瀝青攪拌設(shè)備振動篩接料斗局部破壞的原因

王新亞,蔣文志,劉云飛,高　陽,呂興坤

(長安大學(xué)道路施工技術(shù)與裝備教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,陜西西安　710064)

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瀝青攪拌設(shè)備振動篩接料斗局部破壞的原因

王新亞,蔣文志,劉云飛,高陽,呂興坤

(長安大學(xué)道路施工技術(shù)與裝備教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,陜西西安710064)

摘要：針對某直線型振動篩的接料斗出現(xiàn)局部破壞的問題，在分析其斷裂原因的基礎(chǔ)上，利用ANSYS Workbench軟件，結(jié)合實(shí)際試驗(yàn)所得數(shù)據(jù)對接料斗結(jié)構(gòu)進(jìn)行力學(xué)分析和疲勞分析，得到振動篩接料斗的模態(tài)頻率和工作時接料斗內(nèi)部的應(yīng)力分布情況，確定疲勞破壞是振動篩接料斗破壞的根本原因。

關(guān)鍵詞：振動篩；接料斗；動力學(xué)分析；疲勞分析

直線型振動篩的結(jié)構(gòu)簡單、篩分效率高、可靠性良好，在間歇式瀝青攪拌設(shè)備上得到了較為廣泛的應(yīng)用，其主要是利用不同孔徑的各層篩網(wǎng)，將混合骨料按照所需粒度重新分離，用于拌合前進(jìn)行計量稱重，從而生產(chǎn)出級配合格的瀝青混合料[1]。目前常見的瀝青攪拌設(shè)備用振動篩主要是由激振器、側(cè)板、接料斗、支撐橫梁、預(yù)緊橫梁和篩網(wǎng)等組成，其中接料斗的主要作用是承接來自傳送帶的混合骨料、將混合骨料進(jìn)行初步分散、間接減弱骨料對篩網(wǎng)的沖擊力、將混合骨料送到第一層篩網(wǎng)進(jìn)行篩分。

某瀝青攪拌設(shè)備振動篩在使用過程中，接料斗經(jīng)常出現(xiàn)局部裂痕，直接影響整套設(shè)備的正常使用。現(xiàn)有研究成果中還沒有對瀝青攪拌設(shè)備用振動篩的接料斗進(jìn)行力學(xué)分析和破壞原因分析。本文在分析接料斗產(chǎn)生裂痕原因的基礎(chǔ)上，利用ANSYS Workbench軟件建立該接料斗有限元模型、并進(jìn)行力學(xué)仿真分析及疲勞分析，在得出接料斗內(nèi)部的應(yīng)力分布情況和各階模態(tài)頻率和振型特征的前提下，利用瞬態(tài)動力學(xué)分析、諧響應(yīng)分析和疲勞分析最終確定接料斗斷裂破壞的真實(shí)原因。

1斷裂原因

1.1受力分析

振動篩接料斗位于振動篩入料端，兩側(cè)的端板與振動篩篩箱側(cè)板鉚接在一起，承受來自輸送帶上混合骨料的沖擊。接料斗的受力可假設(shè)為來自輸送帶上骨料連續(xù)的瞬態(tài)沖擊力和由于振動篩工作時產(chǎn)生的慣性力(即骨料做平拋運(yùn)動帶來的沖擊力和振動篩帶料工作時的慣性力)的合力[2]。

1)沖擊力

振動篩平均生產(chǎn)率為450 t/h，即進(jìn)料斗接收外來料的能力約為125.13 kg/s，采用連續(xù)介質(zhì)的力學(xué)方法，不考慮散粒群體中每個顆粒的運(yùn)動過程、相互作用及其對整體運(yùn)動的影響，即把散裝物料顆粒群體作為一個整體來考慮[3]。在連續(xù)沖擊的情況下，混合物料對料斗的平均沖擊力

F=QΔv,

式中：Q為連續(xù)介質(zhì)的流量，kg/s；Δv為連續(xù)介質(zhì)的速度變化量，m/s。

現(xiàn)場測得輸送帶帶速為1.5 m/s，可認(rèn)為粒料群離開輸送帶的平均初始速度為v0=1.5 m/s ，進(jìn)入振動篩之前作近似平拋運(yùn)動，根據(jù)動能定理，理想狀態(tài)下粒料群接觸到料斗的初始速度

式中：g為重力加速度；h為輸送帶與料斗的高度差。

計算得極限情況下瞬態(tài)最大沖擊力為1 kN(當(dāng)料群按原速度彈起時)。

2)慣性力

根據(jù)篩分原理[4]，振動篩篩分時由激振器產(chǎn)生的激振力帶動整機(jī)振動篩分物料，振動篩接料斗在承受沖擊載荷的同時也承受激振器引起的慣性力。現(xiàn)場測試接料斗附近測點(diǎn)的加速度波形和頻譜如圖1所示(測試所用儀器為DEWE-2010型數(shù)據(jù)采集儀和加速度傳感器，其中x、z分別為篩體縱向水平方向和鉛垂方向)。

a) 測點(diǎn)在x方向上加速度波形圖　　　　　　　　　　　　　　b) 測點(diǎn)在x方向上加速度頻譜圖

c) 測點(diǎn)在z方向上加速度波形圖　　　　　　　　　　　　　d) 測點(diǎn)在z方向上加速度頻譜圖圖1　接料斗附近測點(diǎn)的加速度波形圖和頻譜圖

由圖1可知：加速度峰值沿x方向?yàn)?9.8 m/s2，沿z方向?yàn)?4.7 m/s2，工作頻率為17.09 Hz。

1.2局部斷裂原因

根據(jù)實(shí)地調(diào)研，觀察接料斗發(fā)生斷裂破壞位置，其斷裂特征為局部區(qū)域無明顯的塑性變形，屬于突然發(fā)生類似脆性材料的破壞，斷口處明顯的分為光滑區(qū)和粗糙區(qū)，初步判定斷裂區(qū)屬于疲勞破壞[5]。

2建模分析求解

2.1建模

圖2　接料斗有限元模型

根據(jù)廠家所提供CAD圖紙信息，利用SolidWorks建立該型振動篩接料斗的三維模型,導(dǎo)入到ANSYS Workbench中建立有限元模型并自動劃分網(wǎng)格，最終確定其共有91 819個節(jié)點(diǎn)，46 922個單元，劃分后的結(jié)果如圖2所示(圖中單位為mm)，接料斗材料為20鋼，其相關(guān)參數(shù)(在150 ℃以下)為：抗拉強(qiáng)度σb=410～550 MPa，屈服強(qiáng)度σs=235～245 MPa，許用應(yīng)力[σ]=125 MPa，彈性模量E=210 GPa，泊松比μ=0.3，密度ρ=7 850 kg/m3，質(zhì)量m=221.14 kg。

2.2靜力學(xué)分析

靜力學(xué)分析可以了解接料斗未工作時的內(nèi)部應(yīng)力分布情況，在ANSYS Workbench中進(jìn)行接料斗的靜力學(xué)分析，對有限元模型各鉚釘孔施加完全固定約束后，考慮到重力對接料斗受力存在一定影響，所以在z向上施加重力載荷作用[6-7]，所得位移等值線和等效應(yīng)力分布如圖3、4所示。圖3中單位為mm;圖4中單位為MPa。

圖3　接料斗位移等值線圖　　　　　　　　　　　　　圖4　接料斗等效應(yīng)力等值線圖

從圖3、4可知，振動篩接料斗的最大變形位于接料斗出料端中間位置，為0.075 mm；接料斗上最大等效應(yīng)力點(diǎn)位于鉚釘孔部位，大小為9.922 MPa。

2.3動力學(xué)分析

2.3.1模態(tài)分析

假設(shè)振動篩接料斗的結(jié)構(gòu)是一個連續(xù)體, 其質(zhì)量和彈性參數(shù)都是連續(xù)分布的[8-10]。從實(shí)際出發(fā)只需取前6階主要模態(tài)。利用ANSYS Workbench進(jìn)行接料斗的模態(tài)分析，得出前6階模態(tài)頻率分別為45.328、73.701、103.46、151.99、179.72、188.88 Hz。

分析所得接料斗的前6階振型如圖5所示(圖中單位為mm)：

a)第一階　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　b)第二階

c)第三階　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　d)第四階

圖5　接料斗的前6階振型

由圖5所示，可知前6階模態(tài)的振型特征如表1所示。

表1　模態(tài)分析前6階振型特征

對比試驗(yàn)測得振動篩工作頻率17.09 Hz可知，其低于接料斗的第一階模態(tài)頻率45.328 Hz，主要為x和z方向的扭轉(zhuǎn)或者彎曲變形。因此，在振動篩正常工作情況下接料斗不會發(fā)生共振現(xiàn)象，不會出現(xiàn)因共振而產(chǎn)生的結(jié)構(gòu)破壞。

2.3.2瞬態(tài)動力學(xué)分析

基于已有模態(tài)分析，利用ANSYS Workbench進(jìn)行接料斗的瞬態(tài)動力學(xué)分析[11]，得出在和靜力學(xué)分析同等約束條件下，由于粒料群不斷對接料斗承載面進(jìn)行沖擊，載荷為1 kN。因此，在進(jìn)行分析時沿z方向施加1 kN的瞬態(tài)力和計算所得阻尼比[12]為0.030的情況下接料斗瞬態(tài)動力學(xué)分析的等效應(yīng)力和位移響應(yīng)曲線，如圖6、7所示。

圖6　等效應(yīng)力響應(yīng)曲線　　　　　　　　　　　　　　　圖7　位移響應(yīng)曲線

根據(jù)圖6、7結(jié)果顯示，最大等效應(yīng)力為21.392 MPa，最大位移為0.173 mm，很顯然，在瞬態(tài)沖擊載荷產(chǎn)生的最大等效應(yīng)力遠(yuǎn)小于材料的許用應(yīng)力[σ]=125 MPa，因此，振動篩正常工作情況下接料斗將不會因粒料群沖擊載荷的作用而發(fā)生破壞。

2.3.3諧響應(yīng)分析

為了確定接料斗承受簡諧載荷時的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)，以振動篩工作頻率進(jìn)行諧響應(yīng)分析。理想狀態(tài)下的約束和載荷為：對鉚釘孔進(jìn)行完全固定約束，對接料斗整體施加載荷幅值為x=19.8 m/s2，z=-54.7 m/s2的載荷和沿z軸方向幅值為1 kN的簡諧交變載荷。

基于模態(tài)分析，利用ANSYS Workbench諧響應(yīng)分析以確定接料斗的內(nèi)部變形和應(yīng)力的大小及其分布情況，并得出接料斗在振動篩工作頻率下的等效應(yīng)力等值線圖和位移等值線圖，如圖8、9所示：

圖8　諧響應(yīng)分析等效應(yīng)力等值線圖　　　　　　　　　　　　圖9　諧響應(yīng)分析位移等值線圖

結(jié)果顯示，諧響應(yīng)分析時最大等效應(yīng)力位于鉚釘孔處，為66.862 MPa，最大位移位于接料斗后側(cè)板上沿，為0.690 mm，顯然，最大等效應(yīng)力小于[σ]=125 MPa，因此，振動篩正常工作情況下接料斗的危險位置不會因?yàn)橹C響應(yīng)分析所得的最大等效應(yīng)力的作用而發(fā)生破壞。

2.4疲勞分析

在ANSYS Workbench中對接料斗進(jìn)行疲勞分析，以確定接料斗破壞的根本原因。

在進(jìn)行振動篩設(shè)計時，考慮到零部件受到的應(yīng)力不會接近和超過其屈服極限，設(shè)計較高的安全系數(shù)保證不會在循環(huán)交變載荷下發(fā)生塑性變形。由此可見振動篩的疲勞破壞類型屬于高周疲勞[13-15](應(yīng)力疲勞)。

接料斗疲勞類型為恒定振幅下的高周疲勞，本振動篩接料斗設(shè)計使用壽命為N=53 611 200。由于已經(jīng)進(jìn)行接料斗的靜力學(xué)和動力學(xué)分析，并確定在動力學(xué)分析中node469處的等效應(yīng)力最大，因此，利用ANSYS Workbench進(jìn)行疲勞分析，設(shè)置約束和載荷與諧響應(yīng)分析相同，最終得到疲勞壽命圖等值線圖、安全系數(shù)等值線圖、在實(shí)際載荷的50%～200%內(nèi)變化的應(yīng)力-壽命敏感性曲線、在實(shí)際載荷的50%～300%內(nèi)變化的安全系數(shù)敏感性曲線如圖10～13所示(圖10中單位為105次)。

圖10　疲勞壽命圖　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　圖11　安全系數(shù)圖

根據(jù)圖10可知，在進(jìn)行疲勞分析時，得到接料斗的危險點(diǎn)位于鉚釘孔處——節(jié)點(diǎn)node469處，其顯示的疲勞壽命N=5.888×105小于設(shè)計使用壽命，并由圖11知其安全系數(shù)為0.912小于振動篩設(shè)計時的安全系數(shù)值，可知此時接料斗將會在鉚釘孔處產(chǎn)生疲勞破壞。

圖12　應(yīng)力-壽命敏感性曲線　　　　　　　　　　　　　圖13　安全系數(shù)敏感性曲線

由圖12、13可知，隨載荷的增加，接料斗的疲勞壽命和安全系數(shù)都會相應(yīng)的減少，因此在振動篩的使用過程中應(yīng)該嚴(yán)格按照設(shè)計要求的載荷進(jìn)行加料，嚴(yán)禁長期超負(fù)荷運(yùn)轉(zhuǎn)，從而避免接料斗的局部破壞現(xiàn)象的產(chǎn)生。

3結(jié)論

1)模態(tài)分析表明振動篩正常工作的情況下接料斗并不會產(chǎn)生共振現(xiàn)象。

2)靜力學(xué)分析和動力學(xué)分析均表明：接料斗破壞的具體位置均為鉚釘孔處，其各鉚釘孔上的應(yīng)力分布并不均勻。

3)疲勞分析結(jié)果表明振動篩接料斗產(chǎn)生破壞的原因是粒料群的瞬態(tài)沖擊力和激振器所產(chǎn)生的慣性力綜合影響下的高周疲勞破壞。

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(責(zé)任編輯：郭守真)

The Damage Causes of Vibrating Screen

Hopper of Asphalt Mixing Equipment

WANGXinya,JIANGWenzhi,LIUYunfei,GAOYang,LYUXingkun

(KeyLaboratoryforHighwayConstructionTechnologyandEquipmentofMinistryofEducation,Chang′anUniversity,Xi′an710064,China)

Abstract:In view of the partial damage of the receiving hopper in a linear vibration screen of an asphalt mixing plant, dynamics analysis and fatigue analysis of the hopper were carried out by ANSYS Workbench software, based on the pre-analysis of the causes. Finally, the mode frequency and the stress distribution in the receiving hopper are determined. After fatigue analysis of the receiving hopper, the result shows that the damage of receiving hopper is caused by fatigue failure.

Key words:vibrating screen; hopper; dynamics analysis; fatigue analysis

文章編號：1672-0032(2015)04-0056-06

中圖分類號：U415.5

文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

DOI：10.3969/j.issn.1672-0032.2015.04.011

作者簡介：王新亞(1990—)，男，陜西渭南人，碩士研究生，主要研究方向?yàn)闄C(jī)械電子工程.

收稿日期：2015-11-18