煤礦組合式振動篩篩箱結構有限元計算分析研究

耿 堃

（大同芬雷洗選裝備有限公司， 山西 大同 037305）

0 引言

煤礦用振動篩是洗滌過程中原煤脫水的重要裝置。由于煤礦工況相對較差，加之振動篩作業時間長、煤塵和環境荷載不均勻，振動篩在作業過程中經常出現彈簧振蕩、機器整體振動異常、軸承裂紋等故障，嚴重影響振動篩的正常運行[1]。為了有效避免振動篩發生故障，應當對振動篩在激振情況下的模態進行分析研究，找到結構的薄弱環節以及應力集中的部位，為振動篩的設計制造優化提供依據。

1 組合振動篩的結構及工作原理

在傳統的雙振幅、不同頻率振動篩的基礎上，研制了一種生產率高、大屏幕、輕結構的新型振動篩。其最大的創新在于在兩個獨立單元的篩盒中分別設置兩種振動參數，兩種振動參數是小振幅高頻和大振幅低頻振動參數[2]。這種創新技術保持了傳統雙振幅不同頻率振動篩在篩分效率和生產力方面的優勢，也解決了傳統雙振幅不同頻率振動篩中彈性耦合的設計困難，具有廣闊的應用前景。振動篩的整體結構如圖1 所示。

圖1 組合振動篩示意圖

組合式振動篩的工作原理是基于激振器安裝在篩板的側板上的振動，篩面和篩箱內的物料構成振動塊，由抗振彈簧支撐的振動質量構成振動系統。激振器主軸兩端裝有對稱等效的偏心塊，由軸承支撐[3]。電機和輪胎聯軸器傳遞的動力使主軸旋轉，通過鍵連接，還帶動偏心塊旋轉并產生離心力，離心力帶動整個振動塊做橢圓軌道運動。整個篩網由兩個篩網單元組成，形成兩個統一的篩網表面。進料單元篩箱篩面設置大傾角；其振動參數為高頻小幅值。出料口篩面設置傾角較小，振動參數為低頻大振幅。因此，松散、分層的工藝過程可以輕松順利地進行。

2 組合振動篩有限元模型的建立

2.1 篩箱有限元模型的建立

為了反映篩箱結構的實際應力情況，提出了模型簡化的措施：切割出無軸承和功能部件的結構，如護板、篩板、支撐篩板的角鋼等；省略了篩框結構上的約束孔和工藝孔；篩箱結構中較小的電弧過渡與正交過渡交替進行；篩箱的排氣外殼替換為圓梁；螺栓連接進行簡化[4]。

研究了GDZS2460/2 組合振動篩的篩盒結構，采用shell63、combin14、mass21 三種單元的有限元網格形式[5]，在有限元模型中模擬振動篩的板殼、彈簧和偏心質量。整個屏幕框中定義的單元的真實常數和材料特性如表1 和表2 所示。

表1 材料參數統計

表2 材料特性

通過對組合振動篩GDZS2460/2 的分析，采用自上而下的方式直接在ANSYS 仿真中建立了篩箱的有限元模型。激振器兩端的偏心質量被簡化為兩個質量單位[6]。質量單位節點設置為剛性區域的主節點。側板上激振器安裝位置的殼體單元節點設置為剛性區域的從屬節點。建立剛性區域，將動力傳遞到篩網所在位置。全局坐標系中兩個質量單位節點的坐標點分別為（-1.757，-0.465，0）和（-1.757，-0.465，-2.445）。在對激振器進行模擬后，建立了篩箱框架的有限元模型，如圖2 所示。

圖2 篩箱框架構有限元模型

2.2 篩箱的應力分析及工況計算

分析表明，振動篩在工作過程中具有重力、激勵力、彈簧響應力和阻尼力。但在慣性振動靜態分析中，只考慮了重力和激勵力，忽略了彈簧響應力和阻尼力。在靜強度計算中，選擇向下方向的激振力作為作用力。其作用方式是激振力的X、Y 軸方向上的分量平均施加在激振器和側殼連接的連接孔周圍的節點上。

頂篩單元上的激振電機的旋轉速度為970 r/min，而角速度為101.53 rad/s。其單側偏心質量為53.7 kg，偏心度為113 mm。

2.3 邊界條件

篩箱座和整體結構的彈簧座通過彈簧連接。彈簧與篩箱座的接觸簡化為鉸鏈接頭。因此，有限元模型的邊界條件是對具有X、Y、Z 方向的彈簧所有關節的移動自由度進行約束。

3 篩箱模態分析計算

模態分析是動態設計中的關鍵部分，它用于分析結構的振動特性，揭示結構的固有頻率和振動模態。它也是諧波響應分析和瞬態動力學分析的基礎。在篩箱的模態分析過程中，為了得到篩箱結構的振動特性，提高了有限元計算速度，只對前15 階的固有頻率和振動模式進行了分析。在ANSYS 中，所得到的組合振動篩的篩框前15 階的固有頻率值見表3。

表3 前15 階的固有頻率值

從表3 中可以看出，7 階和8 階的固有頻率值大多接近于工作頻率16.16 Hz。7 階的固有頻率值為11.992 Hz，8 階的固有頻率值為23.644 Hz。顯然，這兩個階數的固有頻率和工作頻率之間的差異超過了工作頻率的10%。因此，根據動態設計要求，可以判斷在振動篩工作時不會發生共振現象。另外，從各階固有頻率的振動中可以看出，前6 階篩箱的振動模態為剛性振動，后9 階的振動模態為彈性振動。剛性振動不會直接影響篩箱的強度，因此只有7 階和8 階固有頻率有危險性。

從振動統計表中可以看出，彎曲振動和扭轉振動是篩箱的主要彈性振動。側板兩端沿Z 軸方向的彎曲振動，彈簧座和梁端沿Z 軸方向的扭轉振動是7 階的主要振動方式。側板和梁兩端的彎曲剛度以及梁兩端的扭轉剛度都相對較低。所獲得的篩箱的固有頻率和相對振動模式只能反映組合振動篩的篩箱結構的固有特性，而不能確定篩箱結構在承受激振力方面具有足夠的強度。為了獲得篩箱各節點的變形和應力，應對振動篩箱結構進行靜態分析。

4 篩箱靜力學分析

用ANSYS 軟件得到的位移分布圖和應力圖如圖3 和圖4 所示。在圖3 中，篩箱框架單元的最大位移在進料過程中，在進料側板上邊緣的最大值在5.5 mm左右，在其他地點的位移非常小。在圖4 中，高應力面積主要分布在側板槽鋼梁接頭處，其最大值為44.8MPa，其他位置的應力較小。所有應力均小于Q235 材料在靜荷載下的容許應力值。因此，該篩箱的設計符合振動篩的設計標準。

圖3 位移（m）分布

圖4 應力（Pa）分布

5 結論

1）有限元模型得到了合理的簡化，并在建立時對受力單元進行了定義。對篩箱結構進行了精確仿真，縮短了有限元解析計算的過程，保證了計算精度。

2）在篩箱模態分析過程中，得到前15 階的固有頻率和振型。工作頻率遠離固有頻率，從所有的振動模式圖中，進料的剛度低于出料的剛度。側板、橫梁兩端的抗彎剛度和橫梁兩端的抗扭剛度較低，為改進篩箱結構提供了理論依據。

3）靜力分析得到位移和應力分布圖。靜載荷下的最大位移在進料端，最大值為5.5 mm。應力集中區分布在槽鋼梁與側板的接縫處，最大值為44.8 MPa，位于槽鋼梁與側板的接縫處，最大值小于靜載下的許用應力值。但在篩箱強度設計中，應考慮交變載荷，因為它會影響振動篩箱結構。