直线振动筛故障分析（精选5篇）
直线振动筛故障分析 篇1
0 引言
某公司生产LD320系列沥青混合料搅拌设备的振动筛分系统, 结构简图如图1所示, 由激振装置、筛箱和箱网减振弹簧等组成。激振装置两轴上的偏心质量和偏心距均相等, 并且以Y-Y轴线为对称, Y-Y轴线通过筛箱的质心。两轴作同步反向回转时, 每一瞬时两轴上偏心质量所产生的离心惯性力, 沿X-X方向的分力总是互相抵消, 而沿Y-Y方向的分力总是相互叠加, 这就形成了单一的Y-Y方向的简谐力。该力作用在筛箱上, 驱动筛箱作轨迹为直线的往复振动。
1.激振装置;2.筛箱;3.箱网;4.减振弹簧
该产品在使用过程中存在噪声大、激振器轴承部位温度过高、激振器漏油等诸多问题, 严重影响设备的可靠性和寿命。因此, 分析故障原因并进行结构优化是公司亟待解决的关键问题。文献[1]针对我国国产大型直线振动筛普遍存在的使用寿命短, 横梁易断裂的问题利用动态仿真的方法研究该振动筛的结构, 从动力学和运动学的角度出发, 对振动筛进行了分析和优化。文献[2]对3090型振动筛的断梁问题进行了动态特性分析及优化。文献[3]通过对振动筛结构损伤和未损伤两种情况下固有频率和振型的研究, 利用他们的改变量来确定损伤部位和损伤程度。这里首先对振动筛进行整机性能测试, 然后利用振动分析和模态分析方法进一步分析故障原因, 为振动筛故障诊断和优化设计提供重要依据。
1 整机性能测试
根据JB/T6389-2007对振动筛进行整机性能测试, 主要对振幅、筛箱横向摆动、振动频率、振动方向角、噪声以及轴承温升等进行了测试。
1.1 振幅的测试
根据JB/T4042-2008, 测点布置如图2所示, 共6个测点, 筛箱两侧板各3个。由于加速度传感器体积小, 而且频率范围和动态范围都比较宽, 这里选用BZ114-100三向压电式加速度计, 然后通过积分得到位移, 继而得到振幅。各测点振幅及对称点振幅比较如表1所示。
由表1可以看出, 对称点振幅最大差值为0.96mm, 参照JB/T6389-2007“筛箱对称点振幅差值不应超过0.5mm”, 不满足要求。
1.2 筛箱横向摆动测试
根据JB/T4042-2008, 共取4个测点, 均匀的分布在筛箱入料端和出料端宽度方向上, 入料端和出料端各取2个测点 (入料端1#和2#, 出料端3#和4#) 。仍用加速度传感器测得横向的加速度信号, 然后通过两次积分得到振幅, 即为横向摆动。各测点横向振幅如表2所示。
由表2可以看出, 横向摆动最大值为0.86mm, 参照JB/T6389-2007“横向摆不应大于1mm”, 满足要求。
1.3 振动频率测试
把振幅测试的信号利用北京东方所的DASP软件进行频谱分析, 图3为其中1#测点纵向加速度信号的幅值谱。
由图3可以看出工作频率为20Hz~20.0013Hz, 设计值为20Hz, 参照JB/T6389-2007“振动频率偏差不应超过规定值的2.5%”, 满足要求。
1.4 振动方向角测试
利用振幅测试的加速度信号, 通过两次积分分别得到竖直和水平方向的位移, 利用三角函数关系得到振动方向角。由各测点得到的振动方向角如表3所示。
由表3可以看出, 各测点方向角相差很大, 并且电机侧的方向角明显比非电机侧的要大。
1.5 噪声测试
根据JB/T4042-2008和GBT3768-1996的要求, 对振动筛噪声测试, 分为5个测点进行, 获得各测点的A计权等效声压级如表4所示。
由表4可以看出, 各测点声压级都超过85d B (A) , 不满足要求。
1.6 轴承部位最高温度和温升测试
据使用工人介绍, 在使用一段时间后, 激振装置部位轴承曾出现过发红状态, 参照JB/T6389-2007“轴承部位温升不应超过40℃, 最高温度不应超过75℃”, 不满足要求。
2 故障分析
为了进一步查找故障原因, 对振动筛分系统进行振动测试和模态分析。
2.1 振动分析
利用BZ114-100三向压电式加速度计拾取振动信号, 测点布置在两偏心轴安装轴承部位, 共4个测点。根据振动筛上各测点振动加速度的频谱图可以看出, 振动信号的频率成分主要有:2Hz、14Hz、18Hz、20Hz、31.5Hz, 图4为其中一测点三个方向的频谱图。其中2 Hz为支撑弹簧的固有频率, 20Hz为振动筛分系统的工作频率, 其中18Hz频率和工作频率20Hz有些接近。
2.2 模态分析
为了进一步确定其它频率成份, 进而查找故障原因, 对振动筛分系统的激振装置进行模态分析。
此激振装置巨大而且笨重, 采用单点激振时就不能提供足够的能量把我们感兴趣的模态激励出来[4], 另外, 在同一频率下可能有多个模态, 这样单点激振就不能把它们分离出来, 这里我们采用多点激励单点响应的方法。我们所关心的是实际工况条件下的模态, 测试时我们在支承条件下进行试验。本模态试验采用力锤激振, 利用加速度传感器BZ1104拾取响应信号, 利用DASP模态分析软件进行模态分析。激振点布置在激振装置两侧板上和偏心轴套管上, 其中沿套管轴线方向在水平方位和垂直方位均匀的分布5个激振点, 两侧板上的激振点分布如图5所示, 共38个激振点, 其中17#为拾振点。
通过D A S P模态分析软件, 利用复模态GLOBAL法得到模态参数, 第1阶模态频率和阻尼如表5所示, 第1阶固有频率为18.86Hz。
由表5可以看出, 振动测试时的18Hz频率成分该是激振装置的固有频率, 此固有频率与工作频率20Hz比较接近, 是故障产生的一个主要原因, 可以通过对激振装置的结构优化, 使其固有频率远离工作频率。
2.3 故障分析
通过振动分析结果和模态分析结果得知, 故障主要是由于激振装置引起的, 图6为激振装置结构示意图, 由两根激振轴、两组偏心轮、轴承及轴承座、每根激振轴外用套管通过法兰盘与侧板联接, 另有一加固横梁通过法兰盘与侧板联接。整个激振装置通过螺栓和振动筛箱联接。
1.侧板;2.法兰;3.套管;4.激振轴;5.加强梁;6.筛箱;7.带轮;8.偏心块;9.轴承
支撑侧板在整个结构中主要起到连接支撑、传递力矩的作用, 但是由于它自身的薄板结构 (厚度只有20mm) 及和与轴承座、内法兰座的安装关系 (螺栓同时连接3个部件) 使得在振动过程中产生各点振幅差异较大, 错动变形等问题。对于此问题, 可以考虑将轴承座与侧板铸成一体, 改变螺栓的连接方式, 增加螺栓联接比压, 提高螺栓联接的可靠性, 从而消除螺栓松动问题;并且铸件整体与套管连接, 能够在很大程度上改变套筒体强度过大使其他零部件屈服变形的状况;另外可以增加垂直方向上的刚度, 有效的解决错动变形问题。
对设计好的结构做动力学分析, 使其固有频率远离工作频率, 作者在文献[5]里进行了详细的阐述。
另外, 各测点的振幅和振动方向角差别比较大, 可以断定激振力没有通过振动筛质心。分析振动筛分系统的生产工艺, 主要原因是零部件的几何精度和装配精度达不到要求。支撑弹簧的刚度不一致也是其中原因。对于此问题, 对于影响激振力大小和方向的关键因素偏心块、偏心轴等, 不但要保证几何精度, 而且要保证安装精度如质心位置、安装偏心距等, 对弹簧刚度进行检测以进行分组装配, 并不断改时检测手段和装配工艺。
3 结论
针对振动筛分系统在运行过程中出现的问题, 对其进行了整机测试并进行故障分析, 结合其生产工艺, 得到以下结论:
1) 激振装置的固有频率与系统的工作频率太接近是振动筛故障的主要原因, 对于大型系统进行动力学分析和动态设计有非常重要的工程意义。
2) 激振装置的结构不合理也是振动筛故障的主要原因, 在结构的设计上没有考虑到连接件之间的相互关系, 致使系统运行性能降低。
3) 精度对于系统运行性能和可靠性有重要影响, 因此保证零部件的几何精度和装配精度是生产工艺要考虑的重要因素。
参考文献
[1]张红霞.大型直线振动筛动力学分析与研究[D].青岛科技大学, 2009.
[2]李朝峰, 孙伟, 李小彭, 等.振动筛分机械的动态特性分析及优化[J].机械设计, 25 (增刊) :272-275.
[3]王春花.振动筛结构损伤故障诊断[D].太原理工大学, 2006.
[4]李文英.大型振动筛动力学分析及动态设计[D].太原理工大学, 2004:59.
[5]赵华, 绳飘.振动筛激振器的有限元分析及结构改进[J].煤矿机械, 2012, 33 (05) :100-102.
直线振动筛故障分析 篇2
我院于2011年初购进的西门子ONCOR直线加速器属于速调管机型。此直线加速器结构复杂，涉及高频电磁场、微波技术、自动化控制、微电子技术等领域，且设备功率大、安全性要求高、连锁保护装置多，因此该直线加速器故障发生率较高，给日常工作带来极大的挑战。直流电源模块是直线加速器的重要组成部分之一，它的功能主要为设备安全检测、设备束流聚焦线圈（LENS）、束流控制线圈（STEER-ING）和束流优化部件供电。ONCOR直线加速器的直流电源模块位于射频驱动模块（RFDRIVER）上面，其主要功能是为直线加速器各个部分的通信和控制提供电压[1-2]，数值分别为±5、±12、±15和±24V。现将我院ONCOR直线加速器电源模块常见的数显故障判断、分析、维修过程及方法介绍如下，供同行参考。
1故障现象
正常启动ONCOR直线加速器后，发现所有通信的电源模块没有通电，操作控制台计算机显示屏显示为“63,75,76,77,78”。进入机房检查发现S34的±5、±12、±15和±24V直流电压源模块没有通电。
2故障分析
根据西门子公司提供的直线加速器维修手册以及相关维修经验，出现该现象的主要原因是部分模块没有供电电压而引起的多个连锁反应。
3故障排除
由于从直线加速器电源供电到变压模块这一部分没有电压输出，导致直线加速器的所有通信电源模块无电压。从流程图和对应的电路图可知，直线加速器S34模块上PS1的电压为±15V，PS2的电压为-5V，PS3的电压为+5V，PS4的电压为24V，均由S44电源模块的J3输出供电，利用这种反推思路结合对应的电路图逐步检查，查出故障所在。在操作控制台计算机上进入维修模式，根据报错的连锁代码提示信息，检查各项参数值，通过比较各项参数值来判断机器故障。首先，检查所有的电源开关是否都处于开启状态。其次，开机启动数字直线加速器，发现S34模块上所有指示灯都不亮。根据电路图及错误代码提示说明，S44电源模块的J3没有输出供电至S34模块。测量给S44电源模块供电的3个带变压器的电源S44G1、G2和G3输入端口，发现均有122V电压，测量输出端J3没有电压，说明S44电源模块的J3没有输出供电。分别检测3个带变压器的电源S44G1、G2和G3，发现S44G2没有电压输出，说明电源S44G2损坏。更换S44G2电源，重新测量S44G2，有电压输出，连接好S44电源模块上的输入/输出电源线。重新启动直线加速器，观察发现所有通信的电源模块及其他备件均已通电，调制器辅助连锁K2（AuxInter-lockK2）抽屉上所有的连锁指示灯显示红色，复位ONCOR直线加速器电源，AuxInterlockK2抽屉上所有的连锁指示灯都由红色变成绿色，直线加速器能正常开机启动，“63,75,76,77,78”报错代码消失，只显示83号连锁“WARMUP”（热机状态）。25min后83号连锁消失，说明直线加速器热机已通过，在治疗模式下选择6MVX线准备时，报17号连锁“STEERING”（束流控制电流）。进入维修模式，按“准备”按键发现实际电流值（STCI）为0mA，按“N”键翻页发现自检的电流值（STCCK）为63mA，这2个误差限值不在预设阈值±5%内。检查STEER-ING电源，发现其电源输入正常，无输出电压，说明变压器损坏。更换变压器，电压输出正常。按“准备”键，发现STCI为63mA，进入治疗模式，选6MVX线出束，直线加速器恢复正常。按此方法对其他各挡能量进行调节优化，保证其他各挡能量在进行治疗时直线加速器能正常运行。
4小结
通过以上故障可知，开机启动直线加速器后，发现所有通信的电源模块都没有通电，结合数字直线加速器操作控制台计算机显示屏显示“63,75,76,77,78”报错代码，说明电源供电出现故障。由此以供电电源的输入/输出端为检查目标，逐一排除所有与供电电源有关的故障，保证直线加速器得到及时维修。西门子ON－COR直线加速器属于高、精、尖及结构较复杂的医疗设备，每次维修都要进入到维修模式，然后根据原理说明、相关电路图和错误代码所提示的信息，结合西门子公司提供的维修资料进行分析与排查。作为医学物理师和设备维修工程师，除了按时完成设备的日常维护保养与检修之外，还必须要透彻理解设备的工作原理及各项性能，多积累相关维修经验，尽量借助西门子公司配有的维修说明、设备工作原理图和电路图来判断故障，遇到问题要多向负责维修西门子ONCOR直线加速器的工程师请教，以便当设备出现故障时能在最短时间内做出准确判断，快速地解决问题，保证设备正常运行[3]。
[参考文献]
大型直线振动筛静力学分析与研究 篇3
振动筛在煤炭的生产过程中起着至关重要的作用, 为了进一步提高生产效率, 振动筛正在向大型化、重型、超重型发展, 而要设计合理的大型化的振动筛必须经过精确的计算和不断的实验验证。但在现实中, 大型化设备的实验却存在以下两个方面的困难:1) 可操作性不强;2) 成本高。这严重制约了大、重型振动筛的发展。随着现代有限元技术的发展, 人们日益认识到利用有限元的方法对大型机械设备进行分析, 利用有限元的数值计算方法对真实的物理系统进行模拟计算, 为大型振动筛的设计提供了强有力的理论依据[1]。
本文主要利用大型有限元分析软件ANSYS对大型直线振动筛进行静力学分析, 通过分析可知:振动筛主要受到静载荷和动载荷两种力。静载荷为自身重力, 动载荷包括激振器产生的激振力、振动时的惯性力、弹簧的支撑力等。本文利用动静法来分析振动筛在停机和工作状态的应力分布来对其进行结构优化设计。
1 振动筛有限元分析
1.1 振动筛有限元模型的建立[2]
利用有限元进行分析计算的过程中, 模型的建立直接关系到计算结果的正确性和准确性。因此, 在对振动筛进行建模前, 应对振动筛的力学模型进行分析, 然后对力学模型进行简化。
振动筛主要是由振动筛框、激振器两大部分组成。振动筛框主要是由筛框侧板组成。侧板是由不同厚度的钢板焊接制成的。侧板与侧板之间通过不同截面形状的横梁连接。振动筛是在两组激振器的作用下做往复直线运动, 在本次的分析过程中把激振器看作点质量单元, 将其分别建立在4组偏心轮的旋转中心, 通过ANSYS的刚性区域命令把激振器的激振力, 通过点质量单元的方法传递到筛箱上。
1.2 材料特性的确定和单元类型的选择
大型直线振动筛主要材料是由Q235A组成, 其材料属性如表1所示。
本文为了提高运算效率, 对于振动筛的侧板单元选择壳单元Shell99。通过壳单元设置振动筛侧板的厚度。振动筛的各种横梁选用梁单元beam189。激振器的质量选用mass21点质量单元代替。弹簧选用弹簧阻尼单元combine14, 弹簧阻尼的质量在本次分析过程中暂不考虑。
1.3 网格划分
在有限元分析的过程中网格划分对计算结果的精确度起着至关重要的作用, 网格划分越密, 则计算结果越准确, 相应的计算时间会大大增加。本文通过综合的考虑, 在不影响计算结果又保证计算时间的前提下对振动筛进行网格划分。在结构容易产生应力集中的位置对网格进行细化, 对结构中不容易产生应力集中的位置对网格进行相应的粗划。振动筛网格划分效果如图2所示。
2 大型直线振动筛停机状态力学分析
当振动筛处于停机状态时, 其主要受到振动筛自身的重力。在ANSYS分析中施加重力载荷。
从图3中可以看出振动筛在停机状态下应力分布整体处于稳定状态且应力值分布于低应力值处。应力集中主要体现在筛箱箱体侧板和筛箱支撑横梁连接处, 在实际设计中振动筛此位置也确实是受力集中处, 说明该分析中采用的简化模型和单元类型符合振动筛实际受力状态。此时最大应力值为10.7 MPa。
从图4可以看出在振动筛停机状态下, 其位移量相对较小, 其位移最大值为1.98 mm。这对于大型直线振动筛来讲, 几乎可以忽略不计。
3 大型直线振动筛运行时的力学分析
大型直线振动筛工作时通过计算可知其激振力幅值为F=240 k N, 而振动筛与水平方向夹角为40°。则振动筛水平方向的激振力幅值为Fx=-183.8 k N, 振动筛垂直方向的激振力幅值为Fy=-154.3 k N。对振动筛进行有限元分析如下:从图5可以看出大型直线振动筛在运行时的应力分布整体比较稳定, 同停机时的应力特点基本一致。应力主要集中在筛箱箱体侧板和筛箱支撑横梁连接处。同时在筛箱箱体后挡板横梁处也出现了应力集中, 且应力值为65.5 MPa。Q235A的极限强度为σb=460 MPa, 则振动筛的许用应力为[σ]=σb/Kb=76.7 MPa, 其中Kb=6。许用应力[σ]大于最大应力。
振动筛正常运行时的位移分布如图6所示。
从图6可以看出当振动筛运行时其位移分布相对比较均匀且最大位移主要集中在振动筛筛箱上横梁和后挡板横梁两个位置, 最大位移为3.78 mm。
综合振动筛运行时的应力分布图和位移分布图可以看出, 在振动筛筛箱后横梁处出现应力集中和变形较大现象, 虽然振动筛的最大应力满足其材料的许用应力, 但是根据Q235A材料的疲劳特性可以看出:应力集中处容易使材料产生疲劳破坏[3]。这与现实使用过程中振动筛后挡板处经常断裂的现象一致。因此为了避免这种现象发生可以采用加强振动筛筛箱后横梁厚度的方法来提高振动筛筛箱的强度, 这里将后横梁厚度加厚2 mm。
4 结语
本文介绍了利用有限元分析软件ANSYS对大型直线型振动筛进行静力学分析与研究。主要分析了振动筛在停机状态下和工作状态下的应力和位移分布情况, 得出振动筛的最大应力集中和最大变形位于筛箱箱体侧板和筛箱支撑横梁连接处, 筛箱箱体后挡板横梁处。并将振动筛筛箱后横梁厚度加厚2mm, 分析得到其最大应力值降低幅度明显, 为后续振动筛的进一步设计奠定了基础。
摘要：利用有限元分析软件ANSYS对大型直线型振动筛进行静力学分析与研究。分析了振动筛在停机状态和工作状态下的应力和位移分布情况, 得出振动筛的最大应力集中和最大变形位于筛箱箱体侧板和筛箱支撑横梁连接处、筛箱箱体后挡板横梁处。并将振动筛箱后横梁厚度加厚2 mm, 分析得到其最大应力值降低幅度明显, 为后续振动筛的进一步设计奠定了基础。
关键词：振动筛,ANSYS,静力学,分析,应力和位移
参考文献
[1]宋书中, 周祖德, 胡业发.振动筛分机械发展概述及新型振动筛研究初探[J].矿山机械, 2006 (4) :73-75.
[2]王永岩.邰英楼.大型直线振动筛动态仿真的研究[J].计算力学学报, 2001, 18 (1) :94-98.
直线振动筛故障分析 篇4
1 横梁的选择
以筛箱宽度为3 000 mm的振动筛为例,所采用的是Φ273×10 mm的无缝钢管横梁[4],其两端法兰盘的结构如图1所示。在保证法兰盘尺寸及定位尺寸不变的情况下,还选择了H型横梁和方型横梁,其型号分别为: HW200×200×8×12 mm和200×200×10 mm,见图2和图3。
2 三维模型的建立
利用Solid Works软件按1∶1的比例分别建立三种横梁的三维模型( 见图4) ,为便于对比计算,省略横梁上的筋板和各倒角,并设定各横梁的材质均为结构钢,密度为7 850 kg/m3,泊松比为0. 3,弹性模量为2. 06×1011Pa,如图4所示。
3 有限元分析
假设各横梁均无内应力作用,利用三维软件Solid Works进行有限元分析,直接在横梁两端法兰的螺栓孔上施加固定约束,选择基于曲率的网格参数和良好的网格密度,进行网格划分,如图5所示。
振动筛实际工作时所产生的振动频率是相当有限的,对其性能影响较大的是其前几阶低频,利用Solid Works软件求解三种横梁的前5阶固有频率,如表1所示。
振动筛实际工作频率为14 ~ 16 Hz,为了避免横梁与筛机产生共振,横梁的固有频率应远离筛机的工作频率。根据JB /T 9022 - 2012振动筛设计规范,要求横梁的固有频率大于筛机振动圆频率的3倍。由表1知,各横梁的一阶固有频率分别为142. 92 Hz,86. 942 Hz,110. 44 Hz,虽然各横梁的固有频率均满足要求,不会发生共振现象,但是H型横梁的固有频率相对较低,最容易接近筛机的共振频率,所以,从共振角度考虑,优先选择横梁的顺序为圆管梁、方型横梁、H型横梁。
对应三种横梁的前5阶固有频率,再利用Solid Works软件分别求解对应的前5阶模式形状;为便于直观对比,设定其变形比例均为2,如图6、7、8所示。
图6、7、8中数据显示了三种横梁对应前5阶固有频率所产生的变形量大小,具体最大变形量见表2。
振动筛实际工作频率为14 ~ 16 Hz,经过计算可以得出振动筛在实际工作频率下,三种横梁所产生的最大变形量区间 ( 见表3) 。
直线筛振动过程中,横梁的变形量越大,对其自身损坏性越高,横梁一旦出现问题,将导致整个筛机无法正常工作。由表3数据分析可知,振动筛在正常工作时,将三种横梁各阶产生的变形量对比,圆管梁产生的变形量最小,H型横梁产生的变形量最大,所以,从变形量角度考虑,优先选择横梁的顺序为圆管梁、方型横梁、H型横梁。
4 横梁强度计算
横梁受力由动载( 惯性力) 和静载( 自重力) 组成,为计算方便,将附件( 筛面托架、筛面、紧固件等) 质量均匀地分配给各梁,然后将动载的最大值和静载合成作为外载均布在横梁上,即将横梁简化为受均匀载荷的简支梁,作静态计算。
横梁均布载荷:
式中: W1———梁及其附件重力( 包括物料重力) ,N;
Smax———梁的最大惯性力,N;
A———振幅,m;
ωj———振动圆频率,rad /s;
l———梁的长度,m。
据此,计算各横梁的均布载荷,见表4。
梁的弯曲应力:
式中: M———梁的弯矩,N/m;
Z———横梁截面模数,m3;
各梁的弯曲应力见表5。
根据JB /T 9022 - 2012振动筛设计规范:
式中:[σw]———梁的许用弯曲应力,Pa,取[σw] = 24. 5 MPa。
由上表可知,在保证定位尺寸不变的情况下,方型横梁的强度无法满足要求。
5 小 结
( 1) 通过Solid Works软件对三种横梁进行了有限元分析,得出三种横梁的固有频率都满足要求,振动过程中不会发生共振现象; 但H型横梁的固有频率较低,最容易接近筛机的共振频率。
( 2) 从振动筛在实际工作频率下横梁所产生变形量的角度出发,圆管梁所产生的变形量最小,其次为方型横梁,H型横梁变形最大。
( 3) 通过强度计算,得出三种横梁的弯曲应力,按照JB /T 9022 - 2012振动筛设计规范的规定,方型横梁强度无法满足要求。
综上所述,通过分析比较,在保证定位尺寸不变的情况下,综合考虑共振、变形量和强度等问题,择优首选圆管梁,其次可选变形量相对较大的H型横梁。
直线振动筛故障分析 篇5
钻井液振动筛是用于钻井泥浆净化系统一级固控设备, 以其结构简单、效率高、无污染等特点, 广泛应用于石油钻井、采矿、冶金等行业。振动筛筛箱在强大的交变激振力作用下很容易发生疲劳损坏。某厂生产的双层直线钻井液振动筛采用两层筛板分级筛分, 使得生产线能力大大提高。但该振动筛的筛箱结构复杂、参振质量较大, 需要选用较大功率的激振电机以达到设计要求, 不利于节能环保的设计要求。本文通过建立振动筛虚拟样机, 利用ANSYS Workbench对该双层筛筛箱进行动力学分析, 得到筛箱工作中动应力富裕的局部区域, 并通过对局部结构和激振电机进行轻量化设计和重校核, 减轻整机质量, 保证筛分性能, 提高整机动态性能。
2 双层直线振动筛的工作原理和轻量化设计路线
钻井液振动筛是根据筛面产生直线运动轨迹的振动理论设计而成的, 其力学模型如图1所示。两台电机中垂线与筛夹角成45°角, 两台激振电机同相位角反向转动, 其相互运动所产生激振动力, 在Y方向相互抵消, 激振力为零。而在Z方向上两台电机的激振力互相叠加, 从而带动整个上下筛箱沿Z轴方向的往复运动, 同时使筛网面上的泥浆沿Z轴方向被抛上, 然后自由落下时已向前移动, 这样不断地被抛上落下使泥浆向前运动, 泥浆液通过筛网漏入泥浆罐而泥浆中的大部分固体颗粒被筛出, 从而起到了泥浆液筛分作用。
双层直线钻井液振动筛筛箱结构如图2所示。上层筛网框为2片970mm×930mm, 总质量约为35kg。下层筛网框为3片700mm×1250mm, 总质量约为50kg。筛网框用塑料楔块紧固在上下底框上。两台激振力为38kN, 重量各为141kg的激振电机安装在电机板上, 在筛箱结构动力学分析中筛网框用质点单元和周期性变化的激振力代替激振电机。
该筛箱在实际工作中, 激振梁质量过大, 工作时曾造成激振梁与侧板连接处断开。侧板筋板布置冗余, 同时, 后挡板与侧板连接处出现裂缝, 工作时后挡板前后振动噪声大等。应对该筛箱轻量化设计, 去除冗余结构、降低参振质量, 减小电机功率和激振力。据此, 提出双层直线钻井液振动筛轻量化设计路线如图3所示。
振动筛筛箱是由Q235板材与45钢管材焊接而成。对于筛箱侧板、加强板和后挡板等板材采用壳单元划分, 并施加单元尺寸控制。若底框采用梁单元, 梁与板的交接处为点-面接触, 无法确切计算底框与侧板接触区域的应力分布。所以底框和激振梁均采用密集的体单元划分保证单元质量和计算精度。利用ANSYS Workbench划分单元如图4所示, 单元总数185732个, 节点343099个, 单元畸变率Skewness为0.34611, 单元质量良好。
本文选用固结接触 (Bonded) 来模拟筛箱焊接, 利用质量点单元模拟激振电机和上下筛框和筛网。利用弹簧单元来模拟振动筛中橡胶弹簧。参照《弹簧手册》橡胶弹簧纵横向刚度比1/5, 添加水平弱弹簧来模拟橡胶弹簧的横向刚度, 同时避免动力学分析中的刚体位移和计算不收敛。建立接触38对, 边界元15807个, 弹簧单元8个, 质量点单元5个。整机质量1053.2kg, 除去激振电机与筛网, 筛箱质量686.2kg。
3.1 筛箱的模态分析
在ANSYS Workbench中对筛箱的模态分析, 得到筛箱的前10阶固有频率如表1所示。
该钻井液振动筛的激振电机的工作转速为1400r/min, 故该筛型的工作频率为23.333Hz。由模态分析结果, 第5阶频率比较靠近工作频率f5=23.333Hz。共振发生的部位在激振梁与侧板连接处, 如图5所示。
3.2 谐响应分析
筛箱工作状态下动应力分析由谐响应分析得出。在工作频率23.333Hz下, 筛箱在0°相位角下, Z向的动应力和位移云图如图6、7所示。结果显示, 该筛箱在工作时, 大后挡板中间处有集中张合运动, 筛箱整体振幅在3.72~3.79mm, 筛箱整机应力不大, 在后挡板与侧板连接处有集中动应力34.262MPa。这主要是由于筛箱前部结构复杂、刚度较大, 后挡板位置相对刚度较小, 可对筛箱前部 (尤其是激振梁) 适当轻量化。
4 双层直线筛的轻量化设计
4.1 筛箱结构轻量化设计
按照模态分析和谐响应分析结果, 造成该筛箱质量较大的主要部位在激振梁、底框和外侧板加强筋上。对这些局部结构进行轻量化设计。
(1) 上下底框的原始设计为5mm钢管, 轻量化设计厚度减为4mm。
(2) 对外侧板加强筋数量从6个减为5个, 并根据激振梁附近振动较大区域布置加强筋位置, 如图8所示。
(3) 激振电机去除多余斜筋板, 激振梁直径按照钢管标准选择薄壁大直径钢管, 代入圆环截面抗弯公式计算选取, 使得轻量化设计激振梁质量轻、弯曲扭转刚性更好, 如图9所示。
4.2 激振电机的轻量化设计
参照该筛型原激振电机供应商产品手册, 对激振电机轻量化选择, 选择参数为35k N、111.2kg两台激振电机。轻量化设计筛箱质量及功率前后对比如表2所示。
4.3 轻量化设计验证
对轻量化设计的新筛箱参照3.1、3.2节进行动力学分析。所得新筛箱的模态结果、动应力及位移如表3所示。
/Hz
模态分析结果显示, 轻量化设计的筛箱第4阶、5阶频率均远离工作频率23.333Hz, 避免了工作状态下共振破坏。
对轻量化改进后的筛箱谐响应分析结果显示, 在工作频率23.333Hz下, 筛箱在0°相位角下, 最大动应力为4.9728MPa, 较原筛箱34.262MPa的集中应力下降85.5%, 整机应力趋于均匀。同时, 该筛箱在工作时, 振幅在3.6601~3.6873mm之间, 没有集中位移, 整机运动趋于平稳。
轻量化改进后的筛箱在工作时动应力趋向均匀, 后挡板附近没有集中张合运动, 整机的振幅变化不大, 相比原筛箱性能得以提高。
5 结语
(1) 模态分析表明, 该型振动筛的第5阶模态较为靠近工作频率, 应进行改进使其远离共振区, 提高设计的可靠性。谐响应分析结果表明, 振动筛筛箱结构动强度和动刚度都满足要求, 但应力分布不均, 应进行结构改进, 使应力分布趋于均匀。