徐建云

（山西興新安全生產(chǎn)技術(shù)服務(wù)有限公司， 山西 太原 030024）

0 引言

振動篩為選煤廠的關(guān)鍵設(shè)備，其主要是對物料的篩分、脫水以及冷卻等。根據(jù)應(yīng)用場合的不同，可將振動篩分為不同的類型。對于高頻振動篩而言，由于設(shè)備的工作頻率較高，導(dǎo)致其所承受的載荷較大，尤其是在篩分物料重力的影響下振動篩所產(chǎn)生的慣性力成倍的增加[1-2]。由于傳統(tǒng)振動篩篩箱的疲勞強度較低，導(dǎo)致其在重負(fù)荷的作用下造成設(shè)備底梁出現(xiàn)彎曲、振動梁斷裂以及篩箱側(cè)板裂開等故障，進(jìn)而影響選煤廠對原煤的分選效率。為解決傳統(tǒng)振動篩結(jié)構(gòu)強度不足的問題，本文重點對高頻振篩的結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計，并對優(yōu)化后振動篩的靜動力學(xué)進(jìn)行分析[3]。

1 高頻振動篩的優(yōu)化設(shè)計

本文所設(shè)計高頻振動篩的主要依據(jù)為振動篩設(shè)計規(guī)范，并結(jié)合實際生產(chǎn)要求具體確定高頻振動篩的結(jié)構(gòu)和動力學(xué)參數(shù)[4]。結(jié)合選煤廠的實際生產(chǎn)工況，要求對應(yīng)高頻振動篩的處理能力為50 t/h；同時結(jié)合相關(guān)規(guī)范和標(biāo)準(zhǔn)確定高頻振動篩的運動學(xué)參數(shù)和動力學(xué)參數(shù)；最終，對振動篩篩箱和底座進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計[5]。高頻振動篩的總體結(jié)構(gòu)如圖1 所示。

圖1 高頻振動篩總體結(jié)構(gòu)示意圖

1.1 高頻振動篩參數(shù)確定

針對振動篩的運動學(xué)參數(shù)而言，主要包括有振動強度、拋射強度、篩面傾角、方向角等參數(shù)。本文結(jié)合設(shè)計經(jīng)驗和相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)范完成上述參數(shù)的設(shè)計。

1）振動強度：該參數(shù)直接反映了設(shè)備可承受的振動強度。目前，選煤廠機械行業(yè)的制造水平和選煤廠的工況，將振動強度控制在3～8 之間；本工程將振動強度設(shè)計為5。

2）拋射強度：該項參數(shù)值主要與振動篩的結(jié)構(gòu)形式和所篩分的物料的特性相關(guān)。一般對于直線振動篩將其設(shè)置在2.5～4.0 之間，而對于圓振動篩將其設(shè)置在3.0～5.0 之間。對于容易篩分的物料一般將該值取較小值，而對于難以篩分的物料一般取較大值。結(jié)合本選煤廠的分選物料的特點，本工程確定拋射強度為3.0。

3）篩面傾角：該項參數(shù)與振動篩的結(jié)構(gòu)形式及其實際工況中的振動幅度相關(guān)。對于直線振動篩，該項參數(shù)取值范圍為0°±1°；而對于圓振動篩而言，該項參數(shù)取值范圍為20°±2.5°。本工程確定篩面傾角為20°。

同理，結(jié)合相關(guān)規(guī)范和標(biāo)準(zhǔn)確定了振動篩的運動學(xué)參數(shù)，如表1 所示。

表1 振動篩運動學(xué)參數(shù)

結(jié)合上述所確定的振動篩的運動學(xué)參數(shù)，針對原高頻振動篩篩箱強度不足以及振動嚴(yán)重的問題，重點從篩箱和底座著手對高頻振動篩進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計。

1.2 高頻振動篩結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計

1.2.1 高頻振動篩篩箱強度的增強設(shè)計

在實際生產(chǎn)中，振動篩篩箱的側(cè)板在重載荷的作用下極易裂開。為了解決上述問題，需要增強篩箱側(cè)板的剛度，具體操作如下：在篩箱側(cè)板的邊緣焊接80鋼，在側(cè)板的中間位置焊接8 mm 厚的鋼板，提升其剛度。振動篩篩箱加強后側(cè)板的結(jié)構(gòu)如圖2 所示。

圖2 篩箱側(cè)板的優(yōu)化結(jié)構(gòu)圖

1.2.2 振動篩底座的優(yōu)化設(shè)計

振動篩底座不僅承受設(shè)備本身和所篩分物料的重量，還需承載振動篩振動所帶來的載荷。其中，由于設(shè)備振動而對底座所造成的沖擊較大，進(jìn)而形成諧振效應(yīng)。因此，為了減小振動載荷對底座的沖擊，加劇了設(shè)備的反沖擊問題，為振動篩配套彈簧底座。彈簧底座的結(jié)構(gòu)如圖3 所示。

圖3 彈簧底座結(jié)構(gòu)示意圖

根據(jù)振動篩本身的重量及其篩分物料的重量，并結(jié)合在其實際篩分過程中的振動情況，為其所配套的橡膠彈簧底座的具體參數(shù)如表2 所示。

表2 橡膠彈簧參數(shù)

2 優(yōu)化后振動篩的力學(xué)分析

在原振動篩仿真模型的基礎(chǔ)上，對篩箱側(cè)板和底座的模型根據(jù)上述的優(yōu)化設(shè)計參數(shù)進(jìn)行修改，并根據(jù)修改后的情況對模型中的彈性模量、泊松比以及密度等參數(shù)進(jìn)行重新設(shè)置。為了準(zhǔn)確反應(yīng)優(yōu)化振動篩是否能夠適應(yīng)實際生產(chǎn)中的振動工況，為其施加準(zhǔn)確相應(yīng)工況的載荷尤為重要。因此，本文重點對振動篩的靜載荷和動載荷進(jìn)行分析，并將最終分析所得的結(jié)果應(yīng)用于仿真模型中。

2.1 振動篩載荷分析

將仿真模型的參數(shù)完全設(shè)計后，通過軟件計算得出整機的質(zhì)量為4.5 t；該振動篩篩箱的體積為0.079 m3，對應(yīng)的篩箱一次性可篩分物料的量為0.12 t。則振動篩所承受的最大慣性載荷為227 kN，其中物料所產(chǎn)生的慣性載荷為5.91 kN（計算依據(jù)：振動圓頻率為99.3 rad/s，振幅為5 mm）。

2.2 靜力學(xué)分析

本文針對振動篩優(yōu)化的重點為篩箱的側(cè)板和底座。因此，對優(yōu)化后篩箱側(cè)板和底座的靜力學(xué)進(jìn)行分析。

2.2.1 篩箱側(cè)板的力學(xué)分析

將“2.1”中得出的振動篩的受力在仿真模型中設(shè)置，對側(cè)板的受力以及變形情況進(jìn)行仿真分析。仿真結(jié)果如表3 所示，在正常工況中振動篩篩箱側(cè)板所承受的最大應(yīng)力為201.02 MPa，遠(yuǎn)小于其Q235A 材料的極限值375 MPa，在安全生產(chǎn)的范圍之內(nèi)。側(cè)板的最大變形量為1.99 mm，該變形量可忽略不計。

表3 篩箱側(cè)板仿真結(jié)果

2.2.2 彈簧底座的力學(xué)分析

將“2.1”中得出的振動篩的受力在仿真模型中設(shè)置，對彈簧底座的受力以及變形情況進(jìn)行仿真分析。仿真結(jié)果如表4 所示，在正常工況中振彈簧底座所承受的最大應(yīng)力為76.74 MPa，遠(yuǎn)小于其Q235A 材料的極限值375 MPa，在安全生產(chǎn)的范圍之內(nèi)。底座的最大變形量為0.345 mm，該變形量可忽略不計。

表4 彈簧底座仿真結(jié)果

3 結(jié)語

振動篩為選煤廠的關(guān)鍵篩分設(shè)備，其在實際生產(chǎn)過程中由于設(shè)備本身自重和物料重量所引起的對設(shè)備本身的慣性載荷沖擊導(dǎo)致側(cè)板開裂、底座對設(shè)備造成反沖擊的問題。對篩箱側(cè)板采用在其中間加裝8 mm 厚鋼板的加強筋，并在其四周焊接角鋼提升側(cè)板的剛度；同時，為底座增加橡膠彈簧減小底座對設(shè)備造成的反沖擊。通過對優(yōu)化后振動篩側(cè)板和彈簧的底座力學(xué)分析得出：側(cè)板和彈簧底座的最大應(yīng)力遠(yuǎn)小于材料本身的極限強度，而且二者的變形均可忽略不計，不會對生產(chǎn)造成影響。