双滑履球磨机回转体模态分析与结构改进

双滑履球磨机回转体模态分析与结构改进

在选集、材料、化工、冶金、材料等行业，旋转磨机是最常见、最常用的研磨机。作为重型机组设备,球磨机总是运转在重载交变载荷情况下,其工作环境极为恶劣,再加上使用因素的影响,诸多因素使得球磨机故障率较高。而回转体是球磨机的关键部件,在磨机工作过程中,回转体除受研磨体的静载荷作用外,还受到研磨体的冲击作用。它的可靠性设计影响磨机的运行状况,对大型球磨机来讲尤为重要。所以回转体的动态特性分析以及动态性能改善就显得尤为重要。本研究以ϕ3.8m×13m双滑履球磨机为对象,对其回转体进行了动态特性分析,并通过结构改进使其动态性能得到了改善。1回转体模型分析研究所分析的球磨机由南京水泥工业设计研究院设计、唐山水泥机械厂制造。尺寸规格为ϕ3.8m×13m,即筒体内径为3.8m,两端滑履支承中心之间的距离为13m。磨机转速为15r/min,磨机质量为176t。采用双滑履支承,即出料端为固定滑履支承,进料端为活动滑履支承。利用大型通用有限元分析软件ANSYS来进行模态分析。先基于UGNX4.0软件完成球磨机回转体的实体建模工作,模型经简化后利用ANSYS与UG连接的接口,将其导入ANSYS中。在有限元分析中,实体模型的细节会增加网格数量,使有限元模型过于复杂。为了提高建模的效率,缩短计算分析时间,需要对回转体零部件进行简化。在忽略次要因素的同时,为了保证简化后的模型分析结果的正确性,保留主要的结构特征和力学特性。这要求在模型的复杂度与精确度之间找到一个最优的平衡,模型的结构简化原则如下。(1)不建立衬板的模型。采用等效密度的方法对衬板质量进行简化。(2)删除零件中的一些微小特征。螺栓、螺母、螺栓孔、倒角等一些微小的结构对结果准确性的影响不是很大,所以建模时不考虑这些微小特征。(3)所有焊缝处不允许出现裂缝、虚焊等焊接缺陷,所以认为在焊缝处材料是连续分布的。(4)滑履支承不同于一般的滑动轴承支承,滑瓦能够自动调心,所以视为刚性支座。结合分析的回转体的结构特点,在综合考虑分析的精度、单元数和单元类型后,决定采用三维实体单元SOLID45进行网格划分。所分析的球磨机回转体的网格数量是用单元尺寸来控制的。综合考虑各方面因素,并且经过几次试算,最终确定单元总体尺寸为150mm。研究采用的是自由网格划分,图1所示为进行网格划分后的球磨机回转体的有限元模型。模型共包含98060个单元,32107个节点。2回转体模态分析研究进行的是模态分析,模态分析属于动态分析中的固有特性分析,固有特性由固有频率、振型等一组模态参数构成,它由结构本身(质量与刚度分布)决定,而与外部载荷无关。所以在对回转体进行模态分析时,只需施加自由度约束即可。磨机筒体两端用滑履支承,出料端为固定滑履支承,进料端为活动滑履支承即允许有轴向位移。对出料端支承,在滑环与托瓦接触处,约束节点的全部自由度;对进料端支承,在滑环与托瓦接触处,除轴向移动自由度外,约束节点的其他自由度;另外,对于法兰盘,约束连接面上节点的全部自由度,如图2所示。采用BlockLanczos方法求解,频率范围取为0～1000Hz。3回转体固有频率利用ANSYS求解后,得出前10阶振型的模态参数,结果见表1。对ϕ3.8m×13m球磨机筒体的固有频率特性进行了有限元分析,所计算的模态包括径向振动、轴向振动和扭转振动,得出如下结论。(1)回转体工作时的转速为15r/min,即0.26Hz,而回转体的最低固有频率为55.2Hz。因此,回转体的固有频率远远大于其工作频率,不会产生共振。(2)由各阶振型图和动画显示可知:第3,4阶振型具有相似的振型,即细磨仓径向振动;第6,7阶振型具有相似的局部振型,即细磨仓的径向振动;第9,10阶振型具有相似的局部振型,即粗磨仓的径向振动。这些模态属于同一阶模态在不同平面内的耦合模态。(3)在第6,7阶振型中,细磨仓出现了局部振型,最大振幅位于细磨仓中段及人孔处,幅值分别为12.98μm和11.41μm。(4)在第9,10阶振型中,粗磨仓出现了局部振型,最大振幅位于粗磨仓中段及人孔处,幅值分别为20.95μm和18.43μm。这些部位(尤其是人孔处)的动应力产生交替变化,使筒体在该区域容易裂开。对于这种有害的局部振型,应该通过结构改进等方法加以避免。根据以上振型分析,发现回转体整体的刚度和质量分布较为均衡,值得注意的是频率为118Hz的第9,10阶振型,幅值较大,且位于人孔处,应通过结构改进或者增加局部刚度来抑制这些振动的影响。4隔仓板位置的确定—结构改进与模态对比从模态分析的结果来看,回转体的动态性能尚需进一步改善。从改变隔仓板的位置入手,分析隔仓板的不同位置对回转体动态性能的影响。隔仓板位置的确定非常关键,磨机隔仓板的位置与磨机结构、物料的物理性质以及操作参数有关,但在确定其具体位置时,往往从经验出发,很少从理论上做具体的分析研究工作。虽然有些也谈及理论上的问题,但并没有人从有限元分析的角度去研究隔仓板的适宜位置。从模态分析的角度入手,在原磨机模型的基础上,对隔仓板的位置进行改动。原磨机的隔仓板与进料端滑履支承中心的距离为4912.5mm。在此位置的基础上,分别将隔仓板向粗磨仓和细磨仓进行了3次移动。每次移动的距离为1个衬板的长度,即300mm。方案1,2,3分别为向细磨仓移动300,600和900mm。方案4,5,6分别为向粗磨仓移动300,600和900mm。主要从固有频率、节点最大位移量和振型3个方面对原方案和改动方案进行对比,从而选择出最佳方案。4.1粗磨仓和细磨仓移动模态原磨机与各改动方案的固有频率见表2。从表2中可知,隔仓板位置的改动,对磨机回转体固有频率的影响不是很大,但是也有一定的影响。第1,2阶模态,方案1～6的固有频率与原方案基本相同。第3至7阶模态,隔仓板从粗磨仓依次往细磨仓移动,固有频率从低到高在增加(比如,第3阶固有频率从61.936Hz增加至73.548Hz,第7阶固有频率从76.467Hz增加至87.173Hz)。第8阶模态,隔仓板从粗磨仓依次往细磨仓移动,固有频率从高到低在减小(从112.31Hz减小至98.701Hz)。第9,10阶模态,方案4固有频率最大,隔仓板以此位置为基础,向粗磨仓和细磨仓移动,固有频率都有所下降。在0～110Hz的频率范围内,原机身出现的振型数为8,而方案4,5,6出现的振型数为7,振型数相对减少。4.2粗磨仓和隔仓板的振动结果表3为改动前后节点的最大位移量。通过表2和表3可以看出,固有频率相同的振型,节点的最大位移量有所改变。比如,原方案的第5阶固有频率和方案6的第6阶固有频率相同,均为74.3Hz,振型也相同,均为粗磨仓和隔仓板的轴向振动以及细磨仓的径向振动,但节点最大位移量分别为6.784μm和11.632μm。再比如,原方案的第9阶固有频率和方案6的第10阶固有频率相同,均为117Hz,振型也相同,均为粗磨仓的径向振动,但节点最大位移量分别为20.95μm和13.088μm。从前10阶模态来看,对各个方案的各阶振型的节点最大位移量进行比较可以发现,方案4的节点最大位移量相对都偏小。并且,原方案的第6阶固有频率和方案4的第7阶固有频率相同,均为79Hz,振型也相同,均为细磨仓的径向振动,但节点最大位移量分别为12.985μm和11.057μm,下降了14.7%。4.3回转体振幅分析从固有频率和节点最大位移量的对比分析可以看出,方案4的动态性能比原回转体要好。前4阶振型,方案4和原回转体区别不大。第5阶振型,均为粗磨仓、进料端和隔仓板的轴向振动,以及细磨仓的径向振动,对比振幅最大值,原方案为6.784μm,方案4为6.418μm,下降5.4%。第6,7阶振型,均为细磨仓的径向振动。原回转体的振幅最大值分别为12.985μm和11.414μm,方案4的振幅最大值分别为12.627μm和11.057μm,均有所下降。第8阶振型,均为整体绕轴线的扭转振动,以及粗磨仓与细磨仓左段的径向振动。但最大振幅所在部位不同,原方案最大振幅位于2个人孔处,方案4最大振幅位于1个人孔处,如图3和图4所示。对比振幅最大值,原方案为6.102μm,方案4为5.905μm,下降3.2%。原回转体和方案4的第9,10阶模态均为耦合模态。原回转体为局部振型,表现为粗磨仓的径向振动,振幅最大值分别为20.95μm和18.43μm,此振型的最大振幅较大,应尽量避免出现此振型;而方案4为整体的径向振动,振幅最大值分别为12.223μm和11.966μm,固有频率也有所提高,正好避开了原回转体的局部振型,如图5和图6所示。从以上3点来看,和原回转体相比,方案4改进后的回转体在一定频率范围内的振型数减少了,大多数振型的振幅得到了降低,而且避开了对回转体影响较大的频率为118Hz的局部振型,因此回转体的动态性能得到了改善。5回转体的局部改造对ϕ3.8m×13m双滑履球磨机回转体进行了模态分析,得到了回转体前10阶的固有频率和振型。