自動振打除灰裝置沖擊接觸模型有限元分析

喻九陽，靖 靜，鄭小濤，彭常飛，葉 萌

（武漢工程大學機電工程學院，湖北 武漢 430074）

0 引 言

由我校自主研發(fā)的“機械振打器”已在湖北雙環(huán)、廣西柳化、河南開祥等國內十幾家煤氣化企業(yè)成功應用.機械振打器安裝在煤氣化爐水冷壁上并通過敲擊水冷壁而起到除灰的作用.在實踐中，活塞桿端面部分經(jīng)常在預期壽命中損壞而導致機械振打器無法運作.通過研究活塞桿與撞擊桿的接觸模型，以期進一步提高機械振打器的使用壽命.

結構的彈性沖擊是一個經(jīng)典的問題，在工程實踐中有重要的應用背景.諸德超等［1］將彈性碰撞問題納入振動分析過程，使用已成熟的振動響應分析方法及程序，避免了時序法選擇補償?shù)姆爆嵾^程.張繼業(yè)等［2］研究了具有一般邊界條件的桿在剛體縱向沖擊下的振動問題.孟卓等［3］通過計算分析了荷載大小不變，施加速率不同時直桿的動態(tài)響應.邢譽峰等［4］給出了一種考慮非線性HERTZ彈性接觸變形的線性化方法和計算步驟.關于機械振打器這種具有特殊邊界條件的桿的接觸問題，尚鮮有報道.因此，本文對具有不同接觸模型的機械振打器活塞桿和撞擊桿的沖擊過程進行了模擬對比，找到了一種合理的接觸模型，為機械振打器的優(yōu)化提供了技術支持.

1 機械振打器的沖擊模型

1.1 幾何模型

活塞桿與撞擊桿的縱向沖擊模型如圖1所示.活塞桿以速度v沖擊撞擊桿，撞擊桿長l1，活塞桿長l2，桿的橫截圓面半徑r，桿的質量密度ρ，彈性模量E，泊松比λ.撞擊桿左端彈簧和右端彈簧的彈性系數(shù)分別為k1和k2，其中（k1，k2≠0），右端彈簧預壓縮量為l0.

圖1 振打器沖擊部分簡化模型Fig.1 The simplified model of impact part

機械振打器相關幾何參數(shù)如表1所示.

表1 振打器幾何參數(shù)表Table 1 Geometric parameters of the Rapping Device m

1.2 有限元模型

采用ansys／ls－dyna進行有限元建模如圖2所示.其中，彈簧k1為1個COMBI165單元，含2個節(jié)點，左端節(jié)點受全約束；彈簧k2為兩個COMBI165單元，含4個節(jié)點，右端兩個節(jié)點受全約束；撞擊桿為14908個SOLID164單元，含9931個節(jié)點；活塞桿為15579個SOLID164單元，含17192個節(jié)點，其沖擊速度為10m／s.

圖2 振打器沖擊部分有限元模型Fig.2 The finite element model of Rapping Device

機械振打器相關物理參數(shù)如表2所示.

表2 振打器物理參數(shù)表Table 2 Physical parameters of the Rapping Device

1.3 計算結果及分析

在實際工程應用中，撞擊桿右端面和活塞桿左端面都是使用的圓形平面.值得注意的是：由于制造工藝和安裝工藝的限制，撞擊桿相對于活塞桿會出現(xiàn)0～1°的軸向夾角α，和0～1mm的橫向位移s，即0°≤α≤1°，0mm≤s≤1mm.

當s＝0mm且α＝1°時，活塞桿左端面上的應力分布如圖3所示.

圖3 s＝0mm且α＝1°時活塞桿左端面上的應力分布Fig.3 The stress distribution on the left end surface of piston rod when s＝0mm andα＝1°

由圖3可以看出：端面邊緣處出現(xiàn)嚴重的應力集中現(xiàn)象，最大應力值已達到0.109×104MPa，超過材料的許用應力.

當s＝0mm時，活塞桿左端面最大應力隨撞擊桿軸向夾角變化的曲線如圖4所示.

由圖4可以看出：隨著撞擊桿軸向夾角的增大，活塞桿左端面最大應力顯著增大，且增大到0.6°～1°時的最大應力超過材料許用應力.

當α＝0°時，活塞桿左端面的最大應力隨撞擊桿橫向位移變化的曲線如圖5所示.

圖4 s＝0mm時活塞桿左端面上的最大應力曲線Fig.4 The maximum stress and axial angle curve when s＝0mm

圖5 α＝0°時活塞桿左端面上的最大應力曲線Fig.5 The maximum stress and lateral displacement curve whenα＝0°

由圖5可以看出：隨著撞擊桿橫向位移的增大，活塞桿左端面最大應力增大不明顯，且一直處于材料的許用應力范圍之內.

對比圖3、圖4和圖5可以得出：導致活塞桿端面發(fā)生破壞現(xiàn)象的主要原因是撞擊桿具有軸向夾角后引起了局部應力集中［5］.

根據(jù)振打器的工作原理，為了使撞擊桿具有較大的軸向沖擊動能，且在撞擊桿具有軸向夾角時，兩桿接觸時有更大接觸面，可以保持撞擊桿右端面為平面，而將活塞桿左端面改為球心在縱軸上的球面［6－10］.

2 機械振打器沖擊優(yōu)化模型

2.1 幾何優(yōu)化模型

活塞桿與撞擊桿的縱向沖擊優(yōu)化模型如圖6所示.活塞桿以速度v沖擊撞擊桿，撞擊桿長l1，活塞桿長l2，桿的橫截圓面半徑r，質量密度ρ，彈性模量E，撞擊桿左端彈簧和右邊彈簧的彈性系數(shù)分別為k1和k2，其中（k1，k2≠0），右邊彈簧預壓縮量為l0，撞擊桿的軸向夾角α，撞擊桿的橫向位移s，活塞桿左端球面半徑R，相關幾何參數(shù)同表1.

圖6 振打器沖擊部分優(yōu)化模型Fig.6 The modified model of impact part

2.2 有限元優(yōu)化模型

這里采用ansys／ls－dyna進行模擬計算如圖6所示.其中，彈簧k1為1個COMBI165單元，含2個節(jié)點，左端節(jié)點受全約束；彈簧k2為兩個COMBI165單元，含4個節(jié)點，右端兩個節(jié)點受全約束；撞擊桿為6664個SOLID164單元，含5079個節(jié)點；活塞桿為15360個SOLID164單元，含16821個節(jié)點，其沖擊速度為10m／s，相關物理參數(shù)同表2.

圖7 振打器沖擊部分有限元優(yōu)化模型Fig.7 The modified finite element model of Rapping Device

2.3 計算結果及分析

當α＝0°和1°時，活塞桿左端面最大應力隨球面半徑變化的曲線如圖8所示.

由圖8可以看出：1）球面半徑在0.05～2m之間時，同軸碰撞下的活塞桿左端面最大應力隨球面半徑的增大而減小；撞擊桿軸向夾角為1°的非同軸碰撞下活塞桿左端面最大應力隨球面半徑的增大而減小.2）球面半徑在2m到無限大之間時，同軸碰撞下活塞桿左端面最大應力隨球面半徑的增大而減小；撞擊桿軸向夾角為1°的非同軸碰撞下活塞桿左端面最大應力隨球面半徑的增大而增大.

對比圖8和圖1可以看出：球面半徑增加到2m以上時，同軸碰撞下的活塞桿左端面最大應力已經(jīng)無顯著增大且與活塞桿左端面為平面時相差甚微.于是可以得出結論：將活塞桿左端球面的半徑設定為2m最合適.

圖8 α＝0°，1°時活塞桿左端面最大應力曲線Fig.8 The maximum stress and spherical radius curve whenα＝0°and 1°

另外，值得注意的是撞擊桿相對于活塞桿可能同時具有軸向夾角和橫向位移，但兩者不可能同時達到最大值.為了確保以上結論的可靠性，可以假設撞擊桿在具有最大軸向夾角的同時仍可以具有最大橫向位移.

假定R＝2m且α＝1°.當撞擊桿橫向位移方向與撞擊桿軸向夾角方向相同時，活塞桿左端面最大應力隨撞擊桿橫向位移變化的曲線如圖9所示.

圖9 撞擊桿軸向夾角與橫向位移同向時最大應力曲線Fig.9 The maximum stress and lateral displacement curve when the axial angle and the lateral displacement is in the same direction

由圖9可以看出：撞擊桿橫向位移方向與撞擊桿軸向夾角方向相同時，活塞桿左端面最大應力隨撞擊桿橫向位移增大而輕微增大.

當撞擊桿橫向位移方向與撞擊桿軸向夾角方向垂直.活塞桿左端面最大應力隨撞擊桿橫向位移變化的曲線如圖10所示.

由圖10可以看出：撞擊桿橫向位移方向與撞擊桿軸向夾角方向相同時，活塞桿左端面最大應力隨撞擊桿橫向位移增大而變化甚微.

結合圖9和圖10可以得出結論：在球面半徑為2m時，即使撞擊桿同時具有軸向夾角和橫向位移，也不會導致活塞桿左端面出現(xiàn)明顯應力集中.

圖10 撞擊桿軸向夾角與橫向位移垂直時最大應力曲線Fig.10 The maximum stress and lateral displacement curve when the axial angle and the lateral displacement is vertical

3 結 語

a.現(xiàn)有機械振打器活塞桿接觸端面損壞的主要原因是：活塞桿與具有軸向夾角的撞擊桿發(fā)生非同軸碰撞，導致活塞桿端面局部應力集中超過允許范圍.

b.將撞擊桿和活塞桿的接觸模型改為：撞擊桿右端面仍使用圓平面，活塞桿左端面改為球心在縱軸上且球面半徑為2m的球面.改進后的接觸模型可以有效避免活塞桿端面出現(xiàn)過大應力集中，從而將機械振打器壽命延長到設計范圍.

［1］諸德超，刑譽峰.點彈性碰撞問題之解析解［J］.力學學報，1996，28（1）：99－103.

［2］張繼業(yè)，曾京，舒仲周.桿的縱向沖擊振動［J］.振動與沖擊，1999，18（3）：57－61.

［3］孟卓，孫秦.數(shù)值模擬軸向沖擊下直桿的動態(tài)響應［J］.航空計算技術，2009，39（4）：27－30.

［4］邢譽峰，諸德超.兩桿縱向非線性彈性碰撞的瞬間響應［J］.北京航空航天大學學報，1998，24（1）：39－42.

［5］王成剛，王小雨.基于有限元活塞桿應力集中的研究［J］.武漢工程大學學報，2011，33（11）：89－95.

［6］邢譽峰，諸德超.用模態(tài)法識別結構彈性沖擊載荷的可行性［J］.力學學報，1995，2（5）：560－566.

［7］喻九陽，高九陽.機械振打器不同往復密封結構功率損耗的分析［J］.潤滑與密封，2011（4）：69－71.

［8］胡中功，王永建，喻九陽.煤氣化裝置振打除灰系統(tǒng)的PLC控制［J］.武漢工程大學學報，2005，27（7）：73－75.

［9］鄭小濤，喻九陽.最佳自增強下厚壁圓筒表面軸向裂紋研究［J］.核動力工程，2008（12）：47－57.

［10］高九陽，喻九陽，王成剛，等.溝槽對O形圈密封結構性能的影響［J］.武漢工程大學學報，2010，32（7）：78－80.