大型高压隔膜泵

大型高压隔膜泵（共4篇）

大型高压隔膜泵 篇1

0.前言

大型高压隔膜泵作为能源化工行业中固-液两相流体输送的核心设备, 其总体结构主要由动力端、液力端、液压控制系统、电机减速机等关键部件组成。其中, 作为连接各个部装的双头螺柱, 在高压隔膜泵运行过程中主要承受较高的螺栓力载荷。该件的设计和制造不仅应严格参照紧固件相关标准, 还应结合隔膜泵的具体使用环境、工况条件和装配工艺流程等诸多因素。不仅要保证充足的装配和拆卸空间以便于各关键部件的装配, 还应使其满足结构强度的要求, 从而避免产生应力集中而导致双头螺柱在大型隔膜泵现场运行中发生疲劳断裂。本文采用大型有限元分析软件ANSYS对两种不同结构的双头螺柱进行强度分析, 并对分析结果进行评价。通过对比研究确定应力集中程度最小、应力分布最佳的结构形式。其分析手段与计算结论对压力容器类相关产品的设计研发具有较强的理论指导意义。

1.高强螺柱的强度分析

1.1几何模型与边界条件

双头螺柱为M64×4, 螺柱总长890mm, 性能等级为10.9级, 该螺柱有上下两段缩颈, 三维模型如图1所示。由于双头螺柱为对称结构, 为方便计算, 可对二分之一模型进行分析计算。利用三维建模软件建立双头螺柱的三维几何模型并以导入到有限元分析软件中。利用ANSYS专用前处理模块对三维几何模型进行区域离散化, 并对可能产生应力集中的圆角部位细化共划分单元7503个, 节点8029个。对螺柱底部施加位移约束, 顶部施加螺栓力, 载荷及约束如图2所示, 其中螺栓按照隔膜泵实际承压值加载, 预紧系数按1.8选取计算, 可得到每个螺栓受力为611051.8N。

1.2计算仿真结果

分析结果显示, 螺柱最大的轴向拉伸变形为1.2mm, 最大等效应力为410MPa。其中各段缩颈变形量详见表1, 其应力分布云图和变形分布云图分别如图3和图4所示。

为了更好地改进双头螺柱的变形及应力等参数, 现在螺柱长度、连接情况相同的基础上对其结构形式进行改进。并利用相同的网格规模与边界条件进行有限元分析, 在原结构双头螺柱的下端长缩颈处以两个较短缩颈代替, 三维模型如图5所示, 分析结果如图6所示与图7所示。

分析结果显示改进结构后的双头螺柱最大轴向拉伸变形为0.864mm, 最大等效应力为378MPa。其中各段缩颈变形量详见表2。

结论

本文利用有限元分析软件ANSYS对两种结构的大型隔膜泵双头螺柱进行强度分析, 并根据计算结果的对比, 可得出结论如下: (1) 两种结构的双头螺柱在相同工况下的最大应力均位于缩径位置处;最大变形均位于双头螺柱的受载端面。 (2) 两种双头螺柱的分析结果对比可知, 改进后的结构具有更好的应力分布和更小的应力集中, 因此具有更好的使用效果与安全保障。

摘要：双头螺柱作为隔膜泵动力端及液力端装配体中的主要连接零件, 对隔膜泵整机安全性与运行效率有着重要的影响。本文应用大型有限元分析软件ANSYS对两种不同结构的双头螺柱进行强度计算与分析, 经过对比得到满足强度要求的最优形貌结构, 其结论对大型高压隔膜泵的相关零部件设计研发具有较强的指导意义。

关键词：大型高压隔膜泵,高强双头螺柱,强度分析

参考文献

[1]《活塞式压缩机设计》编写组.活塞式压缩机设计[M].北京:机械工业出版社, 1974.

[2]郁永章.容积式压缩机[M].北京:机械工业出版社, 2000.

[3]成大先.机械设计手册[M].北京:化学工业出版社, 2002.

大型高压隔膜泵 篇2

大型高压隔膜泵作为流体介质输送的核心设备, 在矿山冶金、石油、化工等诸多领域均得到了广泛的应用。大型高压隔膜泵的液力端主要由活塞缸体、隔膜腔、进出口阀箱及活塞等关键零部件所组成。液力端活塞缸体与隔膜腔处于流体的高压交变载荷作用下, 极容易产生疲劳破坏。因此, 为确保高压隔膜泵在用户使用现场能够正常、稳定运行, 在液力端关键件的设计流程中应对其进行强度计算, 并参照计算结论对结构进行修订从而确定合理的几何结构。本文采用大型有限元分析软件ANSYS对高压隔膜泵液力端隔膜腔及腔体 (计算压力37MPa) 进行强度分析与校核, 得出最大应力与产生位置等相关参数。以此作为对结构进行改进的理论依据, 到优化结构、降低成本的目的, 分析计算结论对于隔膜泵液力端各部件的设计与研发均具有理论指导意义。

2 隔膜腔有限元分析

2.1 隔膜腔的几何模型与边界条件

几何建模采用三维几何建模软件Solid Works, 得到高压隔膜泵隔膜腔的三维几何模型图 (如图1所示) 。材质为锻钢, 具体机械性能如下:σs=345MPa, σb=590MPa, σ-1=215.05MPa。采用国际主流的大型有限元分析软件ANSYS对隔膜腔进行有限元强度分析计算, 并对其结构的机械强度进行计算与校核。

模型的前处理采用专用ANSYS内置前处理模块, 为使计算规模下降并提高计算求解的效率, 应对隔膜腔的几何模型细节部分做适当的简化处理, 选取1/4对称模型作为分析和研究的对象。具体边界条件如下:各对称表面加方向 (法线方向) 约束, 内部承压部分加载工作压力。边界条件详如图2所示。

2.2 隔膜腔的分析与校核

经ANSYS软件有限元分析计算, 得到了此大型高压隔膜泵隔膜腔在高压流体输送过程中的应力分布云图。如图3所示, 可知隔膜腔最大应力位于内腔相贯线位置, 最大应力值为162.7MPa, 圆角处应力值为93.4MPa。

根据分析结果对此结构隔膜腔的静强度和疲劳强度系数做强度评估与校核, 其具体经验公式如下:

静强度安全性系数:

疲劳强度安全性系数

上述式中各参数的具体含义如下:S表示机械零件的静强度安全系数;σs表示所使用材质的屈服强度;σmax表示所受最大应力值;Sa表示疲劳安全性系数;σ-1表示所用材料的疲劳极限;Kσ表示机械零件的应力集中系数;ε表示尺寸系数;β表示表面加工系数。

通过查询机械设计手册能够获得此件的应力集中系数值、尺寸系数值与表面加工系数值分别为1.2、0.9和0.86。将上述各参数代入经验公式, 通过计算可得隔膜腔的静强度安全系数和疲劳安全系数分别为3.5和2.8, 参照同类承压部件的安全系数值 (静强度安全系数应为2~3, 且疲劳安全系数应大于2.5) 。可知隔膜腔的结构能够满足强度要求。

3 高压隔膜泵活塞缸体强度分析

3.1 活塞缸体的几何模型与边界条件

大型高压隔膜泵液力端活塞缸体的三维几何模型如图4所示。材质为锻钢, 材料的机械性能参数具体如下:σs=345MPa, σb=590MPa, σ-1=215.05MPa。

对几何模型的细节部分做适当的简化处理并取整体模型作为研究对象。具体边界条件如下:各螺栓连接表面加方向 (法线方向) 约束, 内腔加载压力35MPa。边界条件如图5所示。

经ANSYS有限元分析计算, 可获得该大型隔膜泵活塞缸体的应力分布云图, 如图6所示。

根据图6所示的应力分布云图, 可知活塞缸体的最大应力位于内腔相贯线处, 相贯线位置应力值为155.1MPa, 圆角处应力值为92.8MPa。

采用与隔膜腔相同的强度评价体系可知该件能够满足强度要求。

结论

根据采用有限元分析软件ANSY对高压隔膜泵液力端隔膜腔与活塞缸体进行强度分析计算的结论表明:隔膜腔和腔体的最大应力均出现在相贯线位置处, 这与用户使用现场的损坏位置相一致。

参考文献

[1]凌学勤.DGMB、SGMB系列往复式隔膜泵在氧化铝工艺流程中的应用[J].有色设备, 2003 (02) .

[2]李大磊, 赵玉奇, 张志林.Solid Works高级功能与工程应用[D].北京:北京邮电大学出版社, 2008.

[3]马野, 袁志丹, 曹金凤.ADINA有限元经典实例分析[D].北京:机械工业出版社, 2012.

大型高压隔膜泵 篇3

关键词：隔膜泵,出料三通,结构优化

1 前言

大型三缸单隔膜泵作为煤化工行业水煤浆输送的核心设备, 其液力端主要由进出料阀箱、进出料管、隔膜室以及活塞缸等关键部件组成。其中, 出料三通作为位于隔膜泵出料端的大型铸件, 其两侧焊接于隔膜泵出料管上且内部承受料浆压力载荷, 受其影响该件为液力端主要易损件之一。设计出料三通关键在于改善三通内腔相贯线处的应力分布, 避免因过度的应力集中致三通在泵运行现场发生疲劳破坏。此外, 设计中还应充分考虑铸造件的成本因素, 这要求设计者在能够满足强度要求的前提下降低铸件的重量。本文采用大型有限元分析软件ANSYS对出料三通进行强度分析, 并对分析结果进行评价。通过对比分析确定符合强度设计要求并重量较轻的结构形式。其分析方法与结论对相关产品的设计与研发具有一定的理论指导意义。

2 隔膜泵液力端出料三通强度分析

2.1 几何模型与边界条件

三缸单作用隔膜泵液力端出料三通所处位置如图1所示, 由图1可知, 出料三通焊接于出料管之上并在其后端安装三通支架以保证其稳定性。出料三通上方与出料氮气包相连。在隔膜泵的现场运行过程中, 出料三通内部受输送料浆的较高的工作压力载荷作用。出料三通三维剖视结构如图2所示。

根据图2可知, 对三通强度产生影响的内腔结构主要表现为相贯线位置处的圆角值以及内腔扩张角 (图中为45°) 。由于出料三通为对称结构, 为降低计算规模, 可以对1/2模型进行分析计算。利用三维几何建模软件Solid Works建立液力端出料三通的几何模型并以.SAT的格式导入有限元分析软件ANSYS中。采用ANSYS前处理模块对几何模型进行网格划分, 对易产生应力集中的位置进行细化 (相贯线处圆角) , 共得到三维四面体单元20592个, 节点13826个。根据液力端三通在隔膜泵实际运行过程中实际工况的受载情况定义边界条件如下:在实际运行工况下, 压力载荷作用于出料三通内腔表面 (16MPa) , 在二分之一对称面施加对称方向约束, 螺纹孔内按实际力矩加载螺栓力。边界条件如图3所示。

2.2 计算仿真结果

通过提取ANSYS后处理结果得到该液力端三通的应力与变形分布云图分别如图4和图5所示。

由于此件为非标准铸件, 因此根据机械设计手册1-107可知其强度分析结果的评定通常由工作应力与许用应力之间的关系式来确定。工作应力σc与许用应力σp的一般关系为:σc≤σp, 其中工作应力即为分析所得的最大应力值, 许用应力则根据制造三通的材料属性以及零件的关键程度等因素来共同确定。三通的材质为铸造合金钢, 经计算其材料的许用应力为154.3MPa, 而有限元分析结果为73.9MPa, 因此根据分析结果可知, 该出料三通在设计上能够满足强度要求。

为达到降低重量从而减少生产成本的目的, 对出料三通的结构进行改造。将三通内腔扩张角由45°改为30°, 可将出料三通的重量减少30kg, 采用与上述内容相同的边界条件、网格规模对其进行强度分析可以得到减重后新结构出料三通的应力分布云图和变形分布云图, 分别如图6和图7所示。

为便于对结构进行评价, 将上述两种结构 (分别称之为原结构和新结构) 出料三通应力、变形的分析结果进行对比, 并将结果汇总见表1。

结论

本文利用 大型有限 元分析软 件ANSYS对两种结构的三缸单作用隔膜泵液力端出料三通进行强度分析, 并根据非标准件强度评定的相关准则对分析结果进行评价。综合对比计算结果, 得出结论如下:

(1) 通过对比可知, 两种结构的液力端出料三通在相同工况下的最大应力均位于三通与氮气包接触面附近的内腔相贯线位置, 且最大变形与最大应力所产生的位置基本相同。根据隔膜泵现场运行实际情况可知其结论真实可靠。

(2) 新结构与原结构相比, 降低了零件的重量, 减重可达20kg。但最大应力值变化明显, 从73.9MPa增至91.3MPa。最大变形的变化量不大, 仅从0 . 0 2 0 m m增至0.024mm。

(3) 根据机械设计手册中的材料属性推荐值以及应力评价体系对两种结构出料三通进行应力评定可知, 两者在高压力、大流量工况下皆能满足强度要求, 而对比而言新结构的重量更轻, 在批量化大规模生产的前提下采用新结构能够大幅降低制造企业生产成本, 提高经济效益。

参考文献

[1]《活塞式压缩机设计》编写组.活塞式压缩机设计[M].北京:机械工业出版社, 1974.

[2]郁永章.容积式压缩机[M].北京:机械工业出版社, 2000.

大型高压隔膜泵 篇4

隔膜泵作为固-液两相介质输送的核心设备, 在煤化工和石油化工等领域日益得到广泛的应用。隔膜泵动力端主要由曲轴、连杆、十字头和介杆等关键件组成。其中, 介杆与液力端的活塞杆通过卡箍连接, 保证动力端动力稳定输出到液力端, 从而保证隔膜泵的连续稳定运行。介杆与活塞杆在传递动力过程中受到持续的大吨位载荷, 有时会在其圆角处产生较大的应力集中, 导致在正常的工作条件下, 该处也极易达到屈服。为了设计既安全可靠又经济合理, 需对介杆与活塞杆进行应力分析并进行优化设计。

本文采用三维建模程序Solid Works和通用有限元分析程序ADINA, 采用命令流的方式实现了介杆与活塞杆的建模和分析的流程化, 并对介杆与活塞杆进行了减重优化设计。

2 介杆尺寸优化设计

介杆分析模型如图1所示, 介杆网格划分采用四节点四面体单元, 由于介杆法兰圆角和卡箍圆角具有应力集中, 对此处网格进行细划, 介杆材料的弹性模量为206GPa, 泊松比为0.3, 材料屈服极限为550MPa。

边界条件:介杆与活塞杆连接面施加75吨活塞力, 介杆法兰面与十字头连接面定义面面接触, 对十字头全约束, 有限元模型如图2所示。

介杆的应力和位移云图如图3所示

当介杆直径不断缩小, 介杆法兰根部圆角相应增大, 其他尺寸不变的情况下 (如图1) , 分析介杆的最大应力所在位置及最大应力值的变化。介杆的直径由160mm以2mm为步长缩短时, 不同直径介杆的最大应力如表1所示。

从表1中可以看出, 随着介杆直径不断缩小, 介杆的最大应力位置未发生变化 (圆角1) , 最大应力值不断增大, 当介杆的直径缩小到146mm时, 达到介杆的临界应力, 对应的安全系数为3.54。

3 活塞杆尺寸优化设计

活塞杆分析模型如图4所示, 活塞杆网格划分采用四节点四面体单元, 由于活塞杆圆角具有应力集中, 对此处网格进行细划, 活塞杆材料的弹性模量为206GPa, 泊松比为0.3, 材料屈服极限为550MPa。

边界条件:约束活塞杆与介杆的接触面, 在活塞杆与活塞接触面施加沿轴线方向的压力, 活塞杆有限元模型如图5所示。

活塞杆的应力和位移云图如图6所示。

在活塞杆直径不断缩小, 活塞杆圆角R1相应增大, 其他尺寸不变的情况下, 分析活塞杆的最大应力所在位置及最大应力值的变化。活塞杆的直径由160mm以2mm为步长缩短时, 不同直径活塞杆的最大应力如表2所示。

从表2中可以看出, 随着活塞杆直径不断缩小, 活塞杆的最大应力位置未发生变化 (圆角1) , 最大应力值不断增大, 当活塞杆的直径缩小到154mm时, 达到活塞杆的临界应力, 对应的安全系数为3.59, 应力达到了强度极限。

在优化活塞杆直径的基础上, 保持活塞杆直径150mm不变, 增大活塞杆圆角R2, 其他尺寸不变的情况下, 分析活塞杆的最大应力所在位置及最大应力值的变化。R2由10mm以2mm为步长增大时, 不同R2时活塞杆的最大应力如表3所示

从表3中可以看出, 保持活塞杆直径不变, 随着R2增大, 活塞杆的最大应力位置未发生变化 (圆角2) , 最大应力值不断减小, 当R2增大到14mm时, 活塞杆的强度合格, 对应的安全系数为3.63。

结语

由于同一台隔膜泵中介杆与活塞杆的直径尺寸应当是一致的, 为了保证介杆与活塞杆都满足强度使用要求, 根据以上计算的结果, 可对现有的介杆、活塞杆尺寸做如下修改:介杆、活塞杆的直径可同时缩小10mm;介杆法兰根部圆角由15mm变为20mm;活塞杆圆角R1由5mm变为10mm, R2由10mm变为15mm。这样既满足了介杆、活塞杆的强度使用要求, 而且降低了重量, 达到了降低成本的目的。

摘要：介杆和活塞杆是煤化工用大型隔膜泵动力端的关键部件之一, 介杆与活塞杆作为隔膜泵中连接动力端和液力端的关键部件, 在它们的设计过程中应根据隔膜泵动力端的实际工况对其进行应力分析与强度校核, 以确保隔膜泵动力端输出动力的稳定性。本文利用有限元分析软件ADINA对大型高压隔膜泵介杆与活塞杆进行应力分析。并在此基础上, 采用流程化方法对介杆与活塞杆进行优化设计, 即在保证其强度的基础上, 尽可能减小重量。本文采用三维建模程序SolidWorks和通用有限元分析程序ADINA, 采用命令流的方式实现了介杆与活塞杆的建模和分析的流程化, 并对介杆与活塞杆进行了减重优化设计。

关键词：隔膜泵,介杆,活塞杆,应力分析,优化

参考文献

[1]郁永章.容积式压缩机技术手册[M].北京:机械工业出版社, 2000.

[2]马野, 袁志丹, 曹金凤.ADINA有限元经典实例分析[M].北京:机械工业出版社, 2011.