基于ANSYS Wor kbench的立式離心機轉鼓動力學分析

劉建華，趙立宏，周其旺

（南華大學 機械工程學院，湖南 衡陽 421001）

0 引言

轉鼓是立式離心機的主要旋轉機構。目前國內大部分廠家主要采用近似公式對轉鼓進行設計與計算，對于大型轉鼓主要憑經驗公式設計，這使得設計方案具有較大的盲目性，也無法直接知道轉鼓的危險點及其應力分布狀態。

離心機是核燃料后處理過程中重要的組成部分，其大運量、高帶速和大分離因數對轉鼓的設計提出了新的要求。同時離心機主軸也是離心機的重要部件之一，一般離心機都是通過皮帶帶動主軸旋轉，從而帶動離心機轉鼓旋轉，離心機主軸與轉鼓是兩個不可分割的部分。離心機的主要材質有45鋼調質與40Cr兩種，每種離心機的主軸可能形狀大小不一，但是原理基本相同，主軸的加工精度一定要達到相關的標準才能保證離心機安全可靠。本文利用Solid Wor ks 2011軟件建立物理模型，選用ANSYS13.0進行網格劃分，對大型立式離心機的旋轉轉鼓進行動力學分析，找出受力薄弱環節，為進一步分析轉鼓的受力狀況、改進設計方法提供有效幫助。

1 轉鼓的有限元模型

1.1 建立轉鼓三維實體模型

本文以離心機轉鼓為研究對象，主要包括主軸和轉鼓，其主要尺寸參數如下：轉鼓內徑為Φ500 mm，外徑為Φ520 mm，寬度為525 mm，鼓殼厚度為10 mm。

對轉鼓進行建模時，為使有限元網格劃分與實體結構一致，在不影響結構動態特性的原則下，可對轉鼓內小尺寸的結構進行省略簡化處理。轉鼓部件三維實體模型見圖1。最后將其導入到了A WB中，節省了實體建模的工作量。

1.2 有限元模型的建立

將圖1所示的實體轉鼓導入到ANSYS Wor kbench中，分別設置轉鼓材料為HT200，彈性模量為1.48×1011Pa，泊松比為0.31；轉軸材料為0Cr18Ni9，彈性模量為2.04×1011Pa，屈服強度為2.05×108Pa，泊松比為0.285。

圖1 轉鼓三維實體模型

對轉鼓和主軸采用面網格劃分，并對模型體設置網格尺寸，單元尺寸分別為轉鼓25 mm、主軸20 mm，生成網格。在轉鼓的有限元模型中，得到16 612個單元、32 582個節點。在Mesh Metric中，Aspect Ration里最小值為1.221 3，最大值為168.8，平均值為3.006，標準偏差為4.508。轉鼓的有限元模型如圖2所示。

圖2 轉鼓的有限元模型

1.3 邊界約束設置

在實際工作中，轉鼓在電機驅動下做旋轉運動，由于主軸受到了兩對角接觸球軸承的約束，主軸與滾動軸承之間存在間隙，為減小摩擦，因此在此處裝填鋁制潤滑脂。由于載荷的存在，主軸在上、下軸瓦之間會發生相應的形變，而主軸外的內套筒則可以有效地防止主軸發生軸向竄動，進而保證轉鼓組件正常工作。

引起機器振動的原因是多方面的，其中主要包括電機轉子的剩余不平衡量、電機與驅動組件的聯接方式和減振器的設置等。根據動力學原理，主軸在一定轉速下運轉時會產生不平衡量，其中影響較大的是主軸的偏心量及撓度，而這兩者與主軸的制造精度、傳動軸的幾何尺寸和軸承的支承位置有關。該振源將直接造成徑向和軸向的振動，尤其是在徑向。由于轉鼓和電機始終存在不同程度的剩余不平衡量，這兩個不平衡量就是兩個振源。

本文對主軸上的2個滾動軸承施加圓柱面表面約束和轉矩約束，同時還對轉鼓添加了一個質量塊的約束。

2 觀察結果

2.1 插入位移值并求解

本文采用的是線性屈曲分析，尋找分歧點。求解結束后，觀察屈曲模態，轉鼓的前6階模態最大變形量見表1。

表1 轉鼓的前6階模態最大變形量

2.2 屈曲分析結果

進入后處理，查看結果。前6階模態振型圖和各階最大變形量的位置見圖3。

圖3 前6階模態振型圖和各階最大變形量的位置

3 結果分析

從圖3可知，大部分是以彎曲變形為主，并且發生彎曲變形最大的部位出現在軸頸和轉鼓外沿處（即轉鼓的折彎處）。一般而言，負載運轉主要是物料分布不均勻引起偏重而造成振動，通過調整加料方法，均勻布料即可；其次，可能由于轉鼓時間過長或遭受磕碰而引起變形，在使用過程中，轉鼓內形成的濾餅層的厚度就不可能均勻。可以預見，應力集中區域是最容易出現疲勞裂紋的。

4 結束語

利用三維建模軟件Solid Works和有限元分析軟件ANSYS相結合，對離心機的轉鼓進行線性屈曲分析，建立合適的模型，選取合理的單元，設置正確的邊界約束條件，進行有限元求解，得到的計算結果為隨后的優化設計提供了理論依據。

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