污水分離機構的設計與優(yōu)化

第37卷第2期武漢理工大學(xué)學(xué)報(信息與管理工程版)Vol.37 No.22015年4月.JOURNAL OF WUT( INFORMATION & MANAGEMENT ENGINEERING)Apr. 2015文章編號:2095 - 3852(2015)02 -0161 -05文獻標志碼:A污水分離機構的設計與優(yōu)化李晚霞，,徐楊坤’,何耀華,甘宇(1.武漢理工大學(xué)汽車(chē)工程學(xué)院，湖北武漢430070;2.現代汽車(chē)零部件湖北省重點(diǎn)實(shí)驗室,湖北武漢430070;3.湖北三環(huán)專(zhuān)用汽車(chē)有限公司,湖北十堰442012)摘要:設計了一種用于過(guò)濾、分離生活污水的污水分離機構,該機構主要由氣囊機構、濾網(wǎng)和濾簡(jiǎn)組成。氣囊機構主要由彈簧機構和導向擠壓機構組成。應用三維建模軟件對該機構建立三維模型,采用有限元軟件對重要負載部件彈簧機構進(jìn)行了分析計算和優(yōu)化設計,保證了污水分離機構工作性能和強度要求,為污水分離機構及圓柱螺旋拉伸彈簧的設計提供了--定的參考依據。關(guān)鍵詞:污水分離機構;氣囊機構;拉伸彈簧;有限元分析;優(yōu)化設計中圖分類(lèi)號:U462.25DOI: 10.3963/j. issn. 2095 - 3852.2015. 02.008城市生活污水處理變得越來(lái)越重要,據測算，城鎮供水的80%轉化為污水,經(jīng)收集處理后,其9T中70%可再循環(huán)利用"?？梢苿?dòng)作業(yè)的污水處理車(chē)能夠較好地處理分散的城市污水,有效實(shí)現污水循環(huán)再利用,而污水分離機構直接影響污水處理車(chē)的污水分離效率,因此設計實(shí)用、高效的污水分離機構能夠有效地保證污水處理車(chē)的可靠性和可操作性。目前污水分離方法主要包括自然沉11--降法、離心分離法、真空抽吸法、濾網(wǎng)攔截過(guò)濾法!2一和磁分離技術(shù)等物理分離法，以及絮凝沉淀、藥物13-(a)污水分離機構結束分離污水處理等化學(xué)分離法'2 -51。物理方法可操作性強，2能夠通過(guò)合理的機械機構實(shí)現污水的固液分離。,141污水分離機構與運動(dòng)設計~151. 1污水分離機構的結構原理圖1所示為一種污水分離機構原理圖,該機構主要由濾筒、濾網(wǎng)和氣囊機構組成。過(guò)濾開(kāi)始時(shí)氣囊處于如圖1( b)所示的收縮狀態(tài),從人水口向濾網(wǎng)內抽人污水,抽滿(mǎn)后關(guān)閉人水口,然后往導向氣缸內充入高壓氣體,使導向擠壓機構軸向伸(b)污水分離機構抽入污水長(cháng),推動(dòng)氣囊下蓋板向下擠壓污水,使清水從濾網(wǎng)圖1 污水分離機構原理圖孔流人濾簡(jiǎn)內并由出水口流出,濾渣則留在濾網(wǎng)1-氣囊進(jìn)排氣口;2-氣囊上蓋板;3-氣囊;4一濾網(wǎng);5-導向底部,擠壓結束后排出導向氣缸內的高壓氣體,然中國煤化工壓氣體:8-拉伸彈簧機構;后打開(kāi)濾簡(jiǎn)底部控制閥,使濾渣從濾簡(jiǎn)底部排出，濾簡(jiǎn);12- 濾渣;13- 濾筒底濾渣排出后關(guān)閉濾筒底部控制閥,打開(kāi)入水口進(jìn)HHCNMH G"收稿日期:2014-09 -23.作者簡(jiǎn)介:李晚霞(1988- ),女,河南漯河人,武漢理工大學(xué)汽車(chē)工程學(xué)院碩士研究生.基金項目:教育部創(chuàng )新團隊發(fā)展計劃基金資助項目(IRT13087).162武漢理工大學(xué)學(xué)報(信息與管理工程版)2015年4月行下一次濾水過(guò)程。短至最短狀態(tài)時(shí),要求彈簧原長(cháng)ho很小，以保證該機構能夠有效過(guò)濾分離污水,且機構全部一個(gè)過(guò)濾過(guò)程中濾網(wǎng)內--次抽入的水量足夠大,布置在濾筒內部,節約布置空間。氣囊擠壓機構從而提高過(guò)濾分離污水的效率。氣囊在收縮狀態(tài)在工作過(guò)程中必須保證氣囊下蓋板沿著(zhù)濾網(wǎng)軸線(xiàn)時(shí),彈簧需要承受機構及彈簧自身等重力作用,因來(lái)回運動(dòng),為此設計了拉伸彈簀機構和導向擠壓此在允許的設計空間內,為了保證ho足夠小,并機構,從圖1(a)可以看出,氣囊的擠壓行程越大,且增加拉伸彈簧的剛度,采用組合彈簀的形式。該機構- -次循環(huán)過(guò)程分離的污水量越多,其工作氣囊內安裝3組如圖3所示的拉伸彈簧機構，所效率越高。設計的彈簧直徑D和旋繞比C可以選取較大值1.2 污水分離機構的設計計算以實(shí)現小軸向尺寸、大軸向行程,同時(shí)應保證彈簧所設計的污水分離機構中每個(gè)過(guò)濾分離過(guò)程的疲勞強度滿(mǎn)足使用要求。的進(jìn)水量為0.19 t(污水密度按1.5 kg/L計算),進(jìn)水過(guò)程為10 s,擠壓分離過(guò)程為5 s,卸渣過(guò)程上彈簧支座為5s,整個(gè)過(guò)濾過(guò)程為20s,則1 h過(guò)濾分離的污水量為34.2 t。若系統每天工作10 h,則一天能夠過(guò)濾分離污水342 t,將產(chǎn)生巨大的環(huán)境效益。2彈 簧機構的設計計算l。i2.1設計條件氣囊機構如圖2所示,在氣囊上、下蓋板之間連接有拉伸彈簧機構和導向擠壓機構,以保證氣↑2f十一切一囊在壓縮到最短狀態(tài)時(shí)(圖2(b))氣囊上下蓋板.o(r)之間的距離為ho,而氣囊伸長(cháng)到最長(cháng)狀態(tài)時(shí)(圖2下彈簧支座(a))氣囊上下蓋板之間的距離為h1 ,保證氣囊的圖3拉伸彈 簧機構設計方案行程為(h - ho),且拉伸彈簧機構所提供的拉力能將氣囊從最長(cháng)狀態(tài)收縮至最短狀態(tài)。在所設計選取60Si2Mn為彈簧材料，彈簀為承受動(dòng)載荷機構中,ho為250mm,h為600mm,氣囊在壓縮的一般彈簧,由表1可知材料的許用剪切應力[τ]到最短狀態(tài)時(shí)彈簧所承受的質(zhì)量為25 kg。為495 MPa,許用彎曲應力[σ]為925 MPa,彈性模己量E為2.06x10* MPa, 切變模量G為7.9x10*MPa,彈簧的工作溫度在- 40~ 120 C之間‘6。兩個(gè)組合拉伸彈簧的鉤環(huán)中心距在變形過(guò)程中始終保持相等,上彈簀支座固定在氣囊上蓋板上,下彈簧支座固定在氣囊下蓋板上，伸張擠壓行程彈簧會(huì )隨著(zhù)氣囊的伸張而伸張,而排氣收縮過(guò)程委委)氣囊則會(huì )隨著(zhù)彈簧的收縮而收縮。2.3螺旋拉伸彈簀傳統計算方法強度剛度校核(a)氣囊伸長(cháng)到最長(cháng)(b)氣囊縮短到最短圖4所示為拉伸彈簧受拉伸作用時(shí)的簧絲截面受圖,由于簧絲承受軸向載荷F的作用,在螺圖2氣囊機構行程圖旋簧絲任--截面處都有切向力F產(chǎn)生的切應力和2.2設計 方案的選取轉矩T產(chǎn)生的扭轉切應力。選取一一個(gè)簧絲從圖2可以看出,彈簧行程較大,且彈簧在縮截面圖4(g)為截面卜切向力引起的切應力分布中國煤化工表1所選彈簧的iYHCNMHG許用剪切應力/MPa許用彎曲應力/MPa彈性切變材料I類(lèi)II類(lèi)II類(lèi)_III類(lèi)模量E/MPa模量G/MPa60Si2Mn37042049574092520 60079 000注:經(jīng)強壓噴丸處理的彈簧,許用應力可提高約20%第37卷第2 期李晚霞,等:污水分離機構的設計與優(yōu)化163簡(jiǎn)圖,圖4(b)為轉矩引起的切應力分布簡(jiǎn)圖,圖4(c)為兩種應力的合成簡(jiǎn)圖,由于受到螺旋角和曲率的影響,彈簧絲截面的應力如圖4(d)所示,圖中所示e點(diǎn)的應力最大”1。所設計的彈簧為承受載荷循環(huán)次數在10以T=FD!2(a) 簧絲截面切向力引起(b) 簧絲截面轉矩引起下的變載荷彈簧和承受動(dòng)載荷的一般彈簧,所選的切應力分布簡(jiǎn)圖的切向力分布簡(jiǎn)圖參數如表2所示。由表1數據可知,許用切應力[τ]的值在噴丸處理后增加20%,因此噴丸處理后拉伸彈簧的許用切應力[τ]為594 MPa。F拉伸彈簧的計算公式如下58-9 :(0)切向力和轉矩引起 (d) 簧絲截面受螺旋角和.曲串影響的應力分布簡(jiǎn)圖τ=8KDF(1)πd圖4拉伸彈 簧簧絲截面受力圖表2拉伸彈簧的尺寸和參數彈簧d/mm D/ 'mmnk/N. mHma/ mmFmx/NTmx /MPa彈簧1803013. 3331.1070.833350292304. 610彈簧2603512.000_ 1.119 _0.816286391. 1708nD F所計算出的彈簧最大切應力與彈簧應力實(shí)際值存f=(2)Gd在一定的誤差。. k=F_. Gd___ Gd__ CD2.4拉伸 彈簧機構的有限元分析8nD'~ 8C n~ 8nC2.4.1 拉伸彈簧有限元模型的建立K=44C- 1.0. 615(4)利用有限元分析軟件Hyperworks建立拉伸式中:n為彈簧的有效圈數;τ為切應力;F為彈簧的有限元分析模型,采用3D實(shí)體單元進(jìn)行彈簧的工作載荷;f為工作載荷下的變形量;h為網(wǎng)格劃分"] ,在鉤環(huán)拐角處可能會(huì )產(chǎn)生應力集彈簧剛度;d為材料直徑;D為彈簧中徑;C為旋中,在該處增加網(wǎng)格密度,共得到61 440個(gè)單元,繞比,C= D/d;K為曲度系數;G為切變模量。近81 000個(gè)節點(diǎn)，其有限元模型圖如圖5所示。彈簧應力應滿(mǎn)足式(5):τmax = K. 8FmD≤[τ](5)πd°由以上公式求得的兩個(gè)組合拉伸彈簧的參數如表2所示。由《彈簧手冊》中壓縮彈簧的設計可知,當壓縮彈簧的螺旋角不大于9°時(shí),曲度系數可采用式(4)進(jìn)行計算;當螺旋角大于9°時(shí),則需要考慮螺圖5拉伸彈 簧有限元模型圖旋角對曲度系數的影響。對于拉伸彈簧,其螺旋角隨拉力的增大而增大,當螺旋角增大到一定程約束拉伸彈簧的上端與拉伸彈簧底座接觸部度(大于9°)時(shí),由式(4)作為曲度系數計算出來(lái)位節點(diǎn)的X,Y,Z3個(gè)方向的平動(dòng)自由度,約束拉的最大切應力亦存在一定的誤差。 對于螺旋拉伸伸彈簧下端與拉伸彈笛底座接觸部位節點(diǎn)在彈簧彈簧,其螺旋角應滿(mǎn)足式(6):中國煤化工，使得彈簧在軸線(xiàn)方向MHCNM HGa≈arctanAH+nd-D(6)2.4.2 拉伸彈簧有限元分析結果nD拉伸至最大行程時(shí),可得彈簧1的螺旋角a,經(jīng)過(guò)ANSYS解算,可得到圖6所示的彈簧絲約為10.6°,彈簀2的螺旋角ar約為12. 5°,此時(shí)截面應力分布圖,較好地驗證了圖4(d)所表示的兩個(gè)彈簧的螺旋角均大于9° ,按照式(1) ~式(5)截面應力分布,顯示了拉伸彈簧應力最大處集中164武漢理工大學(xué)學(xué)報(信息與管理工程版)2015年4月EaEE式(a)彈簧1分析結果(b)彈簧2分析結果圖7拉伸彈簧 1和2有限元分析結果結果誤差很小。2.4.3拉伸彈簧參數隨其伸長(cháng)量的變化規律圖6拉伸彈簧簧絲截面有限元分析應力分布圖理論計算中所取的曲度系數K值是按照螺在拉伸彈簧內側表面(除鉤環(huán)以外的螺旋簧絲部旋角為0°的理想狀態(tài)推導出的,對于螺旋角不為分應力分布)。0°的螺旋彈簧該值或許不夠精確,但對于螺旋角圖7(a)所示為拉伸彈簧1在變形量為350小于9°時(shí),由于誤差很小因此可忽略不計”。另mm時(shí)的分析結果,在簧絲螺旋部分內側表面出外,對于螺旋拉伸彈簧,當螺旋角增大到- -定角度現應力集中,最大相當應力值達到了610 MPa,根時(shí),螺旋彈簧簧絲的應力增大幅度將會(huì )有所增加。據第三強度理論,最大切應力值為305MPa。如因此需要分析螺旋彈簧最大應力隨著(zhù)螺旋彈簧的圖7(b)所示的拉伸彈簧2的應力分布,鉤環(huán)拐角伸長(cháng)量及螺旋角的增大的變化規律。半徑最小處和簧絲內側出現了應力集中，最大相采用彈簧2的有限元模型，令其伸長(cháng)量從小當應力值達到了797 MPa, 最大切應力值為398到大按照一定的規律變化,得出的分析結果如表MPa。顯然,有限元分析結果與表2中理論計算.3所示。表3彈簧2有限元計算結 果與理論計算結果對比位移/mm參數30509012015018021024027030033(360Tma理論/MPa 34. 00067. 000101. 000134. 000168. 000201. 000235. 000268. 000 302. 000 335. 000 369. 000 402. 000τmm FEM/MPa 34. 000 68. 000102. 000 137. 000171. 000205.000 239. 000 273. 000 307.000 342. 000 376. 000410.000螺旋角a/(°) 5. 5806.390 7. 190 8.000 8. 800 9.600 10.400 11.200 12.000 12.700 13. 50014. 300修正后的K 1.136 1. 137 1. 1371.140 1.141 1.141 1.1411. 141 1.1411.142_ 1 142 1. 142_從表3可以看出，隨著(zhù)位移和螺旋角的逐漸增大,修正后的曲度系數略有增大,通過(guò)有限元方ar法計算出的最大應力較理論計算的最大應力略大,且差值逐漸增大,但修正后的曲度系數變化很小,誤差不到2%,因此在計算時(shí)仍可采用式(4)計算曲度系數,這也說(shuō)明了有限元法的精確性。2.4.4組合 彈簧鉤環(huán)優(yōu)化設計圖8改進(jìn)后 鉤環(huán)的圖9組合拉伸彈簧為了減小拉伸彈簧的初始長(cháng)度,端部采用半有限元分析結果圓鉤環(huán)結構,但在鉤環(huán)曲率半徑較小的地方出現大值分布在拉伸彈簧2的簧絲內側表面，最大相了應力集中,需要對彈簧鉤環(huán)處進(jìn)行結構優(yōu)化改當應力值為809 MPa,最大切力值為405 MPa(基進(jìn),將半圓鉤環(huán)半徑減小,同時(shí)增大橋接曲線(xiàn)的長(cháng)于第二強唐理論)應力分析結果與理論計算結度和曲率,改進(jìn)后的鉤環(huán)應力集中狀況得到明顯中國煤化工改善,改進(jìn)后的分析結果如圖8所示,應力最大處YHCNMHG為拉伸彈簧簧絲內徑附近表面處,與圖6所示的3"拉伸彈簀鉤環(huán)強度驗算方法對比分析結果- -致。拉伸彈簧鉤環(huán)處是易發(fā)生疲勞破壞的部位,圖9為兩個(gè)組合彈簧模型的有限元分析結必須對其強度進(jìn)行校核。拉伸彈簧在承受拉伸載果,其中約束條件與分析單個(gè)彈簧時(shí)相同,應力最荷時(shí),在如圖10所示的A、B處承受較大的彎曲第37卷第2 期李晚霞,等:污水分離機構的設計與優(yōu)化165應力和切應力。按照《彈簧手冊》鉤環(huán)的驗算方8Fmx DTmax= k2≤τp法,應按式(7)和式(9)驗算鉤環(huán)A B處的強度。4Cz-1(10)4C2 -4Rs式中:C =2r/d;C = D/d;Cz =2r2/d。由表4中的計算結果可以看出,圖10所示的A點(diǎn)附近應力最大值超過(guò)了其許用應力,但是,根.據有限元的分析結果,鉤環(huán)拐角部分并未出現應力集中，可見(jiàn)式(7) ~式(9)并不十分精確。圖10拉伸彈 簧鉤環(huán)處受力分析4結論16Fm.D(1)設計了一種新型的污水分離機構,這種σmax = hiπd°≤σp(7)污水分離機構每天可處理污水300t以上,是一種h=4Ci -C1-1.1(8)高效的污水處理機構,且該污水分離已經(jīng)運用于4C1(C -1)+ 4C某移動(dòng)式污水處理車(chē)上,取得了良好的環(huán)境效益;表4鉤環(huán)最大應力值彈簧Chhzσmx/MPaTmx/MPaσp/MPaτ,/MPa彈簧12. 2301.4001. 6702. 8751017. 000876. 0001 110.000 .594. 000彈簧24.6701.640。1.2102. 172473. 000850. 0001110. 000注:表4中許用應力已經(jīng)按照噴丸處理提高了20%(2 )采用傳統理論計算與有限元相結合的方5]周箏.基于磁分離技術(shù)快速同步處理污水污泥的新法,對污水分離機構的重要承載部件,即拉伸彈簧設備[J].成都電子機械高等專(zhuān)科學(xué)校學(xué)報,2005進(jìn)行了具體設計和改進(jìn),得到了較理想的結果;(2):3-5.(3)在彈簧設計過(guò)程中,尤其是鉤環(huán)處,為了[6]李紅艷 基于A(yíng)NSYS的圓柱螺旋彈簧的強度與疲勞壽命分析[J].機械設計與制造,2010( 10) :92 -93. .避免應力集中,應對鉤環(huán)處尺寸進(jìn)行詳細的設計,[7]彭文生,李志明,黃華梁.機械設計[ M].北京:高等應力的計算結果應參考有限元的分析計算結果。教育出版社,2008:32 -98.[8]張英會(huì ),劉輝航，王德成.彈簧手冊[ M].北京:機械參考文獻:工業(yè)出版社,2008:17 -90.[9] WSHI A M.機械彈簧[ M].譚惠民，譯.北京:國防1]黨超.我國污水處理行業(yè)建設與運營(yíng)模式探討工業(yè)出版社, 1981 :21 -87.[D].成都:西南財經(jīng)大學(xué)圖書(shū)館,2005.[10]楊峰. 汽車(chē)懸架螺旋彈簧的優(yōu)化設計及CAE研究[2]張云志化糞池污物處理設備:中國,CN201473395[D].成都:西南交通大學(xué)圖書(shū)館,2006.∪[P]. 2010-05- 19.[11]張策,馬力,王姣.非線(xiàn)性螺旋彈簧彈性特性的有[3]余定權.污物處理系統:中國，CN102874954[P].限元分析[J].機械設計與制造,2005(9):3-5.2013-01 - 16.[4] 王永紅.污泥污水分離機:中國, CN 102631810 A(下轉第169頁(yè))[P]. 2012-08-15.中國煤化工MHCNMHG.第37卷第2 期寧利川:四輥破碎機主動(dòng)輥關(guān)鍵聯(lián)接鍵破壞機理研究169的關(guān)鍵連接部件的受力狀況,對破碎機的工作過(guò)[4]袁軍平，李衛,林懷濤,等.鋼鐵廠(chǎng)四輥破碎機破碎程進(jìn)行靜強度分析,對四輥破碎機的結構提出有輥磨損失效分析[J].現代鑄鐵,2003(4) :25 -27.效的改進(jìn)措施,通過(guò)這些改進(jìn)措施,明顯改善了鍵[5]王新敏. 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Using the finite element technical analysis on the crushed coal and crushed coke respectively, the stress and strainof the coupler were obtained. The results show that when crushing the coke, the stress increases significantly. Therefore, the sin-gle coupling key should be changed into double coupling keys to improve stress concentration, so as to improve the life of thewhole crushing machine.Key words:four - roll crusher; finite element analysis ; deformation of coupling keyNING Lichuan: Lect. ; Schoo of Machinery and Automation, Wuhan University of Science and Technology ，W uhan430081, China.. [編輯:王志全](上接第165 頁(yè))Design and Optimization of Sewage Filtration and Separation MechanismLI Wanxia, XU Yangkun, HE Yaohua, GAN YuAbstract :A sewage filtration and separation mechanism was designed. It included air - bag mechanism, filter screen andcontainer. Air - bag mechanism mainly composed of spring mechanism and guide - extrusion mechanism. The spring mechanismwas designed and calculated in detail. Finite element software was used to analyze stress intensity of spring mechanism and opmization was realized. The sewage fltration and separation mechani中國煤化工ely and meet practical dmands. Reference was then provided for the design of cylindrical hel:MYHC NMHGKey words : sewage filtration and separation mechanism; air - bag m.muaror, imuva iAn sowspring; finite element anal-ysis; optimization designLI Wanxia:Postgraduate; School of Automotive Engineering, WUT, Wuhan 430070, China.[編輯:王志 全]