基于流固耦合的噴砂機搖臂系統模態分析

羅勇，熊瑞平，黃文強，趙亞文，梁齊齊

基于流固耦合的噴砂機搖臂系統模態分析

羅勇，熊瑞平，黃文強，趙亞文，梁齊齊

（四川大學 制造科學與工程學院，四川 成都 610065）

為了研究氣動噴砂過程中砂氣混合流體對噴砂機搖臂系統振動特性的影響，運用ANSYS Workbench對搖臂系統工作時的三種位姿進行了靜模態分析和流固耦合作用力下的模態分析。分析結果表明：搖臂系統在三種位姿下靜模態固有頻率相差不大，固有振型相似。在考慮流固耦合作用力后，其中一種位姿固有頻率最大增幅為13.71%，最大減幅為－1.46%；而另外兩種位姿的固有頻率都有不同程度的增加，但增幅較小，最大增幅為1.68%；系統各位姿的固有振型與未考慮流固耦合時相比基本不變。

噴砂機；流固耦合；模態分析

氣動噴砂過程的實質是噴砂槍與砂氣混合流體相互作用的流固耦合過程[1]。現有自動噴砂設備中，安裝在噴砂裝置上的噴砂槍在流體作用下會產生流致振動[2]，從而引起噴砂裝置的振動。當噴砂裝置結構固有頻率與噴砂氣源脈動頻率重合時，會引起噴砂裝置發生共振，降低系統運行的可靠度，惡化工作環境，甚至導致系統破壞等。

本文以一種管道內壁自動噴砂機的搖臂系統為研究對象，運用ANSYS Workbench進行靜模態分析和流固耦合作用力下模態分析。對比分析結果，驗證搖臂系統結構設計的合理性。

1 噴砂機搖臂系統結構特征

如圖1所示，噴砂小車安裝在軌道上，由底部切換氣缸進行驅動。噴砂小車上裝有1號和2號兩把噴砂槍，1號噴砂槍連接A砂罐、2號噴砂槍連接B砂罐。在A砂罐供砂進行噴砂作業的同時B砂罐進行磨料回收；A砂罐磨料耗完后，底部切換氣缸推動噴砂小車切換至另2號噴砂槍，使用B砂罐供砂進行噴砂作業、同時A砂罐回收磨料。兩把噴砂槍交替工作，使噴砂作業不間斷。兩把噴砂槍分別安裝在兩個L型搖臂上，L形搖臂與搖臂氣缸形成兩個鉸接三角形，安裝在支撐板上。支撐板通過剪式千斤頂與小車支架固定連接，通過調節剪式千斤頂可改變噴砂槍高度以適應不同管徑鋼管的噴砂作業。噴砂時，待處理鋼管在驅動裝置作用下不斷旋轉；L形搖臂在搖臂氣缸驅動下進行往復搖擺運動，使噴砂槍噴射角度不斷變化，配合以鋼管旋轉，將磨料均勻噴射到鋼管內壁上。噴砂槍前方設有搖臂欄桿，用以限制L形搖臂擺幅，使噴砂槍頭不撞到待處理鋼管。

2 有限元模型的建立

2.1 搖臂系統結構有限元模型建立

搖臂系統是由多個零部件裝配形成的裝配體，直接導入ANSYS Workbench中進行分析將使網格劃分及求解過程變得異常復雜[3]。因此建立搖臂系統有限元模型時需對裝配體模型進行簡化，簡化后對計算結果沒有太大影響：去除倒圓倒角等特征；去除螺栓和螺紋孔；簡化鉸接、軸承中的各種運動副；采用圓柱體和圓柱孔接觸模擬。有限元模型中，噴砂槍槍頭部分采用鎢鋼，其余零部件均采用默認的Structural Steel材料。對存在相對運動的接觸，如鉸接、軸承處的轉動副，設置為不分離（No Separation），其余零部件間的緊固聯接設置為粘接（Bonded）。搖臂系統工作時，底部切換氣缸處于伸出或縮回的極限位，并通氣保持，所以將底部切換氣缸缸桿和缸體的接觸也設置為粘接。搖臂系統底部切換氣缸安裝座和軌道底面設置為固定約束。

由于系統的模態與其結構和質量的分布有密切關系、與承載情況無關，即系統結構位置不同則模態也將有所差異[4]。搖臂系統工作時其中一個L形搖臂的位置不斷變化，所以無法求解其全部位姿的模態。為了較全面地了解搖臂系統的模態特性，本文選擇搖臂系統工作時的三種位姿進行模態分析：位姿一，1號噴砂槍處于工作位，所連L形搖臂向前傾倒至最大行程；位姿二，1號噴砂槍處于工作位，所連L形搖臂處于向前傾倒或回復時的中間狀態；位姿三，1號噴砂槍處于工作位，所連L形搖臂回復到直立狀態。如圖2所示。

圖1 噴砂機搖臂系統結構圖

2.2 噴砂槍內部流場有限元模型建立

本文主要研究噴砂過程中噴砂槍內砂氣混合流體對搖臂系統動態特性的影響，對傳送管道和各執行氣缸中的流體不作考慮。噴砂槍入口半徑22.5 mm、出口半徑5 mm，管徑收縮角30o、收縮段長65 mm，噴砂槍總長310 mm。提取噴砂槍內部流體區域作為流場有限元分析模型，并對其進行網格劃分，如圖3所示。

圖3 噴砂槍流場有限元模型

3 搖臂系統有限元分析

3.1 噴砂槍的流場仿真及分析

實際噴砂過程中磨料消耗9.8 kg/min、氣體消耗3 m3/min，經推導計算可知顆粒相體積分數小于10%，選用Fluent離散相模型（DPM，Discrete Phase Model）對噴砂過程進行仿真[5]。在仿真設置中選擇流體模型為標準的湍流模型，離散相固相設置磨料為鋼砂（密度7800 kg/m3），假設砂粒為球形，平均直徑2 mm。設置流場分析參數為進口壓力7×105Pa、出口壓力1×105Pa、進出口溫度300 K。對于離散相邊界為入口和出口均為逃逸、壁面為反射壁面。求解得到噴砂槍內部流體動態特性如圖4、圖5所示。

圖4 噴砂槍內壓力云圖

可看出，噴砂過程中砂氣混合流體在管道部分傳送比較平穩。流體在經過槍頭收縮段時，壓力急劇減小，由大到小呈梯度分布，直至減小到與環境大氣壓一致；砂粒在噴槍頭內管道部分加速緩慢，在經過槍頭收縮段時速度急劇增加，在噴砂槍出口處達到最大值，為54 m/s。

圖5 噴砂槍內砂粒速度曲線

3.2 搖臂系統靜模態分析

對搖臂系統工作時的三種位姿進行靜模態分析，得到搖臂系統在不同位姿下的靜模態固有頻率，如表1所示。

表1 搖臂系統的前十階固有頻率

可知搖臂系統整體固有頻率偏低，為13～134 Hz，不同位姿的固有頻率相差不大。搖臂系統不同位姿的固有振型相似，最大振幅為9～24 mm。如表2、圖6所示，搖臂系統振動形變主要發生在L形搖臂和剪式千斤頂處。

圖6 搖臂系統位姿二的前十階固有振型

3.3 搖臂系統流固耦合作用力下的模態分析

流體在管路中如果沒有壓力和速度的波動就不會引起振動。實際上，在噴砂過程中砂氣混合流體具有一定壓力和速度，氣流的壓力脈動與砂粒對管壁的碰撞，將使管壁產生振動，從而引起整個搖臂系統的振動。

把噴砂槍流體仿真分析結果導入搖臂系統結構有限元模型，實現噴砂槍流場和結構場的耦合。將砂氣混合流體與噴砂槍內壁之間的流固耦合作用力作為預應力載荷對搖臂系統進行預應力下的模態分析，求解得到不同位姿流固耦合作用力下的前十階固有頻率如表1所示。

對比分析結果可以看出：考慮流固耦合作用力后，搖臂系統位姿一第1階、第2階、第7階固有頻率略有下降，最大減幅為－1.46%，其他階固有頻率都有不同程度的增加，其中第4階增幅最大，達到13.71%；位姿二和位姿三的固有頻率都略有增加，但增幅較小，最大只有1.68%。總體來說，流固耦合作用對搖臂系統的固有頻率影響較小。與靜模態固有振型相比，考慮流固耦合作用后，搖臂系統不同位姿的固有振型基本不變。

3.4 搖臂系統結構改進

搖臂系統不同工作狀態下各階固有振型最大振幅都偏大，為9～24 mm，且主要為L形搖臂和支撐板處的振動，可知此處剛度較小。L形搖臂和搖臂氣缸安裝在支撐板上，支撐板通過剪式千斤頂和小車支架連接，支撐板與小車支架之間有一定間隙，所以剪式千斤頂、支撐板和L形搖臂僅靠剪式千斤頂底座與小車支架連接，相當于一個豎直方向的懸臂梁，導致剛度較低。實際應用中，可在小車支架上設置緊定螺釘，當調整好噴槍高度后，通過緊定螺釘固定夾緊支撐板，增強系統剛度，如圖7所示。

同樣的，對改進后搖臂系統的不同位姿進行靜模態和流固耦合作用力下的模態分析，求解得到改進后的搖臂系統在不同位姿下的固有頻率（表3）和固有振型。在不同位姿下，搖臂系統固有頻率和固有振型相差不大。從分析結果可以看出，設置緊定螺釘后，搖臂系統的固有頻率有了顯著提高，其中第1階固有頻率增幅最大，為190.30%，第8階固有頻率增幅最小，為24.35%，說明改進后系統的剛度有所增加。增加緊定螺釘后，搖臂系統固有振型主要表現為噴砂槍的搖擺與扭轉，最大振幅為8～24 mm。緊定螺釘的設置增加了系統的剛度，但最大振幅仍偏大，系統結構有待進一步優化。

圖7 改進后的搖臂系統結構圖

表3 改進后搖臂系統位姿二靜模態前十階固有頻率

4 氣源脈動頻率計算

噴砂機氣源由雙螺桿空氣壓縮機產生；壓縮機陰陽螺桿6:4齒，額定轉速1480 r/min。由于壓縮機在排氣過程中排氣孔口的面積是變化的，因此不可避免會產生排氣壓力脈動，排氣壓力脈動是引起噪聲和振動的主要因素[6]。由轉子嚙合引起的排氣氣流脈動基頻為[7]：

式中：1為主動轉子齒數；為轉速，r/min。

美國石油協會API 618標準中規定預計的機械固有頻率應設計成與顯著激振頻率至少相差20%[8]。壓縮機排氣氣流脈動基頻為98.67 Hz，與搖臂系統的一階固有頻率滿足API 618所規定的分離裕度，能有效避免共振。

5 結論

（1）搖臂系統整體固有頻率偏低，不同位姿的固有頻率相差不大，固有振型相似。考慮流固耦合作用后，不同位姿的系統固有頻率都有一定的變化，但總體變化較小，固有振型與靜模態相比基本不變。

（2）搖臂系統振動形變主要發生在L型搖臂和支撐板處，可在小車支架上設置緊定螺釘固定夾緊支撐板提高系統剛度。

（3）系統結構固有頻率避開了氣源激振頻率的±20%，有效避免了共振的發生。

[1]曾娜，郭小剛. 探討流固耦合分析方法[J]. 沈陽工程學院學報（自然科學版），2008（4）：382-386.

[2]席志德，陳炳德，李朋洲，等. 流致振動研究概述[C]. 第14屆全國反應堆結構力學會議論文集，2006：107-110.

[3]袁振清，楊東超，王嶠. 化學發光免疫分析儀機械臂設計與有限元分析[J]. 制造業自動化，2015，37（2）：142-147.

[4]程麗，劉玉旺，駱海濤，王洪光. 165kg焊接機器人有限元模態分析[J]. 機械設計與制造，2012（1）：147-149.

[5]唐家鵬. FLUENT 14.0超級學習手冊[M]. 北京：人民郵電出版社，2013.

[6]張小軍，彭學院，邢子文. 雙螺桿壓縮機排氣壓力脈動理論計算和試驗研究[J]. 壓縮機技術，2001（6）：3-6.

[7]武曉昆，陳文卿，周明龍，楊僑明，邢子文. 雙螺桿制冷壓縮機氣流脈動衰減器的研究與開發[J]. 西安交通大學學報，2017，51（4）：23-29.

[8]API Standard 618, Reciprocating Compressors for Pe-troleum [S]. Chemical and Gas Industry Services，2007.

Modal Analysis for Sandblasting Machine Rocker Arms System Based on Fluid-Solid Coupling

LUO Yong，XIONG Ruiping，HUANG Wenqiang，ZHAO Yawen，LIANG Qiqi

(School of Manufacturing Science and Engineering,Sichuan University, Chengdu 610065,China)

In order to study the influence of sand-gas mixed fluid on the vibration characteristics of the sandblasting machine rocker arms system in the process of pneumatic sand blasting. Using the ANSYS Workbench, the static and fluid-solid coupling pre-stressed modal of three kinds of position & pose in sandblasting machine rocker arms system has been analyzed. The analysis results show that the natural frequencies of the rocker arms system in three kinds of position & pose are similar, and the natural mode of vibration is also similar. Considering the interaction force of fluid-solid coupling, one of the natural frequencies of the position & pose has a maximum increase of 13.71%, the maximum reduction is-1.46%.While the other two kinds of natural frequencies have increased in varying degrees, but the growth rate is small, the biggest increase is only 1.68%. Compared with static modal, the natural mode of vibration for the system in different position & pose are basically the same.

sandblasting machine；fluid-solid coupling；modal analysis

TH123

A

10.3969/j.issn.1006-0316.2018.12.004

1006－0316 (2018) 12－0011－05

2018－06－01

川大－德陽戰略合作資金項目（2016CDDY-S19）；工業物聯網與網絡化控制教育部重點實驗室開放基金項目（2016F02）

羅勇（1994－），男，四川樂山人，碩士研究生，主要研究方向為機械設計及有限元分析。