基于流固耦合的喷砂机摇臂系统模态分析

罗勇，熊瑞平，黄文强，赵亚文，梁齐齐

基于流固耦合的喷砂机摇臂系统模态分析

罗勇，熊瑞平，黄文强，赵亚文，梁齐齐

（四川大学 制造科学与工程学院，四川 成都 610065）

为了研究气动喷砂过程中砂气混合流体对喷砂机摇臂系统振动特性的影响，运用ANSYS Workbench对摇臂系统工作时的三种位姿进行了静模态分析和流固耦合作用力下的模态分析。分析结果表明：摇臂系统在三种位姿下静模态固有频率相差不大，固有振型相似。在考虑流固耦合作用力后，其中一种位姿固有频率最大增幅为13.71%，最大减幅为－1.46%；而另外两种位姿的固有频率都有不同程度的增加，但增幅较小，最大增幅为1.68%；系统各位姿的固有振型与未考虑流固耦合时相比基本不变。

喷砂机；流固耦合；模态分析

气动喷砂过程的实质是喷砂枪与砂气混合流体相互作用的流固耦合过程[1]。现有自动喷砂设备中，安装在喷砂装置上的喷砂枪在流体作用下会产生流致振动[2]，从而引起喷砂装置的振动。当喷砂装置结构固有频率与喷砂气源脉动频率重合时，会引起喷砂装置发生共振，降低系统运行的可靠度，恶化工作环境，甚至导致系统破坏等。

本文以一种管道内壁自动喷砂机的摇臂系统为研究对象，运用ANSYS Workbench进行静模态分析和流固耦合作用力下模态分析。对比分析结果，验证摇臂系统结构设计的合理性。

1 喷砂机摇臂系统结构特征

如图1所示，喷砂小车安装在轨道上，由底部切换气缸进行驱动。喷砂小车上装有1号和2号两把喷砂枪，1号喷砂枪连接A砂罐、2号喷砂枪连接B砂罐。在A砂罐供砂进行喷砂作业的同时B砂罐进行磨料回收；A砂罐磨料耗完后，底部切换气缸推动喷砂小车切换至另2号喷砂枪，使用B砂罐供砂进行喷砂作业、同时A砂罐回收磨料。两把喷砂枪交替工作，使喷砂作业不间断。两把喷砂枪分别安装在两个L型摇臂上，L形摇臂与摇臂气缸形成两个铰接三角形，安装在支撑板上。支撑板通过剪式千斤顶与小车支架固定连接，通过调节剪式千斤顶可改变喷砂枪高度以适应不同管径钢管的喷砂作业。喷砂时，待处理钢管在驱动装置作用下不断旋转；L形摇臂在摇臂气缸驱动下进行往复摇摆运动，使喷砂枪喷射角度不断变化，配合以钢管旋转，将磨料均匀喷射到钢管内壁上。喷砂枪前方设有摇臂栏杆，用以限制L形摇臂摆幅，使喷砂枪头不撞到待处理钢管。

2 有限元模型的建立

2.1 摇臂系统结构有限元模型建立

摇臂系统是由多个零部件装配形成的装配体，直接导入ANSYS Workbench中进行分析将使网格划分及求解过程变得异常复杂[3]。因此建立摇臂系统有限元模型时需对装配体模型进行简化，简化后对计算结果没有太大影响：去除倒圆倒角等特征；去除螺栓和螺纹孔；简化铰接、轴承中的各种运动副；采用圆柱体和圆柱孔接触模拟。有限元模型中，喷砂枪枪头部分采用钨钢，其余零部件均采用默认的Structural Steel材料。对存在相对运动的接触，如铰接、轴承处的转动副，设置为不分离（No Separation），其余零部件间的紧固联接设置为粘接（Bonded）。摇臂系统工作时，底部切换气缸处于伸出或缩回的极限位，并通气保持，所以将底部切换气缸缸杆和缸体的接触也设置为粘接。摇臂系统底部切换气缸安装座和轨道底面设置为固定约束。

由于系统的模态与其结构和质量的分布有密切关系、与承载情况无关，即系统结构位置不同则模态也将有所差异[4]。摇臂系统工作时其中一个L形摇臂的位置不断变化，所以无法求解其全部位姿的模态。为了较全面地了解摇臂系统的模态特性，本文选择摇臂系统工作时的三种位姿进行模态分析：位姿一，1号喷砂枪处于工作位，所连L形摇臂向前倾倒至最大行程；位姿二，1号喷砂枪处于工作位，所连L形摇臂处于向前倾倒或回复时的中间状态；位姿三，1号喷砂枪处于工作位，所连L形摇臂回复到直立状态。如图2所示。

图1 喷砂机摇臂系统结构图

2.2 喷砂枪内部流场有限元模型建立

本文主要研究喷砂过程中喷砂枪内砂气混合流体对摇臂系统动态特性的影响，对传送管道和各执行气缸中的流体不作考虑。喷砂枪入口半径22.5 mm、出口半径5 mm，管径收缩角30o、收缩段长65 mm，喷砂枪总长310 mm。提取喷砂枪内部流体区域作为流场有限元分析模型，并对其进行网格划分，如图3所示。

图3 喷砂枪流场有限元模型

3 摇臂系统有限元分析

3.1 喷砂枪的流场仿真及分析

实际喷砂过程中磨料消耗9.8 kg/min、气体消耗3 m3/min，经推导计算可知颗粒相体积分数小于10%，选用Fluent离散相模型（DPM，Discrete Phase Model）对喷砂过程进行仿真[5]。在仿真设置中选择流体模型为标准的湍流模型，离散相固相设置磨料为钢砂（密度7800 kg/m3），假设砂粒为球形，平均直径2 mm。设置流场分析参数为进口压力7×105Pa、出口压力1×105Pa、进出口温度300 K。对于离散相边界为入口和出口均为逃逸、壁面为反射壁面。求解得到喷砂枪内部流体动态特性如图4、图5所示。

图4 喷砂枪内压力云图

可看出，喷砂过程中砂气混合流体在管道部分传送比较平稳。流体在经过枪头收缩段时，压力急剧减小，由大到小呈梯度分布，直至减小到与环境大气压一致；砂粒在喷枪头内管道部分加速缓慢，在经过枪头收缩段时速度急剧增加，在喷砂枪出口处达到最大值，为54 m/s。

图5 喷砂枪内砂粒速度曲线

3.2 摇臂系统静模态分析

对摇臂系统工作时的三种位姿进行静模态分析，得到摇臂系统在不同位姿下的静模态固有频率，如表1所示。

表1 摇臂系统的前十阶固有频率

可知摇臂系统整体固有频率偏低，为13～134 Hz，不同位姿的固有频率相差不大。摇臂系统不同位姿的固有振型相似，最大振幅为9～24 mm。如表2、图6所示，摇臂系统振动形变主要发生在L形摇臂和剪式千斤顶处。

图6 摇臂系统位姿二的前十阶固有振型

3.3 摇臂系统流固耦合作用力下的模态分析

流体在管路中如果没有压力和速度的波动就不会引起振动。实际上，在喷砂过程中砂气混合流体具有一定压力和速度，气流的压力脉动与砂粒对管壁的碰撞，将使管壁产生振动，从而引起整个摇臂系统的振动。

把喷砂枪流体仿真分析结果导入摇臂系统结构有限元模型，实现喷砂枪流场和结构场的耦合。将砂气混合流体与喷砂枪内壁之间的流固耦合作用力作为预应力载荷对摇臂系统进行预应力下的模态分析，求解得到不同位姿流固耦合作用力下的前十阶固有频率如表1所示。

对比分析结果可以看出：考虑流固耦合作用力后，摇臂系统位姿一第1阶、第2阶、第7阶固有频率略有下降，最大减幅为－1.46%，其他阶固有频率都有不同程度的增加，其中第4阶增幅最大，达到13.71%；位姿二和位姿三的固有频率都略有增加，但增幅较小，最大只有1.68%。总体来说，流固耦合作用对摇臂系统的固有频率影响较小。与静模态固有振型相比，考虑流固耦合作用后，摇臂系统不同位姿的固有振型基本不变。

3.4 摇臂系统结构改进

摇臂系统不同工作状态下各阶固有振型最大振幅都偏大，为9～24 mm，且主要为L形摇臂和支撑板处的振动，可知此处刚度较小。L形摇臂和摇臂气缸安装在支撑板上，支撑板通过剪式千斤顶和小车支架连接，支撑板与小车支架之间有一定间隙，所以剪式千斤顶、支撑板和L形摇臂仅靠剪式千斤顶底座与小车支架连接，相当于一个竖直方向的悬臂梁，导致刚度较低。实际应用中，可在小车支架上设置紧定螺钉，当调整好喷枪高度后，通过紧定螺钉固定夹紧支撑板，增强系统刚度，如图7所示。

同样的，对改进后摇臂系统的不同位姿进行静模态和流固耦合作用力下的模态分析，求解得到改进后的摇臂系统在不同位姿下的固有频率（表3）和固有振型。在不同位姿下，摇臂系统固有频率和固有振型相差不大。从分析结果可以看出，设置紧定螺钉后，摇臂系统的固有频率有了显著提高，其中第1阶固有频率增幅最大，为190.30%，第8阶固有频率增幅最小，为24.35%，说明改进后系统的刚度有所增加。增加紧定螺钉后，摇臂系统固有振型主要表现为喷砂枪的摇摆与扭转，最大振幅为8～24 mm。紧定螺钉的设置增加了系统的刚度，但最大振幅仍偏大，系统结构有待进一步优化。

图7 改进后的摇臂系统结构图

表3 改进后摇臂系统位姿二静模态前十阶固有频率

4 气源脉动频率计算

喷砂机气源由双螺杆空气压缩机产生；压缩机阴阳螺杆6:4齿，额定转速1480 r/min。由于压缩机在排气过程中排气孔口的面积是变化的，因此不可避免会产生排气压力脉动，排气压力脉动是引起噪声和振动的主要因素[6]。由转子啮合引起的排气气流脉动基频为[7]：

式中：1为主动转子齿数；为转速，r/min。

美国石油协会API 618标准中规定预计的机械固有频率应设计成与显著激振频率至少相差20%[8]。压缩机排气气流脉动基频为98.67 Hz，与摇臂系统的一阶固有频率满足API 618所规定的分离裕度，能有效避免共振。

5 结论

（1）摇臂系统整体固有频率偏低，不同位姿的固有频率相差不大，固有振型相似。考虑流固耦合作用后，不同位姿的系统固有频率都有一定的变化，但总体变化较小，固有振型与静模态相比基本不变。

（2）摇臂系统振动形变主要发生在L型摇臂和支撑板处，可在小车支架上设置紧定螺钉固定夹紧支撑板提高系统刚度。

（3）系统结构固有频率避开了气源激振频率的±20%，有效避免了共振的发生。

[1]曾娜，郭小刚. 探讨流固耦合分析方法[J]. 沈阳工程学院学报（自然科学版），2008（4）：382-386.

[2]席志德，陈炳德，李朋洲，等. 流致振动研究概述[C]. 第14届全国反应堆结构力学会议论文集，2006：107-110.

[3]袁振清，杨东超，王峤. 化学发光免疫分析仪机械臂设计与有限元分析[J]. 制造业自动化，2015，37（2）：142-147.

[4]程丽，刘玉旺，骆海涛，王洪光. 165kg焊接机器人有限元模态分析[J]. 机械设计与制造，2012（1）：147-149.

[5]唐家鹏. FLUENT 14.0超级学习手册[M]. 北京：人民邮电出版社，2013.

[6]张小军，彭学院，邢子文. 双螺杆压缩机排气压力脉动理论计算和试验研究[J]. 压缩机技术，2001（6）：3-6.

[7]武晓昆，陈文卿，周明龙，杨侨明，邢子文. 双螺杆制冷压缩机气流脉动衰减器的研究与开发[J]. 西安交通大学学报，2017，51（4）：23-29.

[8]API Standard 618, Reciprocating Compressors for Pe-troleum [S]. Chemical and Gas Industry Services，2007.

Modal Analysis for Sandblasting Machine Rocker Arms System Based on Fluid-Solid Coupling

LUO Yong，XIONG Ruiping，HUANG Wenqiang，ZHAO Yawen，LIANG Qiqi

(School of Manufacturing Science and Engineering,Sichuan University, Chengdu 610065,China)

In order to study the influence of sand-gas mixed fluid on the vibration characteristics of the sandblasting machine rocker arms system in the process of pneumatic sand blasting. Using the ANSYS Workbench, the static and fluid-solid coupling pre-stressed modal of three kinds of position & pose in sandblasting machine rocker arms system has been analyzed. The analysis results show that the natural frequencies of the rocker arms system in three kinds of position & pose are similar, and the natural mode of vibration is also similar. Considering the interaction force of fluid-solid coupling, one of the natural frequencies of the position & pose has a maximum increase of 13.71%, the maximum reduction is-1.46%.While the other two kinds of natural frequencies have increased in varying degrees, but the growth rate is small, the biggest increase is only 1.68%. Compared with static modal, the natural mode of vibration for the system in different position & pose are basically the same.

sandblasting machine；fluid-solid coupling；modal analysis

TH123

A

10.3969/j.issn.1006-0316.2018.12.004

1006－0316 (2018) 12－0011－05

2018－06－01

川大－德阳战略合作资金项目（2016CDDY-S19）；工业物联网与网络化控制教育部重点实验室开放基金项目（2016F02）

罗勇（1994－），男，四川乐山人，硕士研究生，主要研究方向为机械设计及有限元分析。