機械工程與技術  >> Vol. 9 No. 3 (June 2020)

6m圓盤造球機機架輕量化設計
Lightweight Design of 6m Disc Pelletizer Frame

DOI: 10.12677/MET.2020.93025, PDF, HTML, XML, 下載: 22  瀏覽: 68 

作者: 張可維, 馮永軍*, 顧 浩:遼寧科技大學機械工程與自動化學院,遼寧 鞍山;張利娟:遼寧科技大學建筑與藝術設計學院,遼寧 鞍山

關鍵詞: 圓盤造球機輕量化設計機架有限元分析Disc Pelletizer Lightweight Design Rack Finite Element Analysis

摘要: 本文為減輕圓盤造球機的重量,節約制造成本,提出一種對機架進行輕量化設計的思路。本文利用ANSYS workbench為平臺,對造球機的整體及機架(支架和底座)進行應力分析,分析認為造球機的機架設計冗余量較大是造成設備重量增加的主要原因;因此以降低機架重量為目標,對機架進行輕量化設計,對優化后的機架結構進行比較,其結果表明最大等效應力降低10%,薄弱部件靜剛度提升了10%,同時減輕設備質量1000 kg,既達到了輕量化的目的,又提升了其靜剛度和強度,有效的降低設備的重量和制造成本既改善性能。為以后機架底座的設計提供了理論支持和設計參考。
Abstract: In order to reduce the weight of the disc pelletizer and save the manufacturing cost, this paper puts forward an idea of lightweight design of the frame. In this paper, the stress of the whole and the frame (bracket and base) of the pelletizer is analyzed by using ANSYS workbench as the platform. It is concluded that the large redundancy in the frame design of the pelletizer is the main reason for the increase of the weight of the equipment. Therefore, with the goal of reducing the weight of the rack, the lightweight design of the rack is carried out, and the optimized frame structure is compared. the results show that the maximum equivalent stress is reduced by 10%, the static stiff-ness of weak parts is increased by 10%, and the equipment mass is reduced by 1000 kg at the same time, which not only achieves the goal of lightweight, but also improves its static stiffness and strength, effectively reduces the weight of equipment and manufacturing cost, and improves performance. It provides theoretical support and design reference for the design of the frame base in the future.

文章引用: 張可維, 馮永軍, 顧浩, 張利娟. 6m圓盤造球機機架輕量化設計[J]. 機械工程與技術, 2020, 9(3): 235-243. https://doi.org/10.12677/MET.2020.93025

1. 引言

圓盤造球機是球團礦生產的重要設備,其性能優劣對球團礦生產的效率影響很大 [1]。大部分的造球機制造商在造球機設計之初,會盲目的加大造球機關鍵部件的強度冗余量以確保設備在生產過程中的可靠性和穩定性,增加強度冗余量就會使制造設備使用的材料增加,使設備變得笨重 [2]。對于質量龐大的造球機,輕量化可以有效降低能量損耗,降低成本。這表明有必要對造球機進行輕量化設計。目前,國內外對圓盤造球機的研究相對較少,鄭東梅 [3] 了圓盤造球機的基本結構,并研究了某些動力學規律,何敬川 [4] 對圓盤造球機進行了簡單的靜力學分析,晏志遠 [5] 等對圓盤造球機圓盤進行優化設計等等,但是常規的運動學和強度分析已經不能滿足造球機的發展需要,缺乏對造球機整體更專業和更具體的設計研究;因此有必要進行深入研究。本文輕量化設計的基本思想是以有限元分析為基礎,通過建立數學模型和數值計算,得到最優解的設計方法,對目標結構進行輕量化設計。根據圓盤造球機的現有設計形式,作為優化目標,本文選擇以6m圓盤造球機的機架(支架和底座)作為研究對象,結合有限元和尺寸靈敏度分析方法,選定影響其性能的關鍵尺寸作為優化參數,以最大等效應力為約束條件,以機架結構質量作為優化目標采用遺傳算法對機架進行優化,使其結構更加合理,通過對結構優化前后的強度校驗和對比,在滿足許用應力的前提下,某些部件強度大大增強機架質量減小近1噸,節約了材料成本,這說明本次優化是探索改進整體設計和減輕機架重量的可行性方案 [6]。

2. 造球機整體及主要部件剛度強度分析

從圓盤造球機的參數中了解到,盤體的傾角有一定的范圍,在本論文所研究的對象其傾角為43?~53?。當圓盤傾角為43?時,造球機的整體重心最高,所以造球機在圓盤傾角為43?時工作是最危險工況,所以在傾角43?下進行造球機載荷的計算。

將上述載荷大小確定以后,要把他們施加到ANSYS workbench盤體模型中正確性做一些必要的檢查。對于主軸于圓盤之間的接觸要設置為無摩擦接觸,齒輪之間的嚙合也要設置為有摩擦接觸,剩下零件之間的都要設置為綁定接觸,還有設置圓盤繞主軸的轉動(圖1)。

Figure 1. Load loading model

圖1. 工作載荷加載模型

Figure 2. Overall strain and population stress diagram

圖2. 總應變與應力圖

圖2中可以看出,在當前工況下,圓盤造球機整體最大應力出現在支撐橫軸處,該處出現應力最大值為187.22 MPa。圓盤造球機零部件主要由Q235號鋼材制作,這種鋼材的屈服應力 σ s 為235 MPa。從圓盤造球機的整體和造球機的實際工況考慮,我們取它的安全系數為n = 1.5。根據需用材料力學中最大許用應力 [ σ ] 的計算,可以計算出造球機的最大許用應力,然后和靜力學分析結果進行比較。許用應力計算公式如下:

[ σ ] = σ s n

其中, σ s 為屈服極限, [ σ ] 為許用應力,n為安全系數。根據上式得到:

[ σ ] = σ s n = 235 MPa 1.5 = 156.7 MPa

由于187.22 ≥ [ σ ] ,所以在應力集中地方不滿足強度校核,安全系數較低。從應力云圖可以看出圓盤造球機剛度分布情況,應力主要集中在支撐橫軸上,應該加強這個支撐橫軸的強度。

整體靜力學分析結果不能明顯反映各個零件的應力、應變和總體變形情況,所以本文在這里著重分析支架和底座仿真分析云圖。

1) 支架強度和剛度分析

根據圖3可知,大支架在它的焊接處有明顯的應力集中現象,最大應力值為29.238 MPa。

Figure 3. Overall deformation and strain diagram of the stent

圖3. 支架的應力與應變圖

2) 底座強度和剛度分析

根據圖4圖2對比,底座在與主軸箱連接處出現最大應力即為造球機所受最大應力,最大應力為187.22 MPa。從云圖上看,機架的底座部分的受力集中在支撐橫軸上。

Figure 4. Base strain and stress

圖4. 底座應變與應力圖

通過以上靜力學分析,得到造球機整體及主要零部件的應力云圖有關結果,說明當前建立的模型在相應的載荷下應力較大程度的滿足了性能要求。由計算得許用應力156.7 MPa,所以從靜力學仿真結果可以得只有底座支撐橫軸的地方安全系數較低。6m圓盤造球機的總體質量為42,000 kg,其中機架(由底座和支架組成)的質量為10,500 kg,占總體質量的25%,所以機架是造球機的主要質量來源。從受力云圖上可以看出,雖然機架的底座部分應力很大,但是主要集中在在支撐橫軸上,其余部應力都很小,所以從機架整體考慮它的材料冗余很嚴重,在滿足性能的前提下,有必要對其進行優化設計,減輕機架結構重量。

3. 造球機機架結構的輕量化設計

3.1. 優化數學模型及方法

合理的數學模型是所有優化問題的基礎,優化設計的數學模型由這幾個部分組成:設計變量、約束條件和目標函數。

1) 設計變量

本文中圓盤造球機機架的優化問題,選取的設計變量為P1、P2、P3為底座工字梁的厚度;P4橫軸鋼管的厚度;P5為立柱鋼管的厚度;把這幾個設計變量用向量表示,其形式為:

X = [ P 1 , P 2 , P 3 , P 4 , P 5 ]

2) 約束條件

約束條件就是限定了整個優化的尋優范圍,在設計圓盤造球機機架時,最重要的是機架的承載能力,所以優化設計就是機架要滿足圓盤造球機的承載要求,因此,我們計算出來的最大應力應該小于滿足承載要求的許用應力,根據校核條件得:

P 6 S M A X [ σ ] = 156.7

式中: S M A X 為最大等效應力; [ σ ] 為造球機的材料許用應力。

3) 目標函數

我們對機架進行研究的目的是為了降低機架的質量,同時讓機架滿足圓盤造球機的承載要求。這樣達到提高材料利用效率和降低成本目的。所以我們構建目標函數的時候,其實就是一個機架的截面尺寸和機架質量之間的函數關系。即如下式:

P 7 = M = f [ P 1 , P 2 , P 3 , P 4 , P 5 ]

由上述可知,機架的整體優化模型為:

X = [ P 1 , P 2 , P 3 , P 4 , P 5 ]

S M A X [ σ ] = 195.84

M = min f [ P 1 , P 2 , P 3 , P 4 , P 5 ]

3.2. 優化設計方法

由于遺傳算法由于簡單、容易理解、可調參數多,因而應用比較廣泛。通過考慮圓盤造球機機架的結構特性和機架的優化問題的目標是為減輕質量,所在進行優化計算的時候選用多目標遺傳算法。

3.3. 優化結果分析

在進行優化設計時候,機架每個零件的尺寸參數都需要單獨提取,所以設計變量增多,以最小質量和最小變形量為目標函數。所以在求解迭代過程中有極大的計算量。

由上述優化數學模型,系統會根據多目標遺傳算法的樣本采集規則進行優化設計運算,一直迭代到結果收斂為止。在整個優化迭代的過程中這些參數設計點可以繪制成折線圖,如圖5所示,整個折線圖的上部和下部代表對應設計變量的波動范圍,不同顏色折線代表了不同的設計參數。

圖5中可以看出敏感系數大于0.75都是工字梁的截面尺寸,所以工字梁的設計截面尺寸或者選型對整體機架的質量影響最大。下橫軸對整體質量的影響最小,靈敏度大小0.2,相對其他而言比較弱。

圖6可以看出敏感系數大于0.75都是工字梁的截面尺寸和下橫軸截面尺寸,所以工字梁的設計截面尺寸或者選型和下橫軸的面尺寸對整體機架的變形量影響最大。支架對整體變形的影響最小,靈敏度大小為0.3,相對其他而言比較弱。

圖7中可以看出隨著機架質量的增加,機架的最大變形量在減小。這符合質量和變形量的變化規律。因此優化過程中對質量的取舍也要考慮變形量的變化。從圖中變化趨勢可以看出隨著質量的一直增加變形量的變化變緩,當到達到一定值的時候質量在增加,變形量的變化就變的特別小,所以可以尋到最優解。

Figure 5. The broken line diagram of input and output parameters at each design point and sensitive response of design variables to mass

圖5. 各個設計點輸入和輸出參數結果折線圖與設計變量對質量的靈敏響應圖

Figure 6. Sensitive response of design variables to maximum deformation

圖6. 設計變量對最大變形的靈敏響應

Figure 7. Relationship between maximum deformation quantity and quality

圖7. 最大變形量和質量關系

由造球機機架的主要選料可知,機架主要是由工字鋼和鋼管組成。因為工字鋼和鋼管都有標準尺寸,所以在尋求最優解的時候需要選擇工字鋼的型號。在選擇型號時候根據計算所得的最優解周圍的型號。然后選擇那個型號,根據重量和變形量進行對比得到最優型號。優化結果如下圖8所示。

Figure 8. Optimizing the optimal result

圖8. 優化最優結果

根據上圖有三種優化相對最優結果,通過查詢設計手冊可以選則以下4種型號 390 × 300 × 16 × 10 300 × 300 × 15 × 10 350 × 250 × 14 × 9 440 × 300 × 18 × 11 工字鋼型號,如表1所示;鋼管型號選擇管厚20 mm;肋板厚度為10。將這些型號返回帶入優化模型,得到造球機工字梁底座的優化等效應力云圖和變形云圖(圖9)。

Table 1. Parameters of four different types of I-beam

表1. 四種不同型號工字鋼參數

Figure 9. Deformation and stress of I-beam No. 3

圖9. 三號工字鋼的變形云圖與應力云圖

表1的檢校結果中可以看出,符合強度校核的幾個方案型號的變形量和最大應力之間差距不大,所以我們選則質量最輕的型號三作為工字梁型號。結合剛度分布情況和選型需求,在優化解的基礎上,選擇肋板厚度為10 mm,鋼管厚度為20。根據初步選擇機架設計參數對造球機整體進行靜力學分析,查看優化后造球機的剛度強度和固有振動特性。

靜力學校驗結果如下:

Figure 10. Strength stiffness after optimization

圖10. 優化后的強度剛度

圖10中可以直觀的看出優化后最大應力集中處還是在圓盤的支撐橫軸處,此時的最大應力為147.81 MPa,小于許用應力156.7 MPa,總體的應變變化還是很小,說明優化結果對支撐橫軸進行加強,提高了它的剛度強度。

優化前后設計變量、目標函數以及約束條件的數值對比如下表2所示。

Table 2. Parameter changes before and after optimization

表2. 優化前后參數變化

從上述參數的對比可以得到,優化之后機架的質量減小了1429 kg,在正常工況下的最大等效應力相對也減小了,從原來的超過許用等效應力減小到了現在滿足安全應力范圍之內。由此可見,在本文中的機架優化結果能夠滿足圓盤造球機的工作要求,這種優化方式具有很強的現實意義,能夠快速的得到機架的輕量化的目標,為造球機的設計提供重要優化參數及優化方法。

4. 結論

本文在利用ANSYS workbench對圓盤造球機進行靜力學分析和模態分析基礎上,得出造球機的機架設計強度冗余量較大,采用多目標遺傳算法對機架進行優化,對優化前后進行靜力學和模態校核,得到的主要結論如下:

1) 得出優化后造球機最大應力集中處還是在圓盤的支撐橫軸處,優化前最大應力為187.22 Mp,安全系數較低,優化后最大應力為147.81 MPa,與優化前強度提高了21%,小于許用應力156.7 MPa,說明優化結果對支撐橫軸進行了加強,提高了它的剛度強度;

2) 經過優化前后參數對比,在滿足安全應力范圍下,得到優化之后機架的質量減小了1429 kg,占整個機架質量的13.6%,減輕質量提高經濟性的效果還是顯著的;

3) 本文中的機架優化結果能夠滿足圓盤造球機的工作要求,能夠快速的得到機架的輕量化的目標,為以后機架底座的設計提供了理論支持;對圓盤造球機的設計開發、制造和使用具有現實意義。

NOTES

*通訊作者。

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參考文獻

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