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自动振打除灰装置冲击接触模型有限元分析

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  • 发布时间:2017-02-24
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由我校自主研发的机械振打器”已在湖北双环、广西柳化、河南开祥等国内十几家煤气化企业成功应用.机械振打器安装在煤气化炉水冷壁上并通过敲击水冷壁而起到除灰的作用.在实践中,活塞杆端面部分经常在预期寿命中损坏而导致机械振打器无法运作.通过研究活塞杆与撞击杆的接触模型,以期进-步提高机械振打器的使用寿命。

结构的弹性冲击是-个经典的问题,在工程实践中有重要的应用背景.诸德超等L1 将弹性碰撞问题纳入振动分析过程,使用已成熟的振动响应分析方法及程序,避免了时序法选择补偿的繁琐过程.张继业等L2 研究了具有-般边界条件的杆在刚体纵向冲击下的振动问题.孟卓等[3 通过计算分析了荷载大小不变,施加速率不同时直杆的动态响应.邢誉峰等[4 给出了-种考虑非线性HERTZ弹性接触变形的线性化方法和计算步骤。

关于机械振打器这种具有特殊边界条件 的杆的接触问题,尚鲜有报道.因此 ,本文对具有不 同接触模型的机械振打器活塞杆和撞击杆的冲击过程进行了模拟对比,找到了-种合 理的接触模 型,为机械振打器的优化提供了技术支持。

1 机械振打器的冲击模型1.1 几何模型活塞杆与撞击杆的纵向冲击模型如图 1所示.活塞杆以速度 冲击撞击杆,撞击杆长 z。,活塞杆长 z。,杆的横截圆面半径 r,杆的质量密度 P,弹性模量 E,泊松比 .撞击杆左端弹簧和右端弹簧的弹性系数分别为 k 和 k。,其中(忌 ,k。≠O),右端弹簧预压缩量为 z。。

图 1 振打器冲击部分简化模型Fig.1 The simplified model of impact part机械振打器相关几何参数如表 1所示。

表 1 振打器几何参数表Table 1 Geometric parameters of the Rapping Device m1.2 有 限元模型采用 ansys/ls-dyna进行有限元建模如图 2所示.其中,弹簧k 为 1个 COMBI165单元,含 2个节点,左 端 节 点 受 全 约 束;弹 簧 k 为 两 个COMBI165单元,含 4个节点,右端两个节点受全约束;撞击 杆为 14 908个 SOLIDI64单元,含9 931个节点;活塞杆为 15 579个 SOLID164单元,含 17 192个节点,其冲击速度为 10 m/s。

收稿 日期 :2012-12-II作者简介:喻九阳(1962-),男,湖北武汉人,教授,硕士.研究方向:振动冲击 、结构强度及强化传热84 武汉工程大学学报 第 35卷(:0MPNEN1、SSet 1 of l~ PA R"1、1(Elems)- PAR 1'2 (ElPms)J AR 1"3 (Elems)- PAR F4 (Elems)I图 2 振打器 冲击部分有 限元模型Fig.2 The finite element model of Rapping Device机械振打器相关物理参数如表 2所示。

表 2 振打器物理参数表Table 2 Physical parameters of the Rapping Devicek1/N·m k2/N 。m /m ·s- p/kg·m-。E/MPa10 10 10 8 000 2× l0 0.3I.3 计算结果及分析在实际工程应用 中,撞击杆 右端面和活塞杆左端面都是使用的圆形平面.值得注意的是:由于制造工艺和安装工艺的限制,撞击杆相对于活塞杆会出现 0~1。的轴向夹角 a,和 0~1 nlm的横向位移 s,即 0。≤a≤1。,0 mil≤s≤1 llm。

当 5-0 mm且 a-i o时,活塞杆左端面上的应力分布如 图 3所示。

4 I 699 I .242E09 .484E09 .727E09 .969E09. 1 21E09 .363E09 606E09 848E09 109El0I,S-DYNA I1 g,el input 应力值/Pa图 3 S-0 mm且 a-1 时活塞杆左端面上的应力分布Fig.3 The stress distribution on the left endsurface of piston rod when - Omm and a-1。

由图 3可以看出:端面边缘处出现严重的应力集中现象,最大应力值已达到 0.109×10 MPa,超过材料的许用应力。

当S-0 1TITI时,活塞杆左端面最大应力随撞击杆轴向夹角变化的曲线如图 4所示。

由图 4可以看出:随着撞击杆轴向夹角的增大,活塞杆左端面最大应力显著增大,且增大到0.6。~1。时的最大应力超过材料许用应力。

当a-0。时,活塞杆左端面的最大应力随撞击菩0.0 0.2 0.4 0.6 0.8 1 0轴向夹角 ,(。1图 4 s-0 mm 时活塞杆 左端面上的最大应 力曲线Fig.4 The maximum stress and axial anglecurve when S 0 mm注 :-- 0mm杆横向位移变化的曲线如图 5所示。

400:留350:兰1礴 3000.0 0.2 0.4 0.6 0.8 1.0轴向夹角s/mm图 5 O。时活塞杆左端面上的最大应力曲线Fig.5 The maximum stress and lateraldisplacement curve when a-0。

由图 5可 以看 出:随着撞击杆横 向位移的增大,活塞杆左端面最大应力增大不明显,且-直处于材料的许用应力范围之内。

对比图 3、图 4和图 5可 以得 出:导致活塞杆端面发生破坏现象的主要原因是撞击杆具有轴向夹角后引起 了局部应力集中[5]。

根据振打器的工作原理,为了使撞击杆具有较大的轴向冲击动能,且在撞击杆具有轴向夹角时,两杆接触时有更大接触面,可以保持撞击杆右端面为平面,而将活塞杆 左端 面改为球心在纵轴上的球面l6 。

2 机械振打器冲击优化模型2.1 几何优化模型活塞杆与撞击杆的纵向冲击优化模型如图 6所示.活塞杆以速度 冲击撞击杆,撞击杆长 z ,活塞杆长 z。,杆的横截圆面半径 r,质量密度 JD,弹性模量E,撞击杆左端弹簧和右边弹簧的弹性系数分别为 k 和 k ,其中(忌 ,k ≠O),右边弹簧预压缩量为z。,撞击杆的轴向夹角 a,撞击杆的横向位㈣v M 州第 1期 喻九阳,等:自动振打除灰装置冲击接触模型有限元分析 85移 S,活塞杆左端球面半径 R,相关几何参数同表 1。

图 6 振打 器冲击部 分优 化模型Fig.6 The modified model of impact part2.2 有限元优化模型这里采用 ansys/ls-dyna进行模拟计算如图 6所示.其中,弹簧 忌 为 1个 C0MBI165单元,含 2个节点,左 端节 点受全 约 束;弹簧 是 为两个COMBI165单元,含 4个节点,右端两个节点受全约束;撞击杆为6 664个 SOLID164单元,含 5 079个节点;活塞杆为 15 360个 SOLID164单元,含16 821个节点,其冲击速度为 10 m/s,相关物理参数同表 2。

1 ANSYSCOMPONEN3、SSet l 0f l- PAl rl (Elems)- PAR3、2 (Elems)- PART3 (Elems)- PART4 (Elems)II图 7 振打器冲击部分有 限元优化模型Fig.7 The modified finite element model ofRapping Device2.3 计算结果及分析当a-O。和 1。时,活塞杆左端面最大应力随球面半径变化的曲线如图8所示。

由图 8可 以看 出:1)球 面半径在 0.05~2 1TI之间时,同轴碰撞下 的活塞杆 左端面最大应力 随球面半径的增大而减小;撞击杆轴向夹角为 1。的非同轴碰撞下活塞杆左端面最大应力随球面半径的增大而减小.2)球 面半径在 2 m到无 限大之 间时,同轴碰撞下活塞杆左端面最大应力随球面半径的增大而减小;撞击杆轴向夹角为 1o的非同轴碰撞下活塞杆左端面最大应力随球 面半径的增 大而增大。

对比图 8和图 1可以看出:球面半径增加到2 m以上时,同轴碰撞下的活塞杆左端面最大应力已经无显著增大且与活塞杆左端面为平面时相差甚微.于是可以得出结论:将活塞杆左端球面的半径设定为 2 m最合适。

另外,值得注意的是撞击杆相对于活塞杆可目 皇 i型球面半径 rim图 8 -0。。lo时活塞杆左端面最大应 力曲线Fig.8 The maximum stress and spherical radiuscurve when -O。and 1o注 :- 口:O。;-1- l。

能同时具有轴向夹角和横向位移,但两者不可能同时达到最大值.为了确保以上结论的可靠性,可以假设撞击杆在具有最大轴向夹角的同时仍可以具有最大横向位移。

假定R2 1"1且a-1。.当撞击杆横向位移方向与撞击杆轴向夹角方向相同时,活塞杆左端面最大应力随撞击杆横向位移变化的曲线如图 9所示。

日R嘣图 9 撞击杆轴向夹角与横向位移同向时最大应力曲线Fig.9 The maximum stress and lateral displac-ement curve when the axial angle and thelateral displacement is in the same direction注:-- 轴向夹角与横向位移同向由图 9可以看出:撞击杆横向位移方向与撞击杆轴向夹角方 向相 同时 ,活塞杆左端面最大应力随撞击杆横向位移增大而轻微增大。

当撞击杆横向位移方向与撞击杆轴向夹角方向垂直.活塞杆左端 面最大应力随撞 击杆横 向位移变化的曲线如图 1O所示。

由图 1O可 以看出:撞击杆横 向位移方向与撞击杆轴向夹角方向相同时,活塞杆左端面最大应力随撞击杆横向位移增大而变化甚微。

结合图9和图1O可以得出结论:在球面半径为2 ITI时,即使撞击杆同时具有轴向夹角和横向位移,也不会导致活塞杆左端面出现明显应力集 中。

86 武汉工程大学学报 第 35卷500450400- - - - 0.0 O.2 0.4 0 6 0.8 1.0横向位移slmm图 1O 撞击杆轴向夹角与横向位移垂直时最大应 力曲线Fig.10 The IDaxirnum stress and lateral displacement curvewhen the axial angle and the lateral displacement is vertical注: 轴向夹角与横向位移方向垂点3 结 语a.现有机械振打器活塞杆接触端面损坏的主要原 因是 :活塞杆与具有轴 向夹角的撞 击杆发生非同轴碰撞,导致活塞杆端面局部应力集中超过允许范围。

b.将撞击杆和活塞杆的接触模型改为:撞击杆右端面仍使用圆平面,活塞杆左端面改为球心在纵轴上且球 面半径为 2 m 的球 面。改进后 的接触模型可以有效避免活塞杆端面出现过大应力集中,从而将机械振打器寿命延长到设计范围。

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