎曲應(yīng)力的影響。

3.2 支承跨距對動力學(xué)特性的影響

改變兩支承間的距離,保持其余結(jié)構(gòu)參數(shù)不變,進行碟式分離機軸系臨界轉(zhuǎn)速、不平衡響應(yīng)及應(yīng)力的計算。

3.2.1支承跨距對軸系臨界轉(zhuǎn)速的影響

不同支承跨距下,DyRoBeS模型計算的對應(yīng)一階臨界轉(zhuǎn)速如圖6所示。可以看出,隨著支承跨距的增加,一階臨界轉(zhuǎn)速增大。碟式分離機轉(zhuǎn)子系統(tǒng)為懸臂結(jié)構(gòu),增加支承跨距,縮短了懸臂長度,軸系整體的剛度增加,引起臨界轉(zhuǎn)速的上升。

圖6 支承跨距對臨界轉(zhuǎn)速的影響曲線 圖7 支承跨距對不平衡響應(yīng)的影響曲線 圖8 支承跨距對應(yīng)力的影響曲線

3.2.2支承跨距對軸系不平衡響應(yīng)的影響

不同支承跨距下,DyRoBeS模型計算的參考點處不平衡響應(yīng)結(jié)果如圖7所示。可以看出,增加支承跨距,對應(yīng)不平衡響應(yīng)曲線的峰值向右移動,峰值也隨之降低,這是增加支承跨距使軸系整體剛度增大的結(jié)果。

3.2.3支承跨距對軸系應(yīng)力的影響

不同支承跨距下,DyRoBeS模型計算的軸系應(yīng)力結(jié)果如圖8所示?？梢钥闯?軸系應(yīng)力隨支承跨距的增加而增大,主要受彎曲應(yīng)力的影響,應(yīng)力總體水平較低。

3.3 懸臂長度對動力學(xué)特性的影響

改變轉(zhuǎn)子系統(tǒng)轉(zhuǎn)鼓體的懸臂長度,保持其余結(jié)構(gòu)參數(shù)不變,進行碟式分離機軸系臨界轉(zhuǎn)速、不平衡響應(yīng)及應(yīng)力的計算。

3.3.1懸臂長度對軸系臨界轉(zhuǎn)速的影響

不同懸臂長度下,DyRoBeS模型計算的對應(yīng)一階臨界轉(zhuǎn)速如圖9所示?？梢钥闯?隨著懸臂長度的增加,一階臨界轉(zhuǎn)速降低。分析可知,懸臂長度增加使軸系整體剛度減弱,導(dǎo)致一階臨界轉(zhuǎn)速降低[11]。

圖9 懸臂長度對臨界轉(zhuǎn)速的影響曲線 圖10 懸臂長度對不平衡響應(yīng)的影響曲線 圖11 懸臂長度對應(yīng)力的影響曲線

3.3.2懸臂長度對軸系不平衡響應(yīng)的影響

不同懸臂長度下,DyRoBeS模型計算的參考點處不平衡響應(yīng)結(jié)果如圖10所示?？梢钥闯?隨著懸臂長度的增加,軸系的不平衡響應(yīng)峰值向左移動,峰值也隨之增大,這與增加懸臂長度使軸系整體剛度降低造成的影響相吻合。

3.3.3懸臂長度對軸系應(yīng)力的影響

不同懸臂長度下,DyRoBeS模型計算的軸系應(yīng)力結(jié)果如圖11所示?？梢钥闯?軸系的應(yīng)力分布隨著懸臂長度的增加而增大,軸系的應(yīng)力主要為彎曲應(yīng)力,總體的應(yīng)力較小。

4 結(jié)論

本文以某型碟式分離機為對象,基于DyRoBeS建立其高速轉(zhuǎn)子系統(tǒng)分析模型,用控制變量法研究支承剛度、支承跨距、懸臂長度等結(jié)構(gòu)參數(shù)對碟式分離機動力學(xué)特性的影響,結(jié)論如下:

1)碟式分離機的一階臨界轉(zhuǎn)速隨支承剛度、支承跨距的增加而增大,隨懸臂長度的增加而減小。

2)碟式分離機的不平衡響應(yīng)峰值隨支承剛度、懸臂長度的增加而增大,隨支承跨距的增加而減小;峰值對應(yīng)轉(zhuǎn)速隨支承剛度、支承跨距的增加而升高,隨懸臂長度的增加而降低。

3)碟式分離機的軸系應(yīng)力隨支承剛度、支承跨距及懸臂長度的增加均呈現(xiàn)出增大的趨勢,但軸系整體的應(yīng)力水平較低。

在進行碟式分離機轉(zhuǎn)子系統(tǒng)設(shè)計時,可通過調(diào)整支承剛度、支承跨距及懸臂長度等參數(shù),得到合理的軸系臨界轉(zhuǎn)速、不平衡響應(yīng)和應(yīng)力。