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攪拌器在進行熔融玻璃攪拌時，受力情況較為復雜，無法直接估算。當我們對攪拌器的結構強度進行分析時，施加邊界條件就比較困難。因此，我們采用耦合分析的來解決這個問題。 因為玻璃熔融狀態下，是一種流體狀態。因此，我們首先使用SolidWorksFlow Simulation進行流場分析獲得攪拌器上的受力情況。然后，我們利用SolidWorks FlowSimulation與SolidWorksSimulation之間的接口，將流場計算得到的受力條件導出來作為邊界條件，對攪拌器進行結構強度分析。先后進行了三個個設計方案的橫向對比。列表如下： 方案1 攪拌器采用菱形截面的型材 壁厚2mm 7.970 Kg 方案2 攪拌器采用圓形截面的型材 壁厚2mm 7.917 Kg 方案3 攪拌器采用圓形截面的型材 壁厚1.5mm 7.662 Kg 我們對兩種攪拌結構進行了流場分析和結構強度分析，并對比了兩者之間的區別。從對比結果看，在給定的條件下，為圓形截面攪拌器應力水平更低，因此，我們接下來針對這種結構，減薄了壁厚，再次進行強度分析。并對比了壁厚調整前后的應力水平。 熔融玻璃的流場分析，目前的研究進展一般假設玻璃液為均質牛頓型粘性流體 ![]() ，同時，攪拌過程中玻璃液的溫度基本不變，因此，我們考慮采用的等效玻璃液參數為：密度2200Kg/M3，動力粘度150Pa.s。 方案一采用菱形截面的攪拌器。我們首先對其進行了流場分析。流場分析的模型如下圖所示： 8 a* F+ B: O( G! @# O
![]() 在流場分析時，我們給定坩堝中充滿了玻璃液，并設定攪拌器的轉速為45rpm，進行分析計算。計算得到的流場流線圖如下圖所示。
. _2 j ^4 w! c4 _$ u) B+ c3 B攪拌器上的承受的壓力分布圖如下圖所示：
! r$ o* l* \8 ?0 {4 [' T" @從流場分析的結果中我們還可以輸出給定條件下，攪拌器上承受的扭矩，如下表： 通過流場分析，我們能夠直接將流體分析的結果導出到SolidWorks Simulation中，作為邊界條件，對攪拌結構進行結構強度分析。 之后，我們可以建立針對攪拌器的結構分析算例，在其中，我們只需設定相應的邊界條件，然后即可劃分網格并進行仿真了。在材料數據方面，我們得到了鉑金高溫下的機械性能，因此，采用高溫鉑金的材料特性數據進行本次計算。從結果對比的角度，只要幾個設計方案的材料數據都取為一致，這樣做出來的對比結果還是有意義的。我們使用的材料數據如下：
: `. V: I- @8 B6 T, l) e+ cPt 密度（g/cm3，20℃） 21.45 比熱[J/（kg·K），20℃] 131.2 導熱率[W/（m·K），0～100℃] 73 線膨脹系數（K－1×10－4） 9.1 彈性模量（N/mm2） 1.72×105 泊松比 0.39 為了獲得較好的結果，我們采用3mm的單元大小進行網格劃分。共劃分單元122294個，局部網格單元如下圖所示： 通過計算，我們得到了菱形截面攪拌器上的結構應力及位移結果。最大應力出現在菱形型材與圓柱相交的位置，大小為40.2Mpa，但考慮到此處為理想尖角位置，存在應力奇異，因此此處的應力是偏高且不收斂的，實際的應力猶豫存在焊縫過渡，應力水平應該低一些。另外，在攪拌框形結構上方，存在應力梯度較大的位置，此處的應力約為16MPa左右。在1300度高溫的情況下，鉑金屈服強度39.5MPa。因此，在給定條件下，方案1攪拌器整體還是安全的。局部可能接近屈服。 下圖顯示了變形結果。攪拌器在給定條件下，產生彎曲與扭轉相結合的變形，其中，攪拌器扭轉變形圖如下圖所示：由于攪拌器框形部分受到玻璃熔液的約束作用，變形較小，最大扭轉出現在攪拌軸頂端。 4.2 方案2分析結果方案2的攪拌器結構基本不變，只是將菱形截面換成了圓形截面，壁厚2mm。這種方案的重量和方案1相比重量輕了53克，重量基本相同。我們仍然首先對其進行了流場分析，玻璃液的參數與上面所述相同。流場分析的結果如下圖所示： 8 S. k4 D8 o! u( k6 V
從流場的分布圖來看，圓形截面的攪拌器，表面壓力分布更為集中，流線分布顯示速度的均勻性稍差。從扭矩情況看，方案2受扭矩與方案1基本一致。 采用同樣的技術，我們將流場分析的結果導出到Simualtion中，對方案2進行了結構分析。 我們采用4mm的單元大小，總共劃分了55683個單元，局部網格圖如下圖所示： 方案2的應力分布情況表明，最大應力出現在攪拌器框形與軸的交匯處，應力為28.3mm。但此處為理想尖角位置，存在應力奇異現象，實際應力應當偏低。而攪拌器框形上方出現應力梯度較大位置，此處應力約為14MPa左右。 變形分布云圖如下圖所示，變形趨勢與方案1是類似的，最大扭轉出現在攪拌器上端。 考慮1300度高溫時，鉑金的屈服強度為39.5MPa，方案2攪拌器整體是安全的。 4.3 方案3分析結果通過方案2的計算，我們可以得出結論，在給定條件下，方案2結構強度和剛度比方案1稍好。并且還有一定的安全裕量。因此，我們考慮是否能夠通過減薄圓形截面壁厚，來減少貴金屬的使用量。 基于這種考慮，我們將方案2的圓形截面壁厚減薄到1.5mm，并按照同樣的條件進行結構有限元計算，并將結果與方案2進行對比。由于方案3的外形尺寸與方案2完全一致，因此，流場計算的結果就可以通用，不需要再計算了。 由于壁厚減薄，為了獲得精確結果，我們采用2mm單元大小進行網格劃分，共得到單元數量357723個，局部的網格圖如下： 計算得到的應力結果表明，最高應力有所上升，但仍然在安全范圍內。最大應力仍然出現在攪拌框與軸交界處，攪拌框上部同樣出現應力梯度較大區域，改區域的應力約為14~16MPa。 從變形結果來看，壁厚減薄之后，扭轉變形略有上升。最大變形量約為0.58mm。 5 結論通過上面的討論，我們可以得出結論，在給定條件下，菱形截面的攪拌器強度和剛度稍弱，圓形截面的攪拌器強度和剛度較好。在壁厚減薄之后，圓形截面的攪拌器仍然比菱形截面的攪拌器要好。我們將對比結果列表如下：
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$ K8 C% `0 y. a& |$ L7 R 方案 結構描述 壁厚 最大應力 質量 方案1 攪拌器采用菱形截面的型材 壁厚2mm 40.2Mpa 7.970 Kg 方案2 攪拌器采用圓形截面的型材 壁厚2mm 28.3Mpa 7.917 Kg 方案3 攪拌器采用圓形截面的型材 壁厚1.5mm 33.7Mpa 7.662 Kg 6 z I( R5 ]4 D: Q+ g
通過對比，我們認為在給定條件下，圓形截面的攪拌器強度和剛度相對更好。 | 
發表于 2016-6-6 19:03:19
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