книги / Прочность конструкций при малоцикловом нагружении

а

Рис. 6.2. Режимы работы центробежных сепараторов

а — непрерывный с автоматической пульсирую­ щей выгрузкой осадка; б — прерываемый с руч­ ной выгрузкой осадка

Рис. 6.1. Типовой ротор центробежного сепаратора

кольцевой гайки. По форме крышка представляет собой кониче­ скую оболочку вращения слабопеременной и ступенчатой толщи­ ны с углом при вершине 90—120°. Отношение диаметра крышки к ее толщине в пределах 15. Крышка заканчивается внизу уста­ новочным буртом и фланцем, а сверху буртом сложной формы. Поршень — подвижная часть барабана сепаратора, состоящая из цилиндрической оболочки вращения постоянной толщипы, подкрепленной в средней части днищем сложной формы. Соотно­ шение диаметров к толщинам соответствующих элементов порш­ ня в пределах 10—12. Большое затяжное кольцо представляет собой тонкостенное резьбовое кольцо ступенчатой формы, имею­ щее отверстие и пазы, равномерно расположенные по окружности.

Формы деталей барабанов сепараторов принимаются с учетом конструктивных, технологических, динамических и производст­ венно-экономических факторов, причем при проектировании мо­ гут быть получены различные варианты решений, удовлетворяю­ щие поставленным требованиям.

§ 2. РАСЧЕТНО-ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ОПРЕДЕЛЕНИЕ НАПРЯЖЕННОДЕФОРМИРОВАННОГО СОСТОЯНИЯ

Рассмотренные в § 1 особенности конструктивных форм роторов и условия их эксплуатации показывают, что наряду с расчетами статической прочности необходимы расчеты на циклическую проч­ ность, особенно на стадии проектирования новых конструкций и при внедрении новых материалов. При этом расчет циклической прочности деталей роторов сепараторов должен основываться на анализе общей и местной напряженности с учетом фактических данных по сопротивлению применяемого материала деформирова­ нию и разрушению.

Экспериментальные и расчетные исследования напряжений и прочности роторов включают инженерные и численные с приме­

122

нением ЭВМ методы расчета напряженно-деформированного со­ стояния основных деталей роторов сепараторов, механические ис­ пытания на статическую и циклическую прочность сталей и спла­ вов.

Моделирование напряженного состояния роторов центробеж­ ных сепараторов с применением фотоупругости [2, 3] в сочетании с тензометрическими исследованиями напряжений позволяет бо­ лее надежно оценивать номинальную и местную напряженность. Тем не менее для быстро вращающихся составных конструкций

ний роторов методами конечных элементов (МКЭ) или вариацион­ но-разностными методами (ВРМ). Следует, однако, заметить, что использование для расчетов ВРМ и МКЭ позволяет определять напряженно-деформированное состояние в основном для осесим­ метричных конструкций непрерывной формы. Поэтому для зон разгрузочных окон, мест под соплодержатели, а также мест сое­ динения деталей ротора необходимо использовать дополнитель­ ные экспериментальные и расчетные исследования локальных напряженных состояний.

С целью получения исходных данных для определения цикли­ ческой прочности и ресурса роторов был использован метод фото­ упругости на моделях из оптически чувствительного материала с применением «замораживания» деформаций, дополненный раз­ работкой оптических моделей специальной конструкции и спосо­ бов моделирования напряженно-деформированного состояния по­ лых роторов.

Задачи сложного взаимодействия деталей высокоскоростных роторов, оценки точности результатов и выбор оптимальных форм конструкций позволяет решить сочетание методов фотоупругости, тензометрирования и численного расчета с применением ЭВМ [6, 7]. Вместе с этим получение экспериментальных данных о со­ противлении циклическому деформированию и разрушению ро­ торных материалов позволяет выполнить уточненную оценку дол­ говечности деталей роторов по стадии образования макротрещин.

Исследования напряженного состояния основных типов уни­ фицированных форм роторов промышленных сепараторов осу­ ществлялись с использованием моделей из оптически чувствитель­ ного материала с применением «замораживания». На рис. 6.4 приведены данные о величинах кольцевых и меридиональных напряжений на наружной (рис. 6.4, а) и внутренней (рис. 6.4, б) поверхностях ротора сепаратора с центробежной пульсирующей разгрузкой. Видно, что наибольших значений напряжения дости­ гают в зоне разгрузочного окна, что иллюстрируется также полу-

123

ченной картиной полос в его зоне (рис. 6.4, в) и нанесенными на ней эпюрами соответствующих им напряжений, а также отвечает характеру эксплуатационных разрушений (см. рис. 6.3.). Ана­ логичные результаты для ротора сепаратора с непрерывной цент­

ненной модели затяжного кольца позволило дополнительно с боль­ шой детализацией исследовать напряженное состояние (рис. 6.5, в) в витках резьбы от осевых усилий, являющихся для рассматривае­ мого ротора основными. Наглядным отображением распределения напряжений в этой конструкции является приведенная на рис. 6.5, г картина полос для рассматриваемых его элементов.

Экспериментальные исследования напряжений в роторах сепа­ раторов успешно дополняются и численными методами расчетов с применением ЭВМ. Сопоставляя полученные экспериментально на модели ротора сепаратора с ручной выгрузкой осадка величины напряжений с данными расчета методом конечных элементов пе­ реходной зоны цилиндрической части ротора его днища, можно установить их удовлетворительное соответствие (рис. 6.6), осо­ бенно для значительных по абсолютной величине напряжений.

Для обеспечения прочности его основной детали — силового винта и, в частности, узла сопряжения головки винта с крышкой ротора и резьбовой частью были проведены исследования напря­ жений и деформаций на моделях из оптически чувствительного материала методами фотоупругости и тензометрирования, а также вариационно-разностным методом с применением ЭВМ.

Сочетание методов тензометрирования и фотоупругости позво­ лило провести исследование для нескольких вариантов нагруже­ ния винта на одной модели. Пересчет напряжений с модели'на на­ туру производился без учета коэффициентов Пуассона цм, цн для материалов модели и натуры, влияние которого незначительно.

На рис. 6.7 приведены данные о распределении напряжений в зоне сопряжения силового винта при воздействии осевой нагруз­ ки. Изменение конструкции головки винта позволило в 2,2 раза снизить максимальные местные напряжения в точках А я В зоны перехода (рис. 6.7, а и б) и теоретические коэффициенты концент­ раций напряжений аа от 4,3 до 1,7—2,0.

Коэффициент концентрации напряжений в верхнем наиболее нагруженном витке винта составил около 4—4,2.

Тензометрическое исследование напряженного состояния зо­ ны сопряжения было проведено для случая перекоса деталей ро­ тора из-за неточности их изготовления. Для сохранения подобия модель изготавливалась с учетом масштаба перемещения, при ко­ тором необходимый зазор между сопрягаемыми деталями опреде­

125

Рис. 6.5. Распределение напряжений (а) и интерференционная картина по­ лос в меридиональном срезе (6) и зоне разгрузочных окон (в) оптической модели ротора сепаратора с непрерывной выгрузкой осадка

продольной упругости для модели и натуры, а а и р — масштабы геометрического и силового подобий между натурой и моделью.

Из уравнения (6.1) вытекает условие, позволяющее оценить влияние зазора на перемещение подбором возможных масштабов силового подобия. Измерение деформаций производилось с ис­ пользованием тензорезисторов с базой 1 мм и измерителя статиче­ ских деформаций по методике Г8].

126

По результатам измерений были построены кривые 1 и 2 (рис. 6. 7, в), показывающие зависимость номинальных напряже­ ний оп в сечении I—I от угла перекоса 0 опорных поверхностей соответственно крышки и головки винта.

127

• Г

х r-a jf

Рис. 6.7. Распределение напряжений в узле сопряжения «силовой винт — крышка» для двух типов винта (а, б), а также влияние на них перекоса опор­ ных поверхностей крышки и головки (в)

Проведенное исследование напряжений показало, что узел сопряжения имеет высокую концентрацию напряжений и в свя­ зи с этим может рассматриваться как работающий в условиях жесткого циклического нагружения (с постоянными амплитуда­ ми деформаций).

Расчет напряжений и смещений в винте выполнен вариацион­ но-разностным методом (ВРМ) в перемещениях на основе разност­ ной схемы, изложенной в работе [9]. Выбор метода расчета был продиктован тем, что при одинаковых параметрах системы раз­ решающих конечно-разностных уравнений (число уравнений, ши­ рина полосы ленточной матрицы) и одинаковом расположении уз­ ловых точек ВРМ может дать лучшую аппроксимацию уравнений теории упругости, чем метод конечных элементов (МКЭ).

Использованная расчетная сетка (рис. 6.8, а) имела около 800 внутренних узловых точек, а число уравнений в системе (ап­ проксимирующих дифференциальные уравнения равновесия) бы­ ло равно 159.

На рис. 6.8, б приведены эпюры напряжений в масштабе ст„, полученные расчетом для верхней части модели винта при нагру­ жении силами Я и Z. Сплошными линиями показаны эпюры при р = 0,48; пунктирными линиями — при р = 0,3. Кривые 1 по-

S о

Рис. 6.8. Результаты исследования чис­ ленными методами напряженного состоя­ ния силового винта ротора

по минимальному сечению А — А (рис. 6.8, б). Максимальное растягивающее напряжение сгтах

действует в точке В на поверхности галтели и равно 1,6 <тп.

При этом видно, что расхождение в значениях наибольших напряжений в меридиональном направлении находится в преде­ лах 4—5%, а для кольцевых наименьших напряжений расхожде­ ние достигает ~35 % для указанных выше значений.

§ 3. ОЦЕНКА МАЛОЦИКЛОВОЙ ДОЛГОВЕЧНОСТИ РОТОРОВ СЕПАРАТОРОВ

Как упоминалось в § 1, применяемые в настоящее время в сепараторостроении нормативные методы расчета на прочность пре­ дусматривают оценку статической несущей способности их эле­ ментов на основе определения упругих напряжений при макси­ мальных рабочих нагрузках и выполнение условий отсутствия деформаций, нарушающих нормальную работу сопрягаемых де­ талей. При этом запасы по пределу текучести, например, для аус­ тенитной стали принимаются равными 2,0 и 1,5 соответственно для мембранных напряжений и напряжений в зонах концентрации

130