引言
離心機轉鼓是離心機的關鍵部件之一。一方面, 轉鼓的結構對離心機的用途、操作、生產能力和功率等均有決定性影響。另一方面, 轉鼓自身因高速旋轉(其工作轉速通常在每分鐘幾百轉至每分鐘幾萬轉之間) , 受到了離心力的作用, 在離心力作用下轉鼓體內會產生很大的工作應力, 一旦發生強度破壞, 必將產生極大的危害, 尤其是有時由于應力過高發生?#23849;裂? 常會引起嚴重人身傷害事故。同時, 對于高速旋轉的轉鼓而言, 轉鼓的剛度同樣非常重要。若轉鼓的剛度不足, 工作中轉鼓的幾何形狀將會發生明顯變化,輕則會出現轉鼓與機殼撞擊、摩擦, 損壞零部件; 重則同樣會引起轉鼓的爆裂, 甚至出現人身傷害事故。多年來, 由于轉鼓設計不當、轉鼓制造質量不高等原因導致重大事故的現象頻頻發生。這已引起了設計人員、制造廠家和使用部門的重視, 經常進行三足式離心機事故原因的診斷、分析與研究。因此, 對離心機轉鼓設計計算的分析研究也是十分必要的。
1 開孔轉鼓設計計算的依據[ 1 ]
轉鼓強度計算的傳統方法, 是在以旋轉薄殼無力矩理論為基礎, 并認為轉鼓是完全彈性體, 計算時能滿足小位移假設和直法線假設, 且轉鼓壁厚S 與轉鼓半徑R之比(S鯮 ) 小于011, 轉鼓高度H ≥215 R S的情況下導出的。在進行轉鼓應力計算時, 主要考慮了由轉鼓體自身質量、轉鼓內的篩網質量以及物料質量因高速旋轉所產生的離心力作用下的應力。
1.1 轉鼓旋轉時由自身質量引起的離心力所產生的周向應力
轉鼓旋轉時由自身質量引起的離心力所產生的周向應力為R1′:
R1′= 10- 9qQ0R 2X3。
式中: q 棗轉鼓體上開孔引起的密度減少系數, q=1-(Pd 2/4b1b2穝inA), 其中d、b1、b2、A為轉鼓上開孔的布置尺寸, 見圖1;
X 棗角速度;
Q0棗轉鼓體材料密度;
R 棗轉鼓內半徑。
1.2 轉鼓旋轉時由篩網質量引起的周向應力
轉鼓旋轉時由篩網質量引起的周向應為力R2″:
R2″= 10- 9X2QmR 2DsS Z。
式中: Qm 棗物料密度;
S 棗轉鼓的壁厚;
Z 棗加強箍系數, Z =1+ n1A/SH
, 其中, A 、n1、H 分別為加強箍的截面積、加強箍的數目、轉鼓的高度;Ds 棗 篩網的當量厚度, Ds=M s2PRH Qs
, 其中M s、Qs 為篩網的質量和篩網材料的密度。
1.3 轉鼓旋轉時由物料質量引起的離心力所產生的鼓壁周向應力
轉鼓旋轉時轉鼓內由物料質量引起的離心力所產生的鼓壁周向應力為R3
R3= 10- 9W2Qm (R 2- r20) R/2S Z。
式中: r0棗轉鼓內物料分布的最小半徑。
1.4 轉鼓的周向總應力
轉鼓的周向總應力為Rt:
Rt=R1′+ R2″+ R3/K。
式中: K 棗焊縫及開孔系數, K 為K 1、K 2、K 3 中的最小值, 或為K 2、K 3 中的最小值與K 1 的乘積, 其中K 1 為焊縫系數, K 2、K 3 為轉鼓壁開孔系數, K 2 =b1- d/b1, K 3 =V (b2- d )/b2, V 是與A有關的系數。
2 對轉鼓設計中存在問題的分析
2.1 轉鼓設計中強度計算的近似性
轉鼓設計中強度計算的近似性主要表現在以下幾方面:
(1) 強度計算的公式是以無力矩理論為基礎, 并按照薄壁壓力容器而推導出來的。這些計算公式的適應范圍只有在轉鼓體離開擋液板和轉鼓底適當遠的部位才是成立的[ 2 ]。如果用上述計算公式的計算結果作為轉鼓各部位強度計算的依據, 顯然存在著來源于計算公式的近似性。
(2) 轉鼓體上因有開孔, 不僅削弱了轉鼓體的強度, 同時在開孔處也引起了應力集中。在公式中靠引入幾個系數(如K 2、K 3、q 等) 來考慮應力集中等問題顯然也存在著計算過程的近似性。
(3) 轉鼓體與擋液板、轉鼓底的連接處應力集中現象比較嚴重, 而實際的計算方法中, 則是在初步結構設計的基礎上經過適當簡化后再進行二次強度計算, 不僅計算公式繁瑣, 而且因簡化計算模型, 其計算過程與結果本身也存在著近似性。
因此, 按目前采用的離心機開孔轉鼓設計計算方法設計的離心機轉鼓, 從宏觀上看, 往往偏于保守, 相關尺寸有較大富裕, 使得轉鼓質量增加, 既增加了轉鼓運行的能耗也造成了材料的浪費, 顯然是不經濟的;從微觀上看, 局部地方(如轉鼓體與擋液板、轉鼓底的連接處, 轉鼓體的開孔處) 的應力值往往得不到正確估計, 直接影響到轉鼓運行的安全性。在離心機發生的轉鼓破裂事故中, 出現在開孔處和邊緣處的比例很高。
2.2 轉鼓設計中的不全面性
2.2.1 缺乏基本剛度的要求[ 3 ]
離心機轉鼓壁厚計算公式來源于薄壁壓力容器設計規范, 即將轉鼓視為承受內壓的薄壁殼體, 以無力矩理論為依據校核轉鼓強度。但是, 現有的離心機轉鼓設計方法沒有考慮鼓壁的最小厚度, 而是把強度要求作為必要與充分條件, 這種作法實際上是欠妥當的。因為歷年來的壓力容器設計規范對容器最小壁厚都有所規定, 其根本目的是為保證容器有必須的剛度, 以避免其幾何形狀發生畸變(如截面失圓) , 因為一旦發生這種情況容器所承受的彎曲應力將大大超過了壁厚設計計算時作為依據的薄膜應力。這就說明轉鼓設計的強度條件是必要的, 而不一定是充分的。離心機轉鼓是一個高速旋轉的薄壁構件, 其所受到的空氣動力作用相當于處于狂風中的靜止薄殼, 處于隨機湍流流場中的結構件均將發生振動, 離心機轉鼓自然也不能例外。一旦激勵頻率與轉鼓固有頻率重合或接近, 轉鼓的幾何形狀將發生明顯變化, 其后果是可怕的。所以, 轉鼓設計時考慮剛度要求是很有必要的。設計時沒有考慮剛度要求也是離心機轉鼓發生爆裂事故的原因之一。筆者曾對SD800 型三足式離心機轉鼓的壁厚按剛度條件進行過計算, 結果表明按剛度條件計算出的壁厚大于按強度條件計算出的壁厚。這就說明了某些轉鼓從強度的角度分析并無不安全因素, 而實際工作中卻是常常發生安全事故的原因所在。
2.2.2 對加強箍的作用重視程度不夠
在轉鼓設計中, 為提高轉鼓的強度和剛度, 在轉鼓體的外部往往要設置加強箍, 但對加強箍的作用不夠重視。在設計計算公式中僅靠引入的加強箍系數Z來體現加強箍的作用, 而對加強箍的結構尺寸、加強箍與轉鼓體之間有無預應力的作用則無明確要求。從現行的轉鼓設計方法來看, 并未對轉鼓的具體尺寸和裝配時有無預應力作明確規定, 因此, 實際設計結構中, 出現了一些明顯不合理的現象。如從彎曲的角度考慮, 根據材料力學截面慣性矩的理論, 加強箍應設計成扁且寬狀的結構, 加強箍截面尺寸h 應大于a (如圖2 所示) 以求獲得大的截面慣性矩(ah3/12) , 從而降低實際的工作應力。但實際結構中卻出現了h= a= 2mm的不合理結構[ 4 ] , 這種結構尺寸沒有起到應有的加強作用, 形同虛設, 無疑是因設計要求上的不全面所致。實際中由此引起的破裂事故也較多。加強箍與轉鼓體的連接大都采用無預應力作用的焊接連接, 這種結構只有在轉鼓工作中出現了離心變形時才能起到加強作用, 屬于被動加強式加強箍。為了提高轉鼓承載能力,加強箍與轉鼓體的連接最好采用有預應力(有配合過盈量) 作用的連接結構, 這種結構在轉鼓工作中未出現離心變形時就能起到加強作用, 屬于主動加強式加強箍。
3 結論與建議
由上述分析可知, 目前采用的離心機開孔轉鼓設計計算方法確實存在著一定的近似性和不全面性, 這種設計計算中的近似性和不全面性也是導致離心機開孔轉鼓出現事故的重要原因。為此對離心機開孔轉鼓的設計計算還有待于廣大學者進行深入研究。為探求合理的設計計算方法, 我國從20 世紀80 年代起, 已開始將有限元技術用于離心機轉鼓的應力分析, 近20多年來我國許多學者和工程技術人員先后開展了有限元技術在轉鼓強度計算上的應用研究, 并取得了極有價值的成果[ 5 ]。他們通過實驗測試和有限元法計算, 把實驗轉鼓和工業轉鼓在不同工作情況下的實測值與有限元法計算值進行了反復的比較, 發現了二者能很好地吻合。從而進一步驗證了有限元技術在轉鼓強度計算上的可靠性。但如何將研究成果轉化為實用技術, 還有待于進一步研究。
