基于ANSYS Workbench的螺旋擠渣機螺旋的有限元分析

曹冬，李慶忠

(江南大學 機械工程學院 江蘇 無錫 214122)

0 引言

隨著人們對天然產物的藥用和營養價值認識的逐步深入，世界范圍內掀起了天然產物中活性成分研究的熱潮[1]。自古到今，存在著各種各樣的天然植物有效成分提取方式。連續逆流提取技術因為其較高的浸出率和浸出效率，如今得到快速發展和推廣[2]。某公司生產的多級連續逆流提取設備的配套裝置螺旋擠渣機，其主要作用是將設備處理過的物料殘渣經過壓榨，使物料中的有效溶液回收，并將物料脫水以便再次利用。該螺旋擠渣機主要用于對檳榔、茶葉、煙絲、丹參，白芨等天然植物的殘渣脫水[3]。該裝置主要由動力裝置、擠壓螺旋、螺旋管、機架、進料斗以及卸料斗等組成。其工作過程為: 植物殘渣由進料斗進入螺旋管，在擠壓螺旋的作用下進行壓榨，脫水后從出口排出[4]。

壓榨螺旋軸部件的結構一般情況下都是依靠經驗進行設計。主要是根據生產需要，參考同類型產品的結構尺寸，然后進行手工強度校核，根據設備的實際工作中出現的問題，對螺旋結構進行改進設計[5]。研發過程相當繁瑣漫長，并且應力應變分析基本無法實現。本文以某公司生產的螺旋壓榨機為例，利用UG建立了壓榨螺旋的簡化三維模型，并用有限元分析軟件ANSYS Workbench對壓榨螺旋進行了變形、應力計算，獲得了合理的分析結果[6]。這既為壓榨螺旋的進一步優化設計提供了有力的理論基礎，又為螺旋擠渣機對農業物料進行正常的壓榨分離提供了保障。

1 螺旋擠渣機螺旋模型的建立

該壓榨螺旋采用變螺距方式，由6圈螺旋組成，從小端至大端螺旋間距依次為200 mm、190 mm、180 mm、170 mm、160 mm、150 mm。材料為45鋼。小端和大端螺旋軸直徑分別為180 mm和280 mm，螺旋葉片高度為100 mm。壓榨螺旋的結構簡圖如圖1所示。

圖1 螺旋擠渣機螺旋模型

2 螺旋葉片的基本參數

該螺旋葉片齒形圖如圖2所示，螺旋齒推料面的傾斜角α為5°，螺旋背面的傾斜角為15°，螺旋齒頂寬度為12.82mm，齒高為59.5mm。

圖2 螺旋葉片齒形圖

3 螺旋的理論受力分析計算

該螺旋擠渣機在電機功率為4kW驅動下，螺旋轉速達到20r/min，每小時植物殘渣的處理量為1.0t的工作情況下，其螺旋的受力情況如圖3所示。該機內物料作用在螺旋軸上的法向力為Fn，將其分解為Fr和Fx，其中Fr為物料作用在螺旋軸上的徑向力，再將Fx進行分解，得到物料作用在螺旋葉片上的軸向力Fa以及圓周力Ft。

圖3 螺旋的受力分析圖

由于本文所研究螺旋一共由6節螺旋組成，因采用變節距，所以各螺旋在其工作過程中的單位周向力、單位圓周力以及單位徑向力的大小是不同的。下面以第6節螺旋為例作如下分析。作用在螺旋軸上的圓周力Ft求解為：

(1)

設螺旋面上所收到的圓周力Pt，則

Pt=Ft·At

(2)

設作用在螺旋軸上的徑向力為Fr，則

Fr=Fnsinα=Fx/cosα=Ft/(sinβ·cosα)

(3)

設螺旋面上所受的徑向力為Pr，則

Pr=Fr·Ar

(4)

作用在螺旋軸上的軸向分力為Fa，則

Fa=Ft/tanβ

(5)

則螺旋面上收到的軸向力Pa為：

Pa=Fa·Aa

(6)

以上所有公式中，螺旋螺齒的推物料面的的傾角為α，并且≥0°～30°，背面的傾角為β，且≥15°～45°，At、Ar和Aa分別表示Ft、Fr以及Fa在螺旋面上的作用面積，f為摩擦系數。上式中，T為轉矩，T=9 549P1/n1(N·m)，其中P1為螺旋軸工作時所用功率，d1為螺軸的平均直徑，n1為螺旋軸工作時的轉速，實際中該螺旋壓榨機發動機經減速器傳到螺旋軸的傳動效率為98%。

所以P1=P×98%=4×0.98=3.92kW。而該螺旋擠渣機螺旋的轉速n1=20r/min，帶入數值得可T=9 549P1/n1(N·m)=1 871.604N·m。本文螺旋軸為錐度為2.7的規則體，其小端直接和大端直徑分別為180mm和280mm，所以其平均直徑d1=(180+280)/2=230mm。螺旋其螺齒的推物料面傾角α為5°，背面的傾角β為15°。由此推導可以分別求出各節螺旋上的單位軸向力、單位圓周力和榨螺上的單位徑向力如表1所示。其中靠近螺旋小端葉片為第1節，靠近螺旋大端葉片為第6節。

表1 各壓榨螺旋受力分析結果

4 基于ANSYS Workbench的螺旋的力學分析

4.1 導入壓榨螺旋的實體模型并進行網格劃分

此模型是使用三維繪圖軟件UG繪制，導入至ANSYS Workbench。設沿螺旋軸方向為y軸方向，彈性模量E=2.09e5 MPa，泊松比μ=0.269以及密度為7 850kg/m3。抗拉強度為600MPa，屈服點為355MPa，選用solid187完成網格劃分，因模型長度較大，因此網格大小選為20mm[7]。網格劃分后的圖形如圖4所示。

圖4 網格劃分后的螺旋圖

4.2 定義邊界條件

該螺旋擠渣機在實際工作中，螺旋在動力源的帶動下繞其軸做旋轉運動，其兩端是固定在機架上的，需要在兩端面施加約束。如果把兩端面都施加全約束則約束剛度太大，結果會導致兩端面周圍應力過大，同時兩端面是沿著螺旋軸做旋轉運動的，模型在ANSYS Workbench軟件中對應著繞著y軸做旋轉運動，所以對螺旋兩端面施加除繞y軸旋轉約束以外的位置全約束。

4.3 施加載荷及后處理分析

螺旋結構主要受到的外載荷分布在沿著進料方向的螺旋螺紋側面即圓周力與軸向力以及螺旋底徑圓錐上的徑向力。根據該螺旋擠渣機在對初碾后的物料進行壓榨取汁的過程所承受的單位圓周力、單位軸向力、單位徑向力進行求解，分別施加在螺旋的相應位置，利用ANSYS Workbench處理分析，知道螺旋的總用力云圖和x、y、z方向的受力云圖，如圖5-圖8所示。

圖5 螺旋總應力云圖

圖6 螺旋x向應力云圖

圖7 螺旋y向應力云圖

圖8 螺旋z向應力云圖

由圖5總應力云圖可以看出，該螺旋的最小應力為0.158 46 MPa，最大的應力為377.67MPa。螺旋出口端的螺旋葉片根部存在著最大應力，并且可以看出整個螺旋受到的應力是隨螺旋線逐漸變化，螺旋葉片的側面承受著較大的壓力，原因在于螺旋葉片受到圓周力與軸向力的綜合作用再加上螺旋葉片根部存在倒角，使其產生應力集中。從各應力云圖可以看出，螺旋軸承受的應力與螺旋葉片相比并不算大，原因在于螺旋壓榨機在工作進行中，物料在螺旋擠渣腔內沿螺旋出口方向移動，其產生的應力主要集中在螺旋葉片的表面，僅僅是多螺旋軸形成了轉矩和彎矩，但是該壓力實際上是對稱地作用在螺旋葉片表面的，從而使得軸體上受到的壓力并不大，反而在葉片上作用著很大的壓力，這和以上各螺旋應力與云圖所示是一致的。

而本文所用螺旋材料為45鋼，其材料的屈服強度為355MPa，此情況下的最大應力值超過了屈服應力，因此螺旋葉片會產生永久變形，造成螺旋壓榨機性能的不斷下降，最終縮短螺旋壓榨機的使用壽命[8]。

5 結語

經過理論力學分析，螺旋葉片受到的載荷應集中于螺旋軸和螺旋葉片的推料端一側。利用ANSYA Workbench進行有限元分析，發現整個螺旋受到的應力是隨著螺旋線逐漸變化的，螺旋在螺旋出口端的螺旋葉片根部存在著最大應力，且螺旋葉片的側面承受著較大的壓力，螺旋軸相對來說承受的應力較小。因此在以后針對螺旋進行結構優化時，應設法減小最大端螺旋葉片所受應力，增加螺旋葉片的強度。

[1] 蔡銘. 罐組逆流提取技術在中藥領域中的應用研究[D]. 杭州：浙江大學,2006.

[2] 王英,崔政偉. 連續動態逆流提取的現狀和發展[J]. 包裝與食品機械,2009(1):49-53.

[3] 鄧全得,盧博友. 基于ANSYS的農業物料螺旋壓榨機螺旋強度分析[J]. 農機化研究,2013(8):58-60.

[4] 鄧全得. 螺旋壓榨機螺旋的有限元分析[D]. 咸陽：西北農林科技大學,2013.

[5] 李妍. 基于ANSYS軟件的接觸問題分析及在工程中的應用[D]. 吉林：吉林大學,2004.

[6] 陳磊. 基于ANSYS的鋼筋混凝土結構試驗有限元分析[D]. 西安：西安理工大學,2004.

[7] 錢光浩. 基于ANSYS的龍門起重機門架結構動態設計與優化研究[D]. 武漢：武漢理工大學,2008.

[8] 朱文堅. 機械設計[M]. 北京:高等教育出版社,2015 .