帶式輸送機輸送帶垂度的有限元分析

鄧 倫，李春英，張漢辰

DENG Lun, LI Chun-ying, ZHANG Han-chen

（太原理工大學 機械工程學院，太原 030024）

0 引言

帶式輸送機是糧食，煤炭等行業廣泛使用的一種連續運輸設備。帶式輸送機有運輸能力大，效率高,運行平穩,輸送距離長，使用壽命長等優點，因而在生產運輸中越來越受到重視。正常運行中輸送帶在自重和載荷的共同作用下會出現一定垂度。如果垂度過大,貨載會產生振動，導致物料下滑,阻力增大等[1]。因而了解輸送帶垂度的變化，利用Workbench軟件對輸送帶垂度進行有限元分析，有利于輸送機的正常運行。

1 三維模型的建立

帶式輸送機主要由輸送帶、傳動裝置、張緊裝置、托輥、各類滾筒、清掃器、制動，逆止裝置、裝卸等輔助裝置構成[2]。上運式輸送機的承載托輥采用槽形托輥時，結構復雜，在Workbench中建模較為繁瑣。為了快捷、準確地完成建模，使用UG NX 8.0 軟件對輸送機的機架，槽形托輥，輸送帶進行三維建模和裝配。在保證計算精度及單元劃分的前提下，適當地對模型進行簡化。在UG軟件里將模型建立完成后，利用UG與ANSYS Workbench的專用接口，將模型導入到ANSYS Workbench中，模型如圖1所示。

采用UG和Workbench軟件作為建模和仿真平臺，模型仿真主要參數如表1所示。

2 有限元分析一

為了便于分析和仿真，需要將模型進行假設、簡化，將一些影響不大的因素忽略[3]：

圖1 輸送機的三維模型

表1 模型仿真參數

1）假設輸送帶上的物料在輸送帶上均勻分布；

2）在平穩工作中把輸送帶視為各向的力學性能相同的柔性剛板；

3）輸送帶的運行阻力在各個階段均勻分布，輸送帶運行過程無變形阻力；

輸送帶垂度的標準：在二個托輥之間載料，槽形輸送帶的垂度太大，物料就可能從輸送帶邊上溢出。所以帶式輸送機的設計時，托輥之間的垂度應予以限制。當輸送帶以正常負荷運行時，應保持垂度的最大值不超過3%（ISO規定0.5%～2%,我國設計標準2.5%），有載輸送帶處在停機狀態時，應保持垂度的最大值不超過4.5%。考慮到文中對模型進行了簡化，輸送帶正常運行時垂度的最大值不超過3%。

2.1 模型導入及材料定義

打開ANSYS Workbench導入幾何模型，并在Analysis Systems工具箱中新建一個Transient Structural系統，將其與之前導入的Geometry 鏈接。

打開Engineering Data分別進行定義輸送帶、托輥、機架的材料（輸送帶的彈性模量為75Mpa，泊松比為0.49，托輥的彈性模量20Gpa，泊松比為0.3，密度為7800，輸送機機架采用Q235）。Mechanical界面定義輸送帶為柔性體，依次添加之前定義的材料。

2.2 定義接觸、劃分網格

設置托輥和輸送帶的接觸類型為Frictional，其摩擦系數為0.025。托輥的剛度大，所以選擇托輥上表面為目標面，輸送帶的下表面為接觸面。托輥、機架相對于地面為固定，點擊Body-ground選項中的fixed。對輸送帶和托輥使用掃掠(Sweep)的方法進行網格劃分。

2.3 施加載荷

輸送機運行過程中受力比較復雜，在忽略了輸送帶變形阻力的情況下，輸送帶主要受兩端的張力，物料的載荷和運行阻力。

正常運行中輸送帶的張力應不小于承載分支最小張力點允許的最小值[4]為：

式中f0為輸送帶在托輥組間的最大容許垂度，f0=0.01-0.025，Sz min為允許的最小張力,為托輥間距。

運行時輸送帶受到向下的運行阻力和兩端張力，取兩托輥間的輸送帶及其承載物料進行分析（如圖2所示），設傾角為β，輸送帶兩端張力分別為S1、S2。

式中：az為承載分支線運行阻力，N.m-1；

q0為單位長度輸送帶質量，kg.m-1；

圖2 兩托輥間輸送帶張力分析

q為單位長度上物料的質量，kg.m-1；

q'為單位長度上托輥轉動部的質量，kg.m-1；

w'為槽形托輥阻力系數。

計算輸送帶兩端張力分，其值分別為3980N和4273N。選中分析樹下Transient項，在Environment工具欄中點擊載荷和壓力并施加到輸送帶兩端和表面，在Analysis Settings項中設置求解步，Step end time設置為4s，開啟大變形選項。

2.4 求解及后處理

選擇Solution工具欄中的Deformation，求解得到輸送帶的整體變形云圖3和中間節點的時間位移曲線，云圖以不同的顏色表示不同范圍的變形值。

圖3 采用槽形托輥的輸送帶垂度

圖4 輸送帶垂度-時間曲線1

通過觀察分析云圖3和圖4的結果發現，輸送帶的最大變形位置處于兩托輥之間的中心處，在1.5s時垂度達到最大變形值15.307mm。通過計算，最大垂度和托輥間距之比為1.27%，結果滿足ISO5048中規定，仿真結果合理。

3 有限元分析二

輸送機傾角大小，輸送帶寬度等參數均不變，僅上托輥改采用平形托輥，托輥間距分別為1.2m和1.5m，托輥的直徑不變，長度為100mm。對輸送機進行簡化，簡化后模型由輸送帶和平行托輥兩部分組成，由于模型結構簡單可直接在Workbench下的Design Modeler中三維建模，劃分網格后如圖4所示。

圖5 上運帶網格劃分

材料設置、接觸類型、輸送帶兩端張力和有限元分析一基本一致，僅物料載荷的加載位置發生變化。對托輥間距為1.2m和1.5m的模型分別求解及后處理，得到兩者的整體變形云圖分別為圖5，圖6和中間節點處的時間位移曲線。

圖6 托輥間距1.2m的輸送帶垂度

圖7 托輥間距1.5m的輸送帶垂度

圖8 輸送帶垂度-時間曲線2

觀察云圖5和圖8中的a曲線發現輸送帶的最大變形位置在兩托輥的中點處，在2.6s時垂度達到最大變值為35.101mm。通過計算，最大垂度值和托輥間距之比為2.925%，考慮到仿真過程的簡化，且仿真結果2.925%小于3%，所以仿真結果合理。

觀察云圖6和圖8中曲線b發現輸送帶的最大變形位置在兩托輥的中點處，在3s時垂度達到最大變值為43.508mm。最大垂度和托輥間距之比為2.901%，考慮到仿真過程的簡化，仿真結果和理論存在一定誤差，仿真結果可以采用。

對比仿真結果，能更加清晰的顯示在張力，載荷，傾斜角相同的情況下的輸送帶最大垂度情況。

表2 不同的托輥類型和間距時輸送帶的垂度

通過表2的對比可得到以下結論：在張力、載荷、安裝傾角、托輥間距相同的情況下，通過仿真分析得到托輥的形狀影響輸送帶的垂度。

在張力、載荷、安裝傾角和托輥形狀相同的情況下，通過仿真分析得到托輥的間距和輸送帶的垂度成正比。

4 結論

基于Workbench對帶式輸送機的垂度進行仿真分析，有利于減小輸送帶的運行阻力，對防止輸送帶打滑，張緊力大小的選擇，都有著重要的參考價值。分析對比采用不同托輥和不同托輥間距的輸送帶垂度，對輸送機的安裝、托輥選擇、托輥間距確定有著重要的理論意義和實用價值。仿真分析指出托輥、托輥間距、張力和載荷都對垂度有一定的影響。仿真分析為以后研究輸送帶在啟動、制動、打滑和斷帶等情況下的垂度提供了理論依據。

[1]張曉永,于巖,徐魯輝,等.基于輸送帶懸垂度的斷帶檢測技術研究[J].煤礦機械2011,32(3):247-249.

[2]任文娟,陳薇,方敏,等.大型帶式輸送機動態建模及模型降階[J].起重運輸機械,2011,(5):8-11.

[3]劉偉國,劉英林.基于ANSYS 的帶式輸送機輸帶垂度的分析與仿真[J].煤礦機械2013,34(6):39-40.

[4]于巖,李維堅.運輸機械設計[M].北京:中國礦業大學出版社,1998.