引言
离心机转鼓是离心机的关键部件之一。一方面, 转鼓的结构对离心机的用途、操作、生产能力和功率等均有决定性影响。另一方面, 转鼓自身因高速旋转(其工作转速通常在每分钟几百转至每分钟几万转之间) , 受到了离心力的作用, 在离心力作用下转鼓体内会产生很大的工作应力, 一旦发生强度破坏, 必将产生极大的危害, 尤其是有时由于应力过高发生?#23849;裂? 常会引起严重人身伤害事故。同时, 对于高速旋转的转鼓而言, 转鼓的刚度同样非常重要。若转鼓的刚度不足, 工作中转鼓的几何形状将会发生明显变化,轻则会出现转鼓与机壳撞击、摩擦, 损坏零部件; 重则同样会引起转鼓的爆裂, 甚至出现人身伤害事故。多年来, 由于转鼓设计不当、转鼓制造质量不高等原因导致重大事故的现象频频发生。这已引起了设计人员、制造厂家和使用部门的重视, 经常进行三足式离心机事故原因的诊断、分析与研究。因此, 对离心机转鼓设计计算的分析研究也是十分必要的。
1 开孔转鼓设计计算的依据[ 1 ]
转鼓强度计算的传统方法, 是在以旋转薄壳无力矩理论为基础, 并认为转鼓是完全弹性体, 计算时能满足小位移假设和直法线假设, 且转鼓壁厚S 与转鼓半径R之比(S鯮 ) 小于011, 转鼓高度H ≥215 R S的情况下导出的。在进行转鼓应力计算时, 主要考虑了由转鼓体自身质量、转鼓内的筛网质量以及物料质量因高速旋转所产生的离心力作用下的应力。
1.1 转鼓旋转时由自身质量引起的离心力所产生的周向应力
转鼓旋转时由自身质量引起的离心力所产生的周向应力为R1′:
R1′= 10- 9qQ0R 2X3。
式中: q 棗转鼓体上开孔引起的密度减少系数, q=1-(Pd 2/4b1b2穝inA), 其中d、b1、b2、A为转鼓上开孔的布置尺寸, 见图1;
X 棗角速度;
Q0棗转鼓体材料密度;
R 棗转鼓内半径。
1.2 转鼓旋转时由筛网质量引起的周向应力
转鼓旋转时由筛网质量引起的周向应为力R2″:
R2″= 10- 9X2QmR 2DsS Z。
式中: Qm 棗物料密度;
S 棗转鼓的壁厚;
Z 棗加强箍系数, Z =1+ n1A/SH
, 其中, A 、n1、H 分别为加强箍的截面积、加强箍的数目、转鼓的高度;Ds 棗 筛网的当量厚度, Ds=M s2PRH Qs
, 其中M s、Qs 为筛网的质量和筛网材料的密度。
1.3 转鼓旋转时由物料质量引起的离心力所产生的鼓壁周向应力
转鼓旋转时转鼓内由物料质量引起的离心力所产生的鼓壁周向应力为R3
R3= 10- 9W2Qm (R 2- r20) R/2S Z。
式中: r0棗转鼓内物料分布的最小半径。
1.4 转鼓的周向总应力
转鼓的周向总应力为Rt:
Rt=R1′+ R2″+ R3/K。
式中: K 棗焊缝及开孔系数, K 为K 1、K 2、K 3 中的最小值, 或为K 2、K 3 中的最小值与K 1 的乘积, 其中K 1 为焊缝系数, K 2、K 3 为转鼓壁开孔系数, K 2 =b1- d/b1, K 3 =V (b2- d )/b2, V 是与A有关的系数。
2 对转鼓设计中存在问题的分析
2.1 转鼓设计中强度计算的近似性
转鼓设计中强度计算的近似性主要表现在以下几方面:
(1) 强度计算的公式是以无力矩理论为基础, 并按照薄壁压力容器而推导出来的。这些计算公式的适应范围只有在转鼓体离开挡液板和转鼓底适当远的部位才是成立的[ 2 ]。如果用上述计算公式的计算结果作为转鼓各部位强度计算的依据, 显然存在着来源于计算公式的近似性。
(2) 转鼓体上因有开孔, 不仅削弱了转鼓体的强度, 同时在开孔处也引起了应力集中。在公式中靠引入几个系数(如K 2、K 3、q 等) 来考虑应力集中等问题显然也存在着计算过程的近似性。
(3) 转鼓体与挡液板、转鼓底的连接处应力集中现象比较严重, 而实际的计算方法中, 则是在初步结构设计的基础上经过适当简化后再进行二次强度计算, 不仅计算公式繁琐, 而且因简化计算模型, 其计算过程与结果本身也存在着近似性。
因此, 按目前采用的离心机开孔转鼓设计计算方法设计的离心机转鼓, 从宏观上看, 往往偏于保守, 相关尺寸有较大富裕, 使得转鼓质量增加, 既增加了转鼓运行的能耗也造成了材料的浪费, 显然是不经济的;从微观上看, 局部地方(如转鼓体与挡液板、转鼓底的连接处, 转鼓体的开孔处) 的应力值往往得不到正确估计, 直接影响到转鼓运行的安全性。在离心机发生的转鼓破裂事故中, 出现在开孔处和边缘处的比例很高。
2.2 转鼓设计中的不全面性
2.2.1 缺乏基本刚度的要求[ 3 ]
离心机转鼓壁厚计算公式来源于薄壁压力容器设计规范, 即将转鼓视为承受内压的薄壁壳体, 以无力矩理论为依据校核转鼓强度。但是, 现有的离心机转鼓设计方法没有考虑鼓壁的最小厚度, 而是把强度要求作为必要与充分条件, 这种作法实际上是欠妥当的。因为历年来的压力容器设计规范对容器最小壁厚都有所规定, 其根本目的是为保证容器有必须的刚度, 以避免其几何形状发生畸变(如截面失圆) , 因为一旦发生这种情况容器所承受的弯曲应力将大大超过了壁厚设计计算时作为依据的薄膜应力。这就说明转鼓设计的强度条件是必要的, 而不一定是充分的。离心机转鼓是一个高速旋转的薄壁构件, 其所受到的空气动力作用相当于处于狂风中的静止薄壳, 处于随机湍流流场中的结构件均将发生振动, 离心机转鼓自然也不能例外。一旦激励频率与转鼓固有频率重合或接近, 转鼓的几何形状将发生明显变化, 其后果是可怕的。所以, 转鼓设计时考虑刚度要求是很有必要的。设计时没有考虑刚度要求也是离心机转鼓发生爆裂事故的原因之一。笔者曾对SD800 型三足式离心机转鼓的壁厚按刚度条件进行过计算, 结果表明按刚度条件计算出的壁厚大于按强度条件计算出的壁厚。这就说明了某些转鼓从强度的角度分析并无不安全因素, 而实际工作中却是常常发生安全事故的原因所在。
2.2.2 对加强箍的作用重视程度不够
在转鼓设计中, 为提高转鼓的强度和刚度, 在转鼓体的外部往往要设置加强箍, 但对加强箍的作用不够重视。在设计计算公式中仅靠引入的加强箍系数Z来体现加强箍的作用, 而对加强箍的结构尺寸、加强箍与转鼓体之间有无预应力的作用则无明确要求。从现行的转鼓设计方法来看, 并未对转鼓的具体尺寸和装配时有无预应力作明确规定, 因此, 实际设计结构中, 出现了一些明显不合理的现象。如从弯曲的角度考虑, 根据材料力学截面惯性矩的理论, 加强箍应设计成扁且宽状的结构, 加强箍截面尺寸h 应大于a (如图2 所示) 以求获得大的截面惯性矩(ah3/12) , 从而降低实际的工作应力。但实际结构中却出现了h= a= 2mm的不合理结构[ 4 ] , 这种结构尺寸没有起到应有的加强作用, 形同虚设, 无疑是因设计要求上的不全面所致。实际中由此引起的破裂事故也较多。加强箍与转鼓体的连接大都采用无预应力作用的焊接连接, 这种结构只有在转鼓工作中出现了离心变形时才能起到加强作用, 属于被动加强式加强箍。为了提高转鼓承载能力,加强箍与转鼓体的连接最好采用有预应力(有配合过盈量) 作用的连接结构, 这种结构在转鼓工作中未出现离心变形时就能起到加强作用, 属于主动加强式加强箍。
3 结论与建议
由上述分析可知, 目前采用的离心机开孔转鼓设计计算方法确实存在着一定的近似性和不全面性, 这种设计计算中的近似性和不全面性也是导致离心机开孔转鼓出现事故的重要原因。为此对离心机开孔转鼓的设计计算还有待于广大学者进行深入研究。为探求合理的设计计算方法, 我国从20 世纪80 年代起, 已开始将有限元技术用于离心机转鼓的应力分析, 近20多年来我国许多学者和工程技术人员先后开展了有限元技术在转鼓强度计算上的应用研究, 并取得了极有价值的成果[ 5 ]。他们通过实验测试和有限元法计算, 把实验转鼓和工业转鼓在不同工作情况下的实测值与有限元法计算值进行了反复的比较, 发现了二者能很好地吻合。从而进一步验证了有限元技术在转鼓强度计算上的可靠性。但如何将研究成果转化为实用技术, 还有待于进一步研究。
