高東強(qiáng)，李穎超，葛文益，蔡其明，辛?xí)札?/p>

（陜西科技大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，西安 710021）

隔膜壓濾機(jī)壓緊裝置的設(shè)計(jì)與研究

高東強(qiáng)，李穎超，葛文益，蔡其明，辛?xí)札?/p>

（陜西科技大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，西安 710021）

壓緊裝置是隔膜壓濾機(jī)的重要組成部分，針對單缸壓緊裝置壓緊力小的缺點(diǎn)，本文重點(diǎn)對隔膜壓濾機(jī)的雙缸壓緊裝置進(jìn)行了設(shè)計(jì)，并利用ANSYS Workbench對缸筒、壓緊油缸整體、油缸座和壓緊板進(jìn)行了分析，得到了應(yīng)力和變形云圖。通過對設(shè)計(jì)的四種不同結(jié)構(gòu)的壓緊板進(jìn)行靜力學(xué)分析，獲得了質(zhì)量和變形均較小的壓緊板結(jié)構(gòu)。

壓緊裝置；ANSYS Workbench；靜力學(xué)分析；應(yīng)力；變形

0 引言

隔膜壓濾機(jī)是壓濾機(jī)的一種，其在制糖、煤礦、化工等領(lǐng)域有著非常廣泛的應(yīng)用。壓緊裝置是隔膜壓濾機(jī)重要的組成部分，其作用是在過濾開始時將橫梁上的一片片濾板壓緊并保壓，防止物料在過濾時從濾板間噴出。目前，壓濾機(jī)按壓緊方式分三種：手動式壓緊、電動式壓緊和液壓式壓緊。手動式壓緊裝置比較簡單，提供的壓緊力也比較小，主要應(yīng)用于小型壓濾機(jī)上。電動式壓緊裝置組成比較復(fù)雜，壓緊力不易控制，效率低，所以其只在一小部分小型壓濾機(jī)上應(yīng)用。液壓式壓緊裝置用液壓缸提供壓緊力不僅作用力大，結(jié)構(gòu)緊湊，而且還便于控制。液壓式壓緊裝置可分為單缸壓緊和多缸壓緊。由于壓濾機(jī)正朝著大型化發(fā)展，所需的壓緊力也越來越大，在大中型壓濾機(jī)中單缸壓緊正被多缸壓緊所取代。本文主要對隔膜壓濾機(jī)的雙缸壓緊裝置進(jìn)行設(shè)計(jì)與研究。用ANSYS Workbench對缸筒、壓緊油缸整體進(jìn)行了分析，對雙缸油缸座和壓緊板進(jìn)行了結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。

1 壓緊裝置的結(jié)構(gòu)分析

隔膜壓濾機(jī)雙缸壓緊裝置主要由壓緊板、油缸座、油缸座支腿、壓緊油缸組成，如圖1所示。兩個壓緊油缸的缸筒通過螺栓固定在油缸座上，活塞桿頂端和壓緊板相連，兩個壓緊油缸的活塞桿能夠同步運(yùn)動帶動壓緊板在左右橫梁的軌道上移動，完成壓緊和松開濾板。兩個壓緊油缸的位置有上下分布和左右分布兩種，但在隔膜壓濾機(jī)壓濾過程中，由于物料重力等因素，濾板上下容易受力不均勻，所以現(xiàn)在雙缸壓緊裝置的兩個壓緊油缸一般都是上下布置。

圖1 雙缸壓緊裝置結(jié)構(gòu)組成

2 壓緊裝置主要部件的設(shè)計(jì)與研究

2.1 壓緊油缸

2.1.1 壓緊油缸負(fù)載計(jì)算

壓緊油缸活塞桿的阻力等于使所有濾板壓緊密封的壓緊力F，壓緊力F由壓濾介質(zhì)產(chǎn)生的內(nèi)力和濾板接觸面上的密封力兩部分組成，即：

根據(jù)實(shí)際經(jīng)驗(yàn)，濾板接觸面上所必需的最小壓強(qiáng)，應(yīng)滿足p=3q。

式中：

F0為將濾板壓緊密封的壓緊力，N；

Q為過濾時作用在濾板上的內(nèi)力，N；

P為濾板接觸面上的密封力，N；

q為過濾操作壓強(qiáng)，該隔膜壓濾機(jī)過濾操作壓強(qiáng)的大小為0.8MPa；

p為為保證密封，濾板接觸面上所必需的最小壓強(qiáng)，其大小為2.4MPa；

S1為濾板之間密封接觸面，其面積為284316mm2；

S2為濾板承受液體壓力的面，其面積為1081442mm2。

代入數(shù)據(jù)計(jì)算出使濾板密封最小的壓緊力為1.548×106N，則壓緊油缸負(fù)載

2.1.2 缸體設(shè)計(jì)

1）缸筒內(nèi)徑計(jì)算

式中：

D為缸筒內(nèi)徑，mm；

F1為油缸的負(fù)載（取最大負(fù)載值），N；

p0為油缸設(shè)定工作壓力，MPa；

ηm為機(jī)械效率，一般取0.95；

每個油缸的負(fù)載=0.774×106N，將油缸的工作壓力設(shè)為18MPa。代入數(shù)據(jù)計(jì)算出D=240.04mm，取標(biāo)準(zhǔn)值D0=250mm。則液壓缸的工作壓力

2）缸筒壁厚的計(jì)算

式中：

δ為缸筒的壁厚，mm；

pmax為油缸最高工作壓力，MPa；

D0為缸筒內(nèi)徑，mm；

σs—材料的屈服極限，MPa；為了保持足夠的強(qiáng)度和良好的焊接性缸筒材料選用35號冷拔無縫鋼管，其屈服極限

ns為安全系數(shù)，一般可取ns=3～5。

油缸的最高壓力一般要比工作壓力高出1/4，即pmax=1.25，p1=20MPa；由于隔膜壓濾機(jī)壓緊油缸的負(fù)載為交變不對稱載荷，所以取ns=4，則缸筒材料許用應(yīng)力將數(shù)據(jù)代入到公式中計(jì)算出δ=31.4mm≈32mm。

3）缸底厚度計(jì)算

[δ]為缸底材料的許用應(yīng)力，MPa；缸底選用35號鋼，則[δ]=78.75MPa；

式中：

h為缸底厚度，mm；

代入數(shù)據(jù)計(jì)算得缸底厚度h=54.55mm≈55mm。

缸體的三維模型如圖2所示。

圖2 缸體的三維模型

2.1.3 活塞桿設(shè)計(jì)

1）活塞桿材料的選擇

本文設(shè)計(jì)的活塞桿采用實(shí)心桿。為了提高的強(qiáng)度和減小變形，活塞桿采用45號鋼。

2）活塞桿直徑的計(jì)算：

得到壓緊油缸活塞桿的直徑d=140mm?；钊麠U組件結(jié)構(gòu)示意圖如圖3所示。

圖3 活塞桿組件結(jié)構(gòu)示意圖

2.1.4 壓緊油缸整體分析

將壓緊油缸裝配體模型導(dǎo)入到ANSYS Workbench中，進(jìn)行材料、接觸設(shè)置、劃分網(wǎng)格、添加約束等進(jìn)行靜力學(xué)分析，結(jié)果如圖4、5所示。

圖4 等效應(yīng)力

圖5 總變形

由圖可知，壓緊油缸最大應(yīng)力為190.54MPa，主要在缸底與缸筒交界處。其余各部分的應(yīng)力都在63～105MPa之間，均能滿足材料的強(qiáng)度要求。

2.2 油缸座的設(shè)計(jì)與分析

2.2.1 油缸座的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

油缸座是隔膜壓濾機(jī)的重要的受力部件，在壓緊油缸對濾板壓緊時，其主要承受來自橫梁的巨大拉力，另外油缸座還要承受來自水洗架的壓力。本文設(shè)計(jì)的是雙缸油缸座，在單缸的基礎(chǔ)上增加幾個鋼板，鋼板通過焊接構(gòu)成一個整體，鋼板材料是Q345，兩個壓緊油缸上下布置，如圖6所示。

圖6 雙缸油缸座

2.2.2 油缸座的靜力學(xué)分析

將雙缸油缸座的模型進(jìn)行簡化后，導(dǎo)入到ANSYS Workbench中，對其劃分網(wǎng)格，然后對其添加約束和載荷：在油缸底部與支腿連接處添加固定約束；在油缸座兩邊8個螺栓孔處添加固定約束；在油缸座與左右橫梁連接處添加強(qiáng)迫位移約束，分別限制油缸座X軸與Y軸的位移；在油缸座前面與壓緊油缸配合的兩個孔處添加強(qiáng)迫位移約束，限制其X、Y軸的位移。靜力學(xué)分析結(jié)果如圖7、8所示。

圖7 等效應(yīng)力

圖8 總變形

油缸座的最大應(yīng)力為170.38MPa，主要在油缸座上邊與壓緊油缸配合孔的邊緣，其它部位的應(yīng)力主要在37～86MPa之間，油缸座的最大總變形為0.29715mm，主要在油缸座與壓緊油缸配合孔上邊緣和壓緊油缸頂部后邊緣處，油缸座的變形越往上越大，因?yàn)榧s束主要靠近下部。因此油缸座的變形和應(yīng)力均能保證壓緊油缸的正常工作。

2.3 壓緊板的設(shè)計(jì)與分析

壓緊板能夠在壓緊油缸的作用下在橫梁的導(dǎo)軌上移動，用來壓緊與松開濾板。本文在設(shè)計(jì)雙缸壓緊板結(jié)構(gòu)的時候也同樣參考了單缸壓緊板的結(jié)構(gòu)，如圖9所示。壓緊板材料是Q235，壓緊板各部件間通過焊接成為一個整體。

雙缸壓緊板在單缸壓緊板的基礎(chǔ)上，將原來一個凸臺改為兩個；將反吹法蘭放在壓緊板的正面，增加反吹效果；將正方形小面板改為圓形；根據(jù)筋板的形狀，提出了四種方案，這四種方案中邊板與筋板的高度相同，如圖10所示。分別為十字筋板結(jié)構(gòu)，叉形筋板結(jié)構(gòu)，星型筋板結(jié)構(gòu)和米型筋板結(jié)構(gòu)?，F(xiàn)將該模型導(dǎo)入ANSYS Workbench中進(jìn)行分析，獲得最大等效應(yīng)力與最大總變形，由圖知它們都滿足要求。

圖9 單缸壓緊板的結(jié)構(gòu)組成

圖10 筋板結(jié)構(gòu)方案

由表1可以看出，四種方案的最大應(yīng)力和最大總變形都相差不大，但質(zhì)量卻隨著筋板數(shù)量的增多而增大。十字型筋板結(jié)構(gòu)的質(zhì)量最小，為597.28kg，和方案四相差144.44kg。所以在最大應(yīng)力、最大總變形都滿足要求的條件下優(yōu)先選擇質(zhì)量最小的，即方案一的十字型筋板結(jié)構(gòu)為最優(yōu)方案。圖11為雙缸壓緊板的三維模型。

表1 四種筋板結(jié)構(gòu)方案的分析結(jié)果

圖11 雙缸壓緊組件三維模型

3 結(jié)論

本文通過對隔膜壓濾機(jī)壓緊裝置進(jìn)行設(shè)計(jì)并進(jìn)行了有限元分析，得到了其最大應(yīng)力和變形所出現(xiàn)的位置。進(jìn)一步證實(shí)了雙缸壓緊裝置優(yōu)于單缸壓緊裝置，通過分析得出十字型筋板結(jié)構(gòu)由于具有質(zhì)量小、變形小的優(yōu)點(diǎn)被應(yīng)用。

[1] 胡松,孫超峰,王康康,等.基于ANSYS的壓濾機(jī)壓緊板結(jié)構(gòu)優(yōu)化[J].無線互聯(lián)科技,2014,(10):111-112.

[2] 張?zhí)J巖.雙作用壓濾機(jī)濾板壓緊系統(tǒng)受力分析及優(yōu)化設(shè)計(jì)[J].煤礦機(jī)械,2011,(7):9-10.

[3] 吳彥偉.快速隔膜壓濾機(jī)改進(jìn)設(shè)計(jì)[J].科技創(chuàng)新與應(yīng)用,2013,(6):102-103.

[4] 丁啟圣,王唯一,等.新型實(shí)用過濾技術(shù)[M].北京:冶金工業(yè)出版社,2004:536-542.

[5] 張利平,鄧鐘明,等.液壓氣動系統(tǒng)設(shè)計(jì)手冊[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,1997:70-110.

[6] 丁興江.關(guān)于廂式壓濾機(jī)機(jī)架設(shè)計(jì)的探討[J].流體機(jī)械.2012,40(9): 43-45.

[7] 馬意臣,周福才,梁為民.壓濾機(jī)壓緊裝置的改進(jìn)[J].化工裝備技術(shù).1991,(2):28-32.

Design and research of clamping device for diaphragm fi lter press

GAO Dong-qiang, LI Ying-chao, GE Wen-yi, CAI Qi-ming, XIN Xiao-long, ZHANG Zi-rui

TD462

：A

：1009-0134(2017)08-0071-04

2017-03-11

高東強(qiáng)（1960 -），男，陜西大荔人，工學(xué)博士，教授，研究方向?yàn)橥馆啓C(jī)構(gòu)的CAD/CAM、先進(jìn)制造技術(shù)、材料加工工程等。