帶式輸送機傳動機架的結構強度分析

張彥超　林福嚴　李文洋

(中國礦業大學(北京)機電與信息工程學院)

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帶式輸送機傳動機架的結構強度分析

張彥超林福嚴李文洋

(中國礦業大學(北京)機電與信息工程學院)

摘要根據帶式輸送機傳動原理，通過實例分析并計算了帶式輸送機運行過程中傳動機架的受力情況，完成受力分析簡圖的繪制，傳動機架的Pro/Engineer建模與ANSYS Workbench的有限元分析，得出運行中傳動機架受力位置及其應力值、位移值，為傳動機架的結構優化提供了依據。

關鍵詞帶式輸送機傳動機架Pro/Engineer有限元分析

帶式輸送機是以輸送帶作為承載機構和牽引機構的、連續動作的運輸機械[1]，具有輸送距離遠、輸送能力強、結構簡單、方便維護等特點，在礦井井下和地面運輸中得到了廣泛應用。

傳動機架用于承受輸送帶張力和支撐傳動滾筒，是皮帶輸送機的重要組成部分。目前，隨著煤炭行業高速發展，礦井運輸量日漸增大，礦用皮帶輸送機技術逐步向大輸送量、長距離、高速度的方向發展，因此對皮帶輸送機的傳動機架設計也提出了更高的要求。本文采用Pro/Engineer軟件建立三維機架模型，通過ANSYS Workbench進行網格劃分，繼而施加載荷，尋找應力以及變形分布規律，對分析礦用皮帶輸送機傳動機架應力狀況、改進皮帶輸送機傳動機架結構，具有較好的設計指導作用[2]。

1皮帶輸送機傳動結構設計

本文礦用帶式輸送機輸送物料為原煤，圖1為該輸送機的布置簡圖。其主要技術參數見表1。

圖1　輸送機線路布置

表1　輸送機主要技術參數

根據文獻[3]對傳輸機構進行計算。

(1)輸送帶不打滑條件校核。

(1)

式中,F2(S1)min為輸送帶不打滑條件下皮帶所滿足的最小張力，N;FUmax為最大圓周驅動力;μ為傳動滾筒與皮帶間的摩擦系數;φ為傳動滾筒圍包角,(°)。

由文獻[3]可知，F2min=S1min≥12 429 N .

(2)輸送帶下垂度校核。承載分支最小張力:

(2)

回程分支最小張力:

(3)

式中,(h/a)adm為兩組托輥之間輸送帶的允許垂度，一般不大于0.01 mm；qB為輸送帶單位長度質量，kg；qG為輸送帶單位長度運送物料平均質量，kg；ao為上托輥間距，mm；au為下托輥間距,mm。

顯然，F2min=S1min≥12 429 N，滿足輸送帶下垂度要求。

根據文獻[3]，初選傳動滾筒直徑D=800 mm，輸送機代號10080.3，許用合力160 kN，許用扭矩27 kN/m，滾筒重量1 370 kg。

傳動滾筒扭矩Mmax=11.7 kN·m<27 kN·m .

初選規格滿足要求，輸送機代號為10080.3，傳動滾筒圖號為100A307Y(Z)。初選輸送帶NN-100，計算輸送帶層數。

(4)

式中,Fmax為穩定工況下輸送帶最大張力，N；σ為輸送帶縱向扯斷強度，N/(mm·層)；n為穩定工況下，織物芯輸送帶靜安全系數，棉織物芯帶n=8～9，尼龍、聚酯帆布芯帶n=10～12，條件惡劣時n>12。

(5)

確定Z=4層。核算傳動滾筒直徑

D=CZdB1=252mm<630mm,

(6)

式中,C為系數，棉織物芯C=80，尼龍織物芯C=90，聚酯芯C=108；dB1為織物芯每層厚度，mm。

依據設計要求，支架的所有材料均選用型號為Q235A的碳素結構鋼，其主要性能參數為：彈性模量E=2.06×1011Pa，質量密度ρ=7 850 kg/m3，許用強度σ=150 MPa，屈服強度σS=235 MPa，泊松比μ=0.3。

2傳動機架受力分析與計算

傳動滾筒合力[4]

(7)

當Fn=[Fn]時，S1達到最大,即：S1max=F2max=65.34 kN .

由輸送帶NN-100，查皮帶設計手冊，得其扯斷強度為100 N/(mm·層)，Z=4層,計算Fmax=400 kN>F2max=65.34 kN .

通過以上分析計算得出：F2min≤F2≤F2max=65.34 kN .

為使問題透明化、清晰化，將皮帶兩個位置的張力轉化為傳動滾筒軸承座與頭架立柱連接處螺釘位置的受力。傳動機架的受力分析[5]見圖2所示。

圖2　傳動機架受力分析

水平方向：

(8)

豎直方向：

(9)

對Q點取矩：

(10)

由于A、B距離一定，所以FAy與FBy產生的切應變相等，從而FAy=FBy，令FAy=FBy=Fy，且驅動力矩M應與F1、F2產生的力矩相互抵消，故上式可簡化為：

(11)

式中,h1=0.214 m，h2=0.52 m，θ=18°。

已知代號10080.3輸送機傳動滾筒的許用力矩為27 kN·m，傳動滾筒直徑為800 mm，所以傳動滾筒可以承受的圓周驅動力[FU]=67.5 kN。通過張緊裝置使F2=35 kN,若傳動機架在許用圓周驅動力[FU]下仍然可以滿足使用要求，則說明該結構可靠。所以，F1=F2+[FU]=102.5 kN。Fy=1.31 kN，FAx=-66.85 kN，FBx=-68.95 kN。

2.1傳動機架立柱受力分析

通過以上分析可知皮帶輸送機穩定運行過程中，皮帶所受的張力可以轉化到傳動滾筒軸承座與立柱連接的螺釘位置，傳動機架的應力以及變形分布取決于這幾個位置的受力情況。傳動機架的立柱力學分析如圖3所示。

圖3　傳動機架立柱受力分析

2.2頭架柱受力分析

將立柱看成是以O點為固定端的懸臂梁，Ra為該懸臂梁結構多施加了一個水平方向上的約束，因此該問題為一次超靜定問題。圖4為頭架立柱建立的直角坐標系。通過計算，Fy=-0.655 kN，FAx=33.425 kN，FBx=34.475 kN。

圖4　傳動機架立柱

分別計算出FAx、FBx、Ra在x=0.681 m處對該懸臂梁產生的撓度ωAx、ωBx、ωRa。

(12)

式中,E為Q235鋼的彈性模量;I為H型鋼(252 mm×250 mm×8 mm×6 mm)的極慣性矩，求得Ix=0.000 054 612 m4，其橫截面如圖5所示。

圖5　立柱H型鋼截面

2.3橫梁受力分析

受力分析如圖6所示，橫梁在Ra的作用下產生壓縮變形。

圖6　傳動機架橫梁受力分析

(13)

式中,SHI是H型鋼(202 mm×200 mm×8 mm×6 mm)的截面積，為0.003 92 m2，Δl2為橫梁的形變量,m；l2為橫梁長度，0.755 m；Ra為橫梁的端部受力，N。

2.4斜梁受力分析

斜梁的水平變形量實際上為沿著梁軸線方向的壓縮變形和垂直于梁軸線方向的彎曲變形綜合作用的結果。斜梁的受力分析示意圖如圖7所示。

圖7　傳動機架斜梁受力分析

可列：

(14)

式中,斜梁采用H型鋼(202 mm×200 mm×8 mm×6 mm)與橫梁截面積相同，SXI=0.003 92 m2;l3為斜梁長度，m；Δl3為斜梁壓縮量，m；Rb為斜梁端部受力，N；K3為彎曲量,m。

2.5危險截面受力分析

綜上所述，對該立柱可列力學方程組。

水平方向：

(15)

豎直方向：

(16)

對O點取矩：

(17)

變形方程：

(18)

求解方程組，得：Fox=-16.783 kN，Foy=1.31 kN，Ra=51.117 kN。由以上數據可以確定頭架立柱m-m和橫梁n-n處受力情況最復雜，其強度和剛度要求直接決定了該傳動機架的穩定性。

傳動機架危險截面位置見圖8。

圖8　傳動機架危險截面位置

等直梁在純彎曲時，橫截面上任一點處正應力為

(19)

式中,M為橫截面上的彎矩;y為所求應力點的縱坐標;Ix為橫截面對中性軸x的慣性矩。

(20)

根據Q235A材料特性，許用強度[σ]=150 MPa。因此，σm-m(max)、σn-n均滿足許用要求。

3有限元分析

3.1三維建模

運用Pro/Engineer軟件對傳動機架進行實體三維建模，對滾筒軸承座、傳動機架與地面的連接孔以及其他對計算結果影響不大的結構進行了簡化處理，提升計算機計算與分析效率。此外，利用Pro/Engineer 和ANSYS Workbench軟件的數據對接功能，將在Pro/Engineer當中建立三維模型,直接導入ANSYS Workbench進行有限元分析。礦用皮帶輸送機的傳動機架三維實體模型如圖 9 所示。

圖9　傳動機架三維實體模型

3.2網格劃分與載荷施加

采用CFD進行網格劃分，使傳動機架邊角處過度更加優化。設置網格精度為+50。劃分網格后單元數為 56 263，節點數為110 165。

傳動機架的6個底座施加Fixed Support，從而限制了傳動機架在3個方向的自由度，代替了與地基連接方式。通過前述計算，已經將皮帶張力轉換到傳動滾筒軸承座與立柱連接的螺栓處，只需對傳動機架的螺栓位置處施加相應載荷即可。

3.3計算結果分析

3.3.1應力分析

求解后可以查看傳動機架的應力云圖、應變圖以及位移云圖[6]。通過圖10傳動機架的等效應力云圖分析得出，傳動機架立柱與底座橫梁交界處以及傳動機架斜梁與橫梁交界處是最大應力所在的位置，此結果與計算結果相近，符合實際情況。觀察應力云圖最大應力為143.93 MPa，而Q235A鋼的許用應力為 150 MPa，設計滿足強度要求[7]。

圖10　等效應力云圖

3.3.2位移分析

經過一定的比例放大后，傳動機架的形變位移云圖如圖11所示。由圖11可見，傳動機架在x軸方向上的最大位移為0.100 18 mm，在y軸方向上的最大位移發生在機架立柱偏向改向滾筒一側的邊緣，其最大值為0.033 368 mm，在z軸方向上的最大位移發生在兩個立柱的連接橫梁處，與其受力情況一致，最大值為0.770 61 mm。因此，傳動機架在各個方向上的位移量均處在允許撓度7 mm的范圍之內[8]。由此可知，傳動機架在任何方向上均滿足剛度要求。

圖11　位移云圖

4結論

通過對皮帶輸送機傳動機架進行力學計算，及運用有限元軟件ANSYS Workbench的相關靜力學分析，獲得傳動機架變形分布規律和應力分布規律，找出傳動機架最有可能受到破壞的位置，得出該皮帶輸送機的結構強度和剛度均小于材料的許用值，但是從經濟角度考慮，傳動機架的剛度余量仍然較大，因此材料存在沒有被合理利用的浪費現象。所以，對傳動機架結構尺寸優化仍然存在較大的空間，以便在不影響使用強度和剛度的前提下，降低綜合成本，使材料得到充分利用。

參考文獻

[1]董利忠,韓剛.帶式輸送機在特種工況下頭架的有限元分析[J].礦山機械，2014，42(9)：62-65.

[2]宗榮珍,薛黨勤,李文民.基于ANSYS的帶式輸送機機架結構分析[J].礦山機械，2008，36(11)：66-68.

[3]北京起重運輸機械設計研究院,武漢豐凡科技開發有限責任公司.DTⅡ(A)型帶式輸送機設計手冊[M].2版.北京：冶金工業出版社，2013.

[4]金豐民,王瑀,張榮建，等.帶式輸送機實用技術[M].北京:冶金工業出版社，2012.

[5]孫訓方,方孝淑,關來泰.材料力學(Ⅰ)[M].5版.北京:高等教育出版社，2009.

[6]陸爽,孫明禮,丁金福，等.ANSYS Workbench13.0有限元分析從入門到精通[M].北京:機械工業出版社，2012.

[7]趙立華.帶式輸送機輸送帶跑偏的調整方法[J].礦山機械，2001，29(5)：65.

[8]周文生,李小英.帶式輸送機機架基礎載荷的簡便計算[J].礦山機械，2010，38(21)：68-70.

(收稿日期2015-09-17)

Structural Strength Analysis of the Transmission Rack of Belt Conveyor

Zhang YanchaoLin FuyanLi Wenyang

(School of Mechanical Electronic & Information Engineering,China University of Mining and Technology (Beijing))

AbstractBased on the transmission principle of belt conveyors, the force conditions of transmission rack in the process of operation of belt conveyor is analyzed and calculated, the stress analysis diagram is drawn, Pro/Engineer modeling and finite element analysis based on ANSYS Workbench of transmission rack of belt conveyor is conducted, the mechanical position and its stress values and displacement values are obtained to provide reference for the structural optimization of transmission rack of belt conveyor.

KeywordsBelt conveyor, Transmission rack, Pro/Engineer, Finite element analysis

張彥超(1991—)，男，碩士，100083 北京市海淀區學院路丁11號。