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1、卧螺离心机双锥角转鼓结构的有限元分析普通卧螺离心机设计时为了保证输渣,输渣段全部锥半角应在一定的角度范围内，而双锥角卧 螺离心机在液面下靠近液面处有一锥角变化点（如图1所示）使沉渣输出液池之后在平缓的坡 度上稳定移动，而在液池下采用大锥角是因为液池中离心力小，故回流力自然也小，因而沉渣 回流现象也很小1。由于第一锥段锥角大，使得第一锥段轴向距离变短，在离心机总长不变时, 第二锥段相应变长。故可以适当增大双锥角卧螺离心机液池深度，而不会使得转鼓的干燥距 离变短。同时液池深度的增大使得转鼓沉降面积增大根据生产能力与沉降速度及沉降面积 成正比，重力沉降速度不变，所以双锥角卧螺离心机生产能力也增加了。
2、閣J欣祉餡结构爪息闿Fig .1 Sketch for strucluit- of douFh tapered beach由于双锥角结构既能保证沉渣的顺利输送又比单锥角的传统结构有更高的生产能力故 对国内大型卧螺离心机进行结构改进。但是，离心机转鼓是高速回转部件，对强度有比较高的 要求，并且变形不能太大2。所以必须对改进后的双锥角转鼓进行强度和刚度的校核以防止 出现事故。各国离心机强度标准中只给出了转鼓筒体部分的薄膜应力3，而没有给出整个转鼓体的 详细应力，因此，在我国离心机转鼓强度标准中推荐用有限元法计算转鼓的应力4。本文利用 ANSYS有限元软件对mm卧螺离心机双锥角转鼓进行应力和变形的计
3、算与分析。12001有限元模型的建立1.1有限元几何模型由于转鼓在结构上是轴对称的，承受的载荷（离心力、物料反力）以 及约束也都是轴对称的，因此在不降低计算精度的基础上，将转鼓的轴对称模型简化为2D模 型。本分析采用4节点的轴对称单元Plane42,具体有限元模型如图2所示，转鼓内径1.2m， 壁厚0.22m，大锥角15，小锥角8，单元总数为1044,节点总数为1285。图2欣和能转鼓仃限尤模哩Fi* .2 Finii? t-? Hit-nt inodt- :i di u in wiMi讥CD专litp?ri?tl 勺亡:iEl1.2转鼓的载荷和约束1)载荷转鼓在工作过程中主要受以下两种载荷2
4、 自身质量引起的离心力高速回转下的转鼓，鼓体金属本身质量所产生的离心力在分析中以角速度的形式施加 于转鼓的有限元模型上。2 叶打 2 nx 900&一 “ 一 “ rad/ s - 94.3 rad/ s 物料的离心压力该力是物料在离心力作用下沿径向运动对转鼓壁形成的压力，方向垂直于转鼓内表面。 圆筒中的流体物料在高速回转下所产生的离心压力为：宀 一+“ 525 mV.(0.6 m)-.0. 407 MPa同样,锥段筒体壁上和转鼓大端盖的任意半径处的物料压力也用公式(1)进行计算，方向 垂直于作用处的内表面。严格来讲,转鼓还应有设备自重，但因转鼓具有很高的分离因数，即转鼓所受离心力远大于自身重
5、力，因此忽略了自重对转鼓强度和刚度的影响。2）约束转鼓的约束是根据具体结构确定的。因转鼓有限元模型为轴对称模型所以，在 转鼓的大小端盖中心线上施加对称约束,即约束UX和UZ;再在转鼓大端盖中心线最外侧一 点约束UY。2有限元计算与分析双锥角转鼓的静力分析主要是考察其强度和刚度问题即在一定的工作载荷下，考察它是 否有足够的强度和较小的径向和轴向变形。双锥角转鼓在工作过程中的径向和轴向变形如图 3和4所示。由图3和图4可知，双锥角转鼓的最大径向位移为0 118mm,最大轴向位移为-0 141mm。 显然，转鼓的最大轴向位移和最大径向位移都很小，满足刚度要求。本分析采用应力强度SINT来描述转鼓的应
6、力状态并与材料的设计应力强度Sm进 行比较。转鼓材料为0Cr19Ni9，其设计应力强度Sm=137MPa。校核时,对于沿壁厚方 向的平均应力强度,取其许用值为一倍的设计应力强度，即Sm；对于沿壁厚方向的最大应力 强度，由于包含有危害较小的弯曲应力部分，因此取其许用值为1 5倍的设计应力强度，即1 5S m5。图3収锥角转熾怡向变形云图Ilt 3dt-for iri；tl ion r;t m di u in-1鸟2-口3 -.；33-03-斗岂嘴 .4EO4-alifc-OS-2 1昇 TH ZN锂一皿图4収貳伯转蝕轴向变形云图Iitr .4-Axi；i dt-for malion Hi；里T：
7、im :i di u in with讣GuWi? l：ipi?r-i?d ?:iC双锥角转鼓在工作过程中的应力强度分布如图5所示。由图5可知，双锥角转鼓筒体上应力水平较低，其上最大值仅为72 9MPa,而转鼓最大应 力强度为109MPa ,出现在转鼓大端盖中心线最外侧的一点上。这与单锥角转鼓不同,单锥角 转鼓的最大应力出现在筒体上，其值仅为39MPa（见图6单锥角转鼓应力强度分布云图）。可 见，单锥角转鼓的受力状态好于双锥角转鼓的受力状态。但是由于双锥角转鼓的最大应力强 度也小于材料的许用应力1 5Sm,故双锥角转鼓强度是安全的。双锥角转鼓的最危险点不在 筒体上而在大端盖中心线外侧，这是由于大
8、锥角度数较大，当物料反力作用在第一锥段时，在 转鼓大端中心线处会产生较大的弯矩,使得该处应力最大,所以在设计时需充分考虑到该处的 材料及厚度的选用。3460(.强+CS35t4OS 30QE-KJQf froai+OB ”7加E咖 卑如母0,itW+QSl閣5収锥俏转如龙丿丿强度分布云圈STfi?ss diari in of 3 dru in wiT ji diiuSk TSpmtl Seac ji woi+ua 小蛀心翼 *oa 3071400 91+03301 K)B图6见锥角转ittKvJj强度分伟云图Eit! .6 Slitss diif Til m *a dru in wii却 wi
9、n酮士 *3”也吐、忙sc卸为进一步研究转鼓沿壁厚方向两个特殊截面的应力分布情况即SINT最大值截面和 转鼓柱锥过渡截面的应力分布情况，再进行如下路径操作。路径一:筒锥过渡截面,node 491node 591;MA：路径二:最值截面,node 1 node 70，路径操作位置如图7所示。閣7腹讥路址位胃小必閣Fi 呂.7 Ski?ic51 cf p：il 51 :il 1 51i? ce：lliG】l cf IliilK SI fi?SS图8和图9给出了 MEMBRANE,MEM+BEND,TOTAL应力强度沿路径一和 路径二的变化规律,m表示位移。斗 C-K35.12 19Mj67| 詔O
10、 0M 。聯 U2 1.76 ZJO圈R蹄栓-的应丿丿强度曲线Fi* .H Sircss curv of 尹釦 ii J图g幽能的屁丿丿强度曲线Fig .9 Stress cum of path 2由图8,9可知，路径一的膜应力为35 78MPa,路径二的膜应力为59 85MPa ,均小于材料 的许用应力Sm。计算还发现,转鼓只在离心力作用下最大应力强度(SMX)出现在直段筒体 上，值为30 IMPa。而只在物料反力作用下该点处的值为11 9MPa,表明转鼓筒体应力主要 是由离心力引起的。3结论本文建立了双锥角转鼓合理的二维有限元模型，对其正常工作状态下的强度和刚度进行 了校核，验证了改进后的结构是安全的。并且发现双锥角转鼓的最危险位置是大端盖中心线 最外侧，此处有较高的弯曲应力,所以在设计时需充分考虑到该处的材料及厚度的选用。
