穩定土振動攪拌機攪拌裝置振動特性分析

羅 丹，劉慧明

（西安建筑科技大學機電工程學院，陜西 西安 710055）

1 引言

穩定土振動攪拌機是一種新型攪拌設備，它在普通雙臥軸強制攪拌技術的基礎上，采用振動與強制攪拌相結合的方式，不僅能提高水泥穩定碎石的強度與耐久性，有效減少道路基層裂縫的產生，而且節約成本，使用方便[1]。合理的振動參數才能獲得良好的攪拌效果，其中激振頻率和激振器振幅是主要的振動參數[2]。對于目前應用的振動與強制攪拌一體化振動方式，文獻[3]對混凝土進行了振動攪拌試驗研究，發現隨著振動加速度的增大，混合料強度隨之增大。文獻[4]試驗結果表明，（30～40）Hz的激振頻率有效改善了水泥穩定土的均質性，使水泥顆粒分散的更加均勻。文獻[5]通過振動攪拌穩定碎石混合料，發現其抗壓強度和干縮性會隨著振動加速度的增大而增大。現在連續式振動攪拌的研究尚處于初期，國內學者研究振動參數對穩定土性能的試驗較多，而對設備的機械性能研究較少。攪拌裝置是穩定土攪拌機的關鍵部件，對整機的攪拌質量和攪拌效率有至關重要的影響。由于振動作用的加入，對攪拌裝置的可靠性提出了更高的要求。為了探究攪拌裝置的振動特性，以某公司生產的600t∕h穩定土振動攪拌機為研究對象，對其攪拌裝置進行了振動試驗測試，結果發現攪拌軸上各測點振動加速度分布不均，存在較大差值。由于樣機試驗的局限性，所以采用有限元分析方法對不同振動參數下攪拌軸上各點振動幅值的分布進行分析。首先通過Creo建立其三維模型，采ANSYS Workbench軟件對攪拌裝置進行模態分析，得到了前五階模態振型和固有頻率。其次，通過瞬態分析，得到了不同振動參數下攪拌軸上各點振動幅值。最后，對仿真結果和試驗結果進行了對比分析，驗證了攪拌裝置模型的正確性，為攪拌裝置的進一步優化設計和振動參數的選擇提供理論依據。

2 穩定土振動攪拌機結構及工作原理

2.1 攪拌機結構

攪拌機主要結構，如圖1所示。攪拌機分為振動端和攪拌端。在攪拌端，攪拌裝置由電機帶動通過同步齒輪實現雙軸的同步反向運轉，對投入到拌缸內的混合料進行強制攪拌。在振動端，激振器與攪拌裝置相連，將振動直接傳遞給攪拌裝置，從而使得攪拌軸、攪拌臂及攪拌葉片均產生振動。攪拌傳動裝置和振動傳動裝置均采用雙電機獨立驅動，這樣同時工作時，攪拌機就會起到邊振動邊攪拌的作用，使穩定土攪拌更加充分，提高了混合料的宏觀及微觀均勻性[6]。而且只啟動攪拌傳動裝置時，與普通的雙臥軸攪拌機工作狀態相同。

圖1 攪拌機主要結構Fig.1 Main Structure of Mixer

2.2 攪拌機主要性能參數

2.2.1 攪拌裝置性能參數

攪拌裝置性能參數，如表1所示。

表1 攪拌機主要性能參數Tab.1 Main Performance Parameters of Mixer

2.2.2 振動性能參數

振動攪拌的振動參數主要有振動強度D、激振頻率f和激振器振幅A。為有效提高激振器支承軸承壽命，保證機器工作的可靠性和耐久性，攪拌機的振動強度為[7]：

式中：ω—振動軸旋轉角速度，rad∕s；A—振幅，mm；g—自由落體加速度，m∕s2。

其中，振動軸旋轉角速度ω=2πf，振幅A等于振動軸上偏心軸徑的偏心距e。根據經驗[8]，一般選取A=（0.5～1.5）mm。在滿足振動強度的范圍內，合理的激振頻率和振幅才能提高攪拌效率和質量。該穩定土雙臥軸振動攪拌機攪拌軸1的激振頻率f1=30Hz，振幅A1=0.9mm，稱為高速軸。攪拌軸2的激振頻率f2=27Hz，振幅A2=0.6mm，稱為低速軸。

2.3 振動原理

攪拌裝置振動原理簡圖，如圖2所示。激振器振動軸的軸徑處存在制造偏心，包括非偏心軸段和偏心軸段。偏心軸段通過軸承Ⅱ直接連入攪拌軸軸套內。振動軸非偏心軸段軸線為振動軸的回轉軸線，偏心軸段軸線與回轉軸線存在偏移，振動傳動裝置帶動振動軸高速轉動，偏心軸段會帶動攪拌軸振動端做類錐擺的圓周運動，從而使得整個攪拌裝置產生振動。因為非偏心軸段與回轉軸線同軸，而不是質量偏心，所以當激振器振動軸軸做等速回轉時，偏心軸段會帶動攪拌軸振動端軸套產生激振位移載荷。該位移載荷是一個在圓周方向上大小不變，方向時刻變化的圓周位移載荷，在X O Y平面內可以等效于x方向和y方向上相位相差九十度的兩個簡諧位移載荷，既x=Asin（ωt），y=Acos（ωt）。式中：A—振幅；ω—激振器的激振圓頻率；t—時間。

圖2 振動攪拌裝置簡圖Fig.2 The Sketch of the Vibration Mixing Device

3 攪拌裝置有限元模型的建立

3.1 三維模型的建立

由于攪拌裝置結構比較復雜，所以先在Creo軟件中建立好攪拌裝置的三維模型，然后通過Creo與ANSYS Workbench的接口直接導入到ANSYS Workbench中，接口技術是Creo與ANSYS Workbench協同仿真的保障[9]。為了減少計算機的計算量和求解時間，在導入ANSYS Workbench之前要對模型做一定的簡化[10]：（1）在基本不減小攪拌裝置剛度和質量的前提下，去掉攪拌裝置不必要的圓角、倒角和鍵槽；（2）認為螺栓連接充分擰緊，螺栓的變形對整體變形影響較小，去掉攪拌臂與葉片連接處的螺栓；（3）攪拌軸與軸套通過法蘭螺栓連接，可以簡化為一個整體。

3.2 材料特性

攪拌裝置各個部件的材料并不相同，攪拌裝置各部件材料屬性，如表2所示。

表2 攪拌裝置各材料屬性Tab.2 Material Attribute of the Mixing Device

3.3 網格劃分

攪拌裝置三維模型導入到ANSYS Workbench后，各個零件之間設置為剛性的綁定接觸連接，不允許線和面之間有相對滑移。采用自動劃分網格。網格的大小設置為25mm，選用實體單元Solid186來劃分網格。網格劃分完成后共產生116974節點和26836單元，攪拌裝置的有限元模型，如圖3所示。

圖3 攪拌裝置有限元模型Fig.3 Finite Element Model of the Mixing Device

4 模態分析

4.1 模態分析的過程

在模態分析時要對攪拌裝置施加邊界條件，根據實際情況添加約束，對攪拌裝置的攪拌端軸承支撐處施加Cylindrical Sup?port圓柱面約束，約束其中的徑向和軸向自由度，而放開周向的轉動自由度。攪拌裝置振動端軸套是支撐在偏心軸段軸承上的，所以對軸套內表面連接處施加Remote Displacement約束，約束x，y軸方向的轉動自由度和z軸方向的平動自由度，而放開x，y軸方向的平動自由度和z軸方向的轉動自由度。約束完成后采用Block Lanczos方法對模型求解。

4.2 模態分析的結果

提取了攪拌裝置的前五階模態各結果，如表3所示。振型，如圖4所示。

表3 攪拌裝置前五階模態結果Tab.3 The First Five Order Modal Result of the Mixing Device

圖4 攪拌裝置前五階模態振型Fig.4 The First Five Order Modal Shape of the Mixing Device

由模態分析結果可知，攪拌軸第一階固有頻率約為零，這是因為攪拌軸具有繞Z軸轉動的自由度，其自由模態為零，此時攪拌軸上各部位變形均勻。攪拌裝置的二、三階固有頻率低于激振頻率，激振器在啟停階段會經過共振區，攪拌裝置有短暫的振動加劇。在攪拌機激振器穩定運行中，兩個軸的激振頻率分別為30Hz和27Hz，這與攪拌裝置的各階固有頻率均相差大于10%，因此不會發生共振。

5 瞬態分析

5.1 瞬態分析的過程

為了研究不同振幅和激振頻率對攪拌裝置上振動位移幅值分布的影響，對攪拌裝置進行瞬態分析，其有限元多自由度結構的振動方程為：

式中：M、C、K—攪拌裝置的質量、阻尼和剛度矩陣；μ?、μ?、μ—加速度矢量、速度矢量和位移矢量；F(t)—載荷矢量。

在攪拌軸的攪拌端軸承支撐位置施加Cylindrical Support圓柱面約束，限制軸向和徑向的自由度，而放開周向轉動自由度。由前面的分析可知，振動端的激振載荷在X O Y平面內可以分解為x方向和y方向上相位相差90°的簡諧位移載荷。使用Remote Displacement約束給攪拌裝置振動端軸套的內表面上施加位移載荷，通過輸入函數表達式來施加約束，即在x方向上輸入x=A*sin（ω*time），在y方向上輸入y=A*cos（ω*time）。通過改變振幅A和振動軸旋轉角速度ω的數值，可以分析得到不同振幅和激振頻率下攪拌裝置的瞬態響應結果。在滿足振動強度D的要求下，分別選取振幅A為0.6mm、0.9mm和1.5mm在不同的激振頻率下進行分析。

5.2 瞬態分析結果

仿真求解完成后，從攪拌裝置的振動端到攪拌端方向，在攪拌軸上每隔一個葉片提取一個節點的位移時間響應數據，與下面振動試驗測點位置相同，共八個節點，分別編號（1～8）。在Matlab軟件中做快速傅里葉變換得到各節點在激振頻率下的振動位移幅值。不同激振頻率和振幅下，攪拌軸上位移幅值的分布規律曲線，如圖5～圖7所示。

圖5 A=0.6mm時不同頻率下各測點位移幅值Fig.5 Displacement Amplitude of Nodes at Different Frequencies when A=0.6mm

圖6 A=0.9mm時不同頻率下各測點位移幅值Fig.6 Displacement Amplitude of Nodes at Different Frequencies when A=0.9mm

圖7 A=1.5mm時不同頻率下各測點位移幅值Fig.7 Displacement Amplitude of Nodes at Different Frequencies when A=1.5mm

由圖5～圖7對比分析可知，當振幅一定時，攪拌裝置的振型隨著激振頻率的變化而變化。當激振頻率為20Hz和24Hz時，攪拌裝置的振型表現為一階振動，從節點1到節點8，各節點位移幅值先增大后減小，明顯大于激振頻率為27Hz、30Hz、36Hz和40Hz時的幅值，其中激振頻率為20Hz時，各節點的位移幅值最大。而當激振頻率為27Hz、30Hz、36Hz和40Hz時，攪拌裝置的振型表現為二階振動，從節點1到節點8，各點位移幅值先減小后增大再減小，攪拌軸上出現了振動幅值極低的點，分別為節點2、節點3、節點4和節點5，可知振動幅值最低點會隨著激振頻率的增大而逐漸從攪拌裝置的振動端到攪拌端移動。當激振頻率相同時，不同振幅下攪拌裝置的振型是相同的，各節點位移幅值隨著振幅的增大而增大。

攪拌裝置上較大的振動位移幅值有利于提高攪拌質量和效率，但攪拌機振動參數的選擇要在合理的振動強度范圍內。由上面的瞬態分析可知，當激振頻率為20Hz和24Hz時，攪拌軸上各節點的位移幅值較大，沒有出現非常低的點。為了避免共振現象，攪拌機兩個軸的激振頻率應該不同，因此攪拌機高速軸和低速軸的激振頻率可以分別選擇24Hz和20Hz。對于振幅的選擇，要合理的匹配激振頻率。由瞬態分析可知，各節點的位移幅值隨著振幅的增大而增大，因此高速軸和低速軸的振幅都可以選擇1.5mm，此時攪拌機的振動強度為5.89，在合理的振動強度范圍之內。

6 攪拌裝置振動試驗測試與分析

6.1 試驗過程

為了驗證仿真結果的可靠性，采用振動監測設備對某公司生產的型號為600t∕h的穩定土振動攪拌機的攪拌軸進行了振動測試試驗。振動檢測設備，如圖8所示。主要包括筆記本電腦，DEWE便攜式采集儀，DEWEsoft測試軟件，加速度傳感器，測試數據線等。

圖8 現場振動測試及設備Fig.8 On-Site Vibration Testing and Equipment

試驗方案為：分別對高速軸和低速軸進行振動測試，與前面仿真提取的節點位置保持一致，從攪拌裝置的振動端到攪拌端方向，每隔一個葉片布置一個測點，一共八個測點，分別編號1～8，各測點布置位置，如圖9所示。兩個攪拌軸的測點布置位置一致。測試時，只打開振動傳動裝置，分別測得了兩個攪拌軸上各個點的振動加速度時程數據。測試完成后，保存數據。為了提高數據準確度，每個工況下進行多次重復試驗。通過DEWEsoft軟件的后處理模塊對各測點加速度數據進行二次積分和快速傅里葉變換處理分析得到激振頻率下的位移幅值。這里選取振動位移幅值的有效值作為反映振動強弱的特征值。

圖9 攪拌軸測點布置圖Fig.9 Layout of Measuring Points for the Mixing Shaft

6.2 瞬態分析與試驗結果對比

將各對應測點在振幅為0.9mm，激振頻率為30Hz和振幅為0.6mm，激振頻率為27Hz下的瞬態分析數據與試驗結果對比，如圖10所示。可以看到仿真結果和試驗結果獲得的攪拌裝置上幅值分布曲線趨勢基本相同，驗證了有限元模型的正確性。

圖10 試驗結果與仿真結果各點振幅Fig.10 Test Results and Simulation Results of Each Point Amplitude

7 結論

（1）通過對攪拌裝置的模態分析，得到了其前五階固有頻率和振型。攪拌裝置各階模態均與激振頻率相差大于10%，因此不會發生共振。（2）通過對攪拌裝置的瞬態分析，發現當振幅一定時，攪拌裝置的振型隨激振頻率的變化而變化；當激振頻率一定時，攪拌裝置的位移幅值隨振幅的增大而增大。合適的振動參數能夠改善攪拌裝置的振型，增大其位移幅值，對提高攪拌機的攪拌質量至關重要。（3）對攪拌裝置進行了振動試驗分析，試驗結果與仿真結果基本一致，驗證了有限元模型的正確性。為攪拌裝置的優化設計和振動參數的選擇提供了理論依據。