污水分离机构的设计与优化

第37卷第2期武汉理工大学学报(信息与管理工程版)Vol. 37 No. 22015年4月JOURNAL OF WUT( INFORMATION MANAGEMENT ENGINEERINGApr.2015文章编号:2095-3852(2015)02-0161-05文献标志码:A污水分离机构的设计与优化李晚霞2,徐杨坤2,何耀华2,甘宇(1.武汉理工大学汽车工程学院,湖北武汉430070;2.现代汽车零部件湖北省重点实验室,湖北武汉4300703.湖北三环专用汽车有限公司,湖北十堰442012)摘要:设计了一种用于过滤、分离生活污水的污水分离机构,该机构主要由气囊机构、滤网和滤筒组成。气囊机构主要由弹簧机构和导向挤压机构组成。应用三维建模软件对该机构建立三维模型,采用有限元软件对重要负载部件弹簧机构进行了分析计算和优化设计,保证了污水分离机构工作性能和强度要求,为污水分离机构及圆柱螺旋拉伸弹簧的设计提供了一定的参考依据。关键词:污水分离机构;气囊机构;拉伸弹簧;有限元分析;优化设计中图分类号:U462.25DO:10.3963/j.isn.2095-3852.2015.02.008城市生活污水处理变得越来越重要,据测算城镇供水的80%转化为污水,经收集处理后,其中70%可再循环利用。可移动作业的污水处理车能够较好地处理分散的城市污水,有效实现污水循环再利用,而污水分离机构直接影响污水处理车的污水分离效率,因此设计实用、高效的污水分离机构能够有效地保证污水处理车的可靠性委和可操作性。目前污水分离方法主要包括自然沉降法、离心分离法、真空抽吸法、滤网拦截过滤法和磁分离技术等物理分离法,以及絮凝沉淀、药物(a)污水分离机构结束分离污水处理等化学分离法2-。物理方法可操作性强,能够通过合理的机械机构实现污水的固液分离。1污水分离机构与运动设计1.1污水分离机构的结构原理图1所示为一种污水分离机构原理图,该机构主要由滤筒、滤网和气囊机构组成。过滤开始时气囊处于如图1(b)所示的收缩状态,从入水口向滤网内抽入污水,抽满后关闭入水口,然后往导向气缸内充入高压气体,使导向挤压机构轴向伸(b)污水分离机构抽入污水长,推动气囊下盖板向下挤压污水,使清水从滤网孔流入滤筒内并由出水口流出,滤渣则留在滤网图1污水分离机构原理图1—气囊进排气口;2一气囊上盖板;3—气囊;4—滤网;5—导向底部,挤压结束后排出导向气缸内的高压气体,然挤压机构;6—滤出的清水;7一高压气体;8一拉伸弹簧机后打开滤筒底部控制阀,使滤渣从滤筒底部排出9一出水口;10—气囊下盖板:11—滤筒;12-滤渣;13-滤筒底滤渣排出后关闭滤筒底部控制阀,打开人水口进部控制阚:4-人水口;15一污水武汉理工大学学报(信息与管理工程版)2015年4月行下一次滤水过程。短至最短状态时,要求弹簧原长h很小,以保证该机构能够有效过滤分离污水,且机构全部一个过滤过程中滤网内一次抽入的水量足够大,布置在滤筒内部,节约布置空间。气囊挤压机构从而提高过滤分离污水的效率。气囊在收缩状态在工作过程中必须保证气囊下盖板沿着滤网轴线时,弹簧需要承受机构及弹簧自身等重力作用,因来回运动,为此设计了拉伸弹簧机构和导向挤压此在允许的设计空间内,为了保证ho足够小,并机构从图1(a)可以看出,气囊的挤压行程越大,且增加拉伸弹簧的刚度,采用组合弹簧的形式。该机构一次循环过程分离的污水量越多,其工作气囊内安装3组如图3所示的拉伸弹簧机构,所效率越高设计的弹簧直径D和旋绕比C可以选取较大值1.2污水分离机构的设计计算以实现小轴向尺寸、大轴向行程,同时应保证弹簧所设计的污水分离机构中每个过滤分离过程的疲劳强度满足使用要求。的进水量为0.19t(污水密度按1.5kg/L计算),进水过程为10s,挤压分离过程为5s,卸渣过程上弹簧支座为5s,整个过滤过程为20s,则1h过滤分离的污水量为34.2t。若系统每天工作10h,则一天能够过滤分离污水342t,将产生巨大的环境效益。2弹簧机构的设计计算2.1设计条件气囊机构如图2所示,在气囊上、下盖板之间连接有拉伸弹簧机构和导向挤压机构,以保证气囊在压缩到最短状态时(图2(b))气囊上下盖板之间的距离为ho,而气囊伸长到最长状态时(图2下弹簧支座(a))气囊上下盖板之间的距离为h1,保证气囊的图3拉伸弹簧机构设计方案行程为(h1-ho),且拉伸弹簧机构所提供的拉力能将气囊从最长状态收缩至最短状态。在所设计选取60Si2Mn为弹簧材料,弹簧为承受动载荷机构中,ho为250mm,h1为600m,气囊在压缩的一般弹簧,由表1可知材料的许用剪切应力[T到最短状态时弹簧所承受的质量为25kg。为495MPa,许用弯曲应力[σ]为925MPa,弹性模量E为2.06×10MPa,切变模量G为7.9×10MPa,弹簧的工作温度在-40-120℃之间°。两个组合拉仲弹簧的钩环中心距在变形过程中始终保持相等,上弹簧支座固定在气囊上盖板上,下弹簧支座固定在气囊下盖板上,伸张挤压行程弹簧会随着气囊的伸张而伸张,而排气收缩过程气囊则会随着弹簧的收缩而收缩。2.3螺旋拉伸弹簧传统计算方法强度刚度校核(a)气囊伸长到最长b)气囊缩短到最短图4所示为拉伸弹簧受拉伸作用时的簧丝截图2气囊机构行程图面受力图,由于簧丝承受轴向载荷F的作用,在螺旋簧丝任一截面处都有切向力F产生的切应力和2.2设计方案的选取转矩T产生的扭转切应力。选取一个簧丝从图2可以看出,弹簧行程较大,且弹簧在缩截面,图4(a)为截面上切向力引起的切应力分布表1所选弹簧的许用应力许用剪切应力/MP2材料许用弯曲应力/MPa弹性切变I类Ⅱl类Ⅲ类Ⅱ类Ⅲ1类模量E/MPa模量G/MPa60Si2 Mn37020600第37卷第2期李晚霞,等:污水分离机构的设计与优化163简图,图4(b)为转矩引起的切应力分布简图,图4(c)为两种应力的合成简图,由于受到螺旋角和曲率的影响,弹簧丝截面的应力如图4(d)所示,图中所示e点的应力最大所设计的弹簧为承受载荷循环次数在10°以下的变载荷弹簧和承受动载荷的一般弹簧,所选(a)簧丝截面切向力引起(b)簧丝截面转矩引起的切应力分布简图的切向力分布简图参数如表2所示由表1数据可知,许用切应力[τ]的值在喷丸处理后增加20%,因此喷丸处理后拉伸弹簧的许用切应力[T]为594MPa。拉伸弹簧的计算公式如下89(c)切向力和转矩引起(d)簧丝截面受螺旋角和8KDE的切向力分布简图曲宰影响的应力分布简图(1)图4拉伸弹簧簧丝截面受力图表2拉伸弹簧的尺寸和参数弹簧d/mmD/mmnHm/mmFm、/NT/MPa弹簧13.3331.1070.833304.610弹簧22.0000.816k=4C-1,的个、0(2)所计算出的弹簧最大切应力与弹簧应力实际值存fanDF在一定的误差F G gdk=f8nD8Cn-8nC4(3)2.4拉伸弹簧机构的有限元分析2.4.1拉伸弹簧有限元模型的建立4C-4C(4利用有限元分析软件 Hyperworks建立拉伸式中;n为弹簧的有效圈数;为切应力;F为弹簧的有限元分析模型,采用3D实体单元进行弹簧的工作载荷;/为工作载荷下的变形量;k为网格划分0,在钩环拐角处可能会产生应力集弹簧刚度;d为材料直径;D为弹簧中径;C为旋,在该处增加网格密度,共得到61440个单元,绕比,C=D/d;K为曲度系数;G为切变模量。近81000个节点,其有限元模型图如图5所示。弹簧应力应满足式(5)8FDTn、=K由以上公式求得的两个组合拉伸弹簧的参数如表2所示。由《弹簧手册》中压缩弹簧的设计可知,当压缩弹簧的螺旋角不大于9°时,曲度系数可采用式(4)进行计算;当螺旋角大于9°时,则需要考虑螺图5拉伸弹簧有限元模型图旋角对曲度系数的影响。对于拉伸弹簧,其螺旋角随拉力的增大而增大,当螺旋角增大到一定程约束拉伸弹簧的上端与拉伸弹簧底座接触部度(大于9°)时,由式(4)作为曲度系数计算出来位节点的X,Y,Z3个方向的平动自由度,约束拉的最大切应力亦存在一定的误差。对于螺旋拉伸伸弹簧下端与拉伸弹簧底座接触部位节点在弹簧弹簧,其螺旋角应满足式(6)轴线方向的位移(Z方向),使得弹簧在轴线方向伸长350mm。≈ arctan(62.4.2拉伸弹簧有限元分析结果拉伸至最大行程时,可得弹簧1的螺旋角α1经过 ANSYS解算,可得到图6所示的弹簧丝164武汉理工大学学报(信息与管理工程版)2015年4月(a)弹簧1分析结果b)弹簧2分析结果图7拉伸弹簧1和2有限元分析结果结果误差很小。图6拉伸弹簧簧丝截面有限元分析应力分布图2.4.3拉伸弹簧参数随其仲长量的变化规律理论计算中所取的曲度系数κ值是按照螺在拉伸弹簧内侧表面(除钩环以外的螺旋簧丝部旋角为0°的理想状态推导出的,对于螺旋角不为分应力分布)。0°的螺旋弹簧该值或许不够精确,但对于螺旋角图7(a)所示为拉伸弹簧1在变形量为350小于9时,由于误差很小因此可忽略不计。另rm时的分析结果,在簧丝螺旋部分内侧表面出外,对于螺旋拉伸弹簧,当螺旋角增大到一定角度现应力集中,最大相当应力值达到了610MPa,根时,螺旋弹簧簧丝的应力增大幅度将会有所增加。据第三强度理论,最大切应力值为305MPa。如因此需要分析螺旋弹簧最大应力随着螺旋弹簧的图7(b)所示的拉伸弹簧2的应力分布,钩环拐角伸长量及螺旋角的增大的变化规律。半径最小处和簧丝内侧出现了应力集中,最大相采用弹簧2的有限元模型,令其伸长量从小当应力值达到了797MPa,最大切应力值为398到大按照一定的规律变化,得出的分析结果如表MPa。显然,有限元分析结果与表2中理论计算3所示表3弹簧2有限元计算结果与理论计算结果对比位移/mm参数270Tm理论/MPa34.00067.000101.000134.000168.000201.000235.000268.000302.000335.000369.000402.000FEM/MPa34.00068.000102.000137.000171.000205.000239.000273.000307.000342.000376.000410.000螺旋角/(°)5.5806.3907.1908.0008.8009.60010.40011.20012.00012.70013.50014.300正后的K1.1361.1371.137401.141从表3可以看出,随着位移和螺旋角的逐渐增大修正后的曲度系数略有增大,通过有限元方法计算出的最大应力较理论计算的最大应力略大,且差值逐渐增大,但修正后的曲度系数变化很小,误差不到2%,因此在计算时仍可采用式(4)计算曲度系数,这也说明了有限元法的精确性。2.4.4组合弹簧钩环优化设计图8改进后钩环的图9组合拉伸弹簧为了减小拉伸弹簧的初始长度,端部采用半有限元分析结果有限元分析结果圆钩环结构,但在钩环曲率半径较小的地方出现大值分布在拉伸弹簧2的簧丝内侧表面,最大相了应力集中,需要对弹簧钩环处进行结构优化改当应力值为89MPa,最大切力值为45MP2(基进,将半圆钩环半径减小,同时增大桥接曲线的长于第三强度理论),应力分析结果与理论计算结度和曲率,改进后的钩环应力集中状况得到明显果较为符合。改善,改进后的分析结果如图8所示,应力最大处为拉伸弹簧簧丝内径附近表面处,与图6所示的3拉伸弹簧钩环强度验算方法对比分析结果一致。拉伸弹簧钩环处是易发生疲劳破坏的部位,第37卷第2期李晚霞,等:污水分离机构的设计与优化应力和切应力。按照《弹簧手册》钩环的验算方8FD法,应按式(7)和式(9)验算钩环A、B处的强度。Tk,≤T(9)4C2h式中:C1=2nd;C=D/d;C2=2n2/d由表4中的计算结果可以看出,图10所示的A点附近应力最大值超过了其许用应力,但是,根据有限元的分析结果,钩环拐角部分并未出现应力集中,可见式(7)~式(9)并不十分精确。图10拉伸弹簧钩环处受力分析4结论16FaD(1)设计了一种新型的污水分离机构,这种hI(7)污水分离机构每天可处理污水300t以上,是一种4C-C1-1(8)高效的污水处理机构,且该污水分离已经运用于4C1(C1-1)4C某移动式污水处理车上,取得了良好的环境效益;表4钩环最大应力值弹簧oma/MPa Tma/MPa P/MPaT/MPa弹簧12.2301.4001.67017.000876.0001110.000弹簧21.6401.210473.000850.0001110.000594.000注:表4中许用应力已经按照喷丸处理提高了20%2)采用传统理论计算与有限元相结合的方5]周筝基于磁分离技术快速同步处理污水污泥的新法,对污水分离机构的重要承载部件,即拉伸弹簧设备[J].成都电子机械高等专科学校学报,2005进行了具体设计和改进,得到了较理想的结果;(3)在弹簧设计过程中,尤其是钩环处,为了61李红艳基于ANY的圆柱螺旋弹簧的强度与疲劳寿避免应力集中,应对钩环处尺寸进行详细的设计,命分析[J]机械设计与制造,2010(10):92-%3.应力的计算结果应参考有限元的分析计算结果。[7]彭文生,李志明,黄华梁.机械设计[M].北京:高等教育出版社,2008:32-98[8]张英会,刘辉航,王德成.弹簧手册[M].北京:机械参考文献工业出版社,2008:17-90[9] WSHI A M.机械弹簧[M].谭惠民,译北京:国防[1]党超.我国污水处理行业建设与运营模式探讨工业出版社,1981:21-87D].成都:西南财经大学图书馆,2005[10]杨峰.汽车悬架螺旋弹簧的优化设计及CAE研究2]张云志化粪池污物处理设备:中国,CN201473395[D].成都:西南交通大学图书馆,2006[11]张策,马力,王姣.非线性螺旋弹簧弹性特性的有[3]余定权污物处理系统:中国,CN102874954[P]限元分析[J].机械设计与制造,2005(9):3-52013-01-16.[4]王永红.污泥污水分离机:中国,CN102631810A(下转第169页)[P].2012-08-15第37卷第2期宁利川:四辊破碎机主动辊关键联接键破坏机理硏究的关键连接部件的受力状况,对破碎机的工作过[4]袁军平,李卫,林怀涛,等.钢铁厂四辊破碎机破碎程进行静强度分析,对四辊破碎机的结构提出有辊磨损失效分析[J].现代铸铁,2003(4):25-27效的改进措施通过这些改进措施,明显改善了键5]王新敏 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Therefore, the sin-gle coupling key should be changed into double coupling keys to improve stress concentration, so as to improveKey words: four-roll crusher; finite element analysis; deformation of coupling keyNING Lichuan: Lect.; School of Machinery and Automation, Wuhan University of Science and Technology, Wuha430081. China[编辑:王志全(上接第165页)Design and Optimization of Sewage Filtration and Separation MechanismLI Wanxia, XU Yanghun, HE Yaohua, GAN YuAbstract: A sewage filtration and sed. 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 opti-mization was realized. The sewage filtration and separation mechanism were ensured to work properly and meet practical de-lands. Reference was then provided for the design of cylindrical helical springKey words: sewage filtration and separation mechanism; air-bag mechanism; helical extension spring; finite element anal-ysis; optimization designLI Wanxia; Postgraduate; School of Automotive Engineering, WUT, Wuhan 430070, China