基于ANSYS的懸臂堆料機行走機構選型設計及優化

邵翠榮， 牛軍燕

（華電鄭州機械設計研究院有限公司，鄭州 450015）

0 引言

懸臂堆料機在我國水泥、大型鋼鐵聯合企業、冶金及發電企業中得到了廣泛的應用。堆料機主要由懸臂膠帶機、尾車、機架、卷揚機構和行走機構等組成。而行走機構承載了堆料機的絕大部分重量和懸臂膠帶機產生的側向力，所以，如何在滿足強度、剛度、安全性、穩定性的條件下，減輕行走機構的重量的研究至關重要。本文針對徐礦集團哈密能源公司大南湖礦區選煤廠輸煤系統的堆料機行走機構為例，利用ANSYS有限元分析軟件，建立了SHELL63彈性殼單元模型［1］，分析在多載荷共同作用下結構應力應變情況，并在有限元計算結果基礎上對其進行了選型設計和優化分析。通過分析計算，不僅縮短設計周期，而且保證行走機構的安全可靠，為后續堆料機系列化生產或者新產品開發設計提供參考。

1 懸臂堆料機結構原理

懸臂堆料機主要由懸臂膠帶機、尾車、機架、卷揚機構、行走機構組成。其工作原理就是物料通過尾車上的進料皮帶機輸送到懸臂膠帶機上，然后通過行走機構在條形料場的往復運動將物料均勻地散布在料場內。本次主要針對行走機構在強度、剛度等方面進行選型的優化設計。行走機構正上面承載了機架、懸臂膠帶機、卷揚機構、各輔助機構的全部豎向力，側面則承受懸臂膠帶機產生的較大的側向力。經過結構分析和前期計算，行走機構上承受的豎向力主要是機架傳遞給行走機構的豎向壓力和卷揚支撐施加給行走機構的豎向分力，兩處分別為387 600N，而側向力主要是機架傳遞給行走機構的水平分力和卷揚機構施加給行走機構水平分力，左側為414 700N，右側為314 700N。

2 ANSYS軟件在行走機構選型及設計中的應用

本文將在ANSYS軟件中直接建模并分析，將有效縮短開發設計周期［2］。本次設計的行走機構由箱型梁組成，一般的箱型梁結構在有限元建模中可以采用Beam188單元。但是，本次設計的行走機構雖然由箱型梁組成，但是由于本身承載的豎向力和水平力較大，故在箱型梁內部關鍵的受力部位做加筋處理。為了使ANSYS中建的模型與實際模型更接近及分析的結果更準確，本次分析采用Shell63板殼單元，更具體地把箱型梁的每塊板材及每塊筋板都進行建模，以便使得出的結論更具有可靠性。

2.1 分析過程

ANSYS可以直接讀取Pro/E生成的幾何實體，將三維模型導入后進行有限元分析。但是本次主要作為選型計算，故在ANSYS中直接建模更便于后期的優化分析。建立三維模型時應保證虛擬模型和實際模型盡可能一致，特別是工況一定要符合實際情況，以使受力分析能夠符合實際的受力情況，在這個原則下再對模型做適當的簡化。

2.2 前處理過程

設置ANSYS模版，選擇分析類型，定義材料、屬性、實常數卡等準備建模。其中查機械設計手冊［3］得，235鋼屈服強度σs=235 MPa，安全系數取1.5，材料參數為：彈性模量E=1.07×105MPa，泊松比 λ=0.3，密度 ρ=7.8×10-6kg/mm3。

利用Shell63殼單元建立模型。根據需要及在關鍵的受力部位加筋方案確定了80個關鍵點，這里不再一一指出。然后選擇各段的截面序號，將各個關鍵點連接起來生成面，然后再給面賦予面單元屬性。本次初步設計箱型梁的上下翼緣板采用δ=20 mm，兩側的腹板采用 δ=16 mm，所有筋板采用δ=12 mm。在ANSYS中建成的三維模型劃分網格后如圖1所示。

圖1 行走結構網格圖

2.3 后處理過程

1）添加約束。由于懸臂堆料機行走結構采用4個承載車輪，左右各2個車輪支撐在行走機構兩側，其中左右分別有一個車輪為主動輪，左右同步單輪驅動，而車輪支架和行走機構底面為面接觸，故約束的部位即車輪支架和行走機構底面接觸的面約束。

2）施加載荷。行走機構的自重可以通過Loads＞Define loads＞Inertia＞Gravity＞Global添加；其他的載荷為：箱型梁側面與卷揚機構接觸的兩處面壓力分別為387600/（1525×925）≈0.27 N/mm2，箱型梁上面與機架接觸的面壓力，左側為414700/（630×500）≈1.32 N/mm2，右側為314700/（630×500）≈0.99 N/mm2。

圖2 優化前行走機構應力云圖

2.4 分析結果

Solve運行分析后得到應力應變云圖，優化前行走機構應力云圖如圖2所示，應變云圖如圖3所示。

由圖2可知，這種選型在實際載荷下的最大應力為 166.158 MPa，而［δ］=235/1.5=156.67 MPa，最大應力超過了該材料的許用應力，并且最大應力出現的位置在行走機構承受卷揚支撐的側面上，說明箱型梁的腹板初步選型不能滿足應力要求。由圖3可知，最大應變量為2.41 mm，而該結構相應的許用撓度為7832/800=9.79 mm，最大變形量沒有超過許用撓度。初步分析該選型剛度滿足要求，強度稍微有點薄弱，所以需要進行優化分析。

圖3 優化前行走機構應變云圖

3 優化過程

根據圖2可以看出受力薄弱的部位在腹板上，所以優化方案是將和卷揚機構接觸的腹板的厚度從δ=16 mm變成δ=18mm。打開ANSYS建模模塊，在RealConstants把腹板的厚度改成18mm，將相對應的尺寸參數更改后保存，然后重新運行求解。優化后的皮帶機架應力云圖如圖4所示，應變云圖如圖5所示。

圖4 優化后行走機構應力云圖

圖5 優化后行走機構應變云圖

由圖4可知，這種選型在實際載荷下的最大應力為118.93 MPa，小于該材料的許用應力；由圖5可知，最大變形量為1.796 mm，小于該結構相應的許用撓度，故此時安全可靠。該方法大大提高了工作效率及選型的準確性，值得在設計中推廣應用。

4 結語

通過該實例可以看出，本文采用Shell63殼單元更詳細地建模，能夠使模型更接近實際，得出的應力應變值更準確。這種方法不僅可用在行走機構的選型設計上，還可為其他鋼結構的選型設計提供參考。

［1］ 博弈創作室.ANSYS經典產品基礎教程與實例詳解［M］.北京：中國水利水電出版社，2006.

［2］ 周寧.ANSYS機械工程應用實例［M］.北京：中國水利水電出版社，2006.

［3］ 成大先.機械設計手冊［M］.5版.北京：化學工業出版社，2007.