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帶式輸送機(jī)托輥強(qiáng)度分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化

作者:河南坤威機(jī)械制造有限公司日期:2023-03-11 瀏覽量:0 關(guān)鍵詞:帶式輸送機(jī)托輥

近期相信大家都對(duì)“帶式輸送機(jī)托輥強(qiáng)度分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化”這個(gè)話題比較感興趣,要想知道這個(gè)話題答案,那么我們首先要了解一些與之相關(guān)的內(nèi)容,坤威機(jī)械的小編精心整理了該話題的相關(guān)內(nèi)容,那么下面就讓坤威機(jī)械的小編帶大家一起了解一下吧!

帶式輸送機(jī)是礦山領(lǐng)域廣泛使用的輸送設(shè)備,是機(jī)械化綜采的重要配套設(shè)備。托輥組件是承載皮帶及其負(fù)載的主要部件,同時(shí)也是帶式輸送機(jī)中用量最大的零部件。隨著大運(yùn)量帶式輸送機(jī)的研發(fā),對(duì)托輥的承載能力要求也在提高。為節(jié)約成本,提高經(jīng)濟(jì)效益,本文在滿足強(qiáng)度要求的前提下對(duì)托輥的結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化,為降低生產(chǎn)成本和指導(dǎo)生產(chǎn)實(shí)踐提供依據(jù)。

托輥結(jié)構(gòu)與受力模型

帶式輸送機(jī)托輥結(jié)構(gòu)如圖1所示,其主要由主軸、輥套、軸承和密封件等組成。輥套采用薄壁筒狀外套與支撐件焊接而成,主要承受皮帶以及負(fù)載對(duì)其的壓力;由于托輥轉(zhuǎn)速較高,軸承采用球軸承;密封件主要密封軸承周圍的潤(rùn)滑油,防止?jié)櫥托孤?

在運(yùn)行過程中,托輥通過輥套承受皮帶及負(fù)載豎直向下的重力與壓力,所以輥套的厚度以及軸承的半徑對(duì)托輥結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的影響較大。由于皮帶具有一定的張弛性,當(dāng)其負(fù)載后,在兩個(gè)托輥間有一定的下垂量,因此托輥處的皮帶與托輥呈面接觸,并存在一定的包角θ。

在帶式輸送機(jī)運(yùn)行過程中,托輥所承受的載荷一 般可分為靜載荷和動(dòng)載荷。在之前的研究中,主要對(duì) 托輥外表面與皮帶接觸部位施加靜載荷,沒有考慮托 輥轉(zhuǎn)速對(duì)其強(qiáng)度的影響。

求解托輥所承受的載 荷P(N),方程可描述為:P=9.8ea(I/V+q)(1)

其中:e為輥?zhàn)虞d荷系數(shù);a為托輥間距,m;v為帶速,m/s;q為單位長(zhǎng)度上皮帶的質(zhì)量,kg/ m;I為輸送能力,kg/s。

根據(jù)經(jīng)驗(yàn),當(dāng)采用鋼絲繩芯輸送帶時(shí),托輥的間距取1.5m為宜。此外,托輥的直徑不僅與帶寬有關(guān),還與皮帶線速度有很大的關(guān)系。在托輥制造過程中,受加工精度的制約,托輥外表面存在一定的橢圓度,在托輥運(yùn)行的過程中,橢圓度勢(shì)必會(huì)使托輥產(chǎn)生不規(guī)律的徑向振動(dòng)。為了防止產(chǎn)生較大的徑向振動(dòng),必須限制托輥的極限轉(zhuǎn)速?,F(xiàn)有皮帶的線速度約為4.5m/s。根據(jù)已有的研究結(jié)果,皮帶與托輥的包角θ約為55°。

托輥有限元受力分析

建模與前處理

根據(jù)托輥的具體參數(shù)(如表1所示),采用建模軟件Design Model建立托輥的幾何模型。為方便后續(xù)的結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化,對(duì)托輥的關(guān)鍵參數(shù)如輥套厚度和套筒內(nèi)徑進(jìn)行參數(shù)化。

采用ANSYS中自帶的網(wǎng)格劃分工具M(jìn)eshing對(duì)托輥輥套進(jìn)行網(wǎng)格劃分,以最大應(yīng)力為目標(biāo)對(duì)網(wǎng)格無關(guān)性進(jìn)行驗(yàn)證。

根據(jù)皮帶與托輥的包角,在托輥沿周向55°圓弧 范圍內(nèi)添加徑向載荷p;托輥軸承內(nèi)徑處采用圓柱cylinder約束;考慮托輥的高速旋轉(zhuǎn),輥套整體添加轉(zhuǎn)速ω,網(wǎng)格劃分結(jié)果與邊界條件如圖2所示。

有限元分析結(jié)果

有限元分析主要通過提取其應(yīng)力分布,對(duì)零件的強(qiáng)度進(jìn)行校核。在上述條件下,添加托輥的應(yīng)力與變形為分析對(duì)象,以ANSYS Workbench為求解器,對(duì)托輥進(jìn)行有限元分析,其應(yīng)力與變形分布云圖如圖3所示。

從圖3中可以看到:輥套的變形與應(yīng)力沿寬度方向?qū)ΨQ分布,在寬度方向的中部具有最大值,兩端小于中部;沿圓周方向上,與皮帶接觸部位的應(yīng)力與變形明顯大于其他區(qū)域;輥套所受的最大應(yīng)力為50.28MPa,最大變形為0.186mm,均位于輥套外表面中間部位。

輥套外表面與皮帶接觸沿寬度方向的應(yīng)力與變形如圖4所示。輥套外表面的應(yīng)力與變形沿寬度方向在中部遠(yuǎn)大于兩端,即中部的強(qiáng)度最為薄弱。同時(shí),在皮帶運(yùn)行過程中,托輥沿寬度方向的變形差會(huì)使皮帶沿寬度方向呈圓弧狀,不利于皮帶長(zhǎng)期穩(wěn)定地居中運(yùn)行,使皮帶跑偏的概率增大。

托輥結(jié)構(gòu)優(yōu)化

由于托輥在帶式輸送機(jī)中的用量非常大,因此在滿足其強(qiáng)度條件下,對(duì)托輥結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化,可以在減少重量的同時(shí),極大地降低生產(chǎn)成本。本節(jié)主要通過分析托輥的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)——輥套壁厚δ。和套筒腔半徑r?qū)佁讘?yīng)力與變形的影響(見圖5),來對(duì)托輥的結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化。

從圖5(a)看出:隨著輥套厚度的增大,輥套的最大應(yīng)力快速減??;隨著套筒腔半徑的增大,輥套最大應(yīng)力先降低后升高,當(dāng)套筒腔半徑為40mm時(shí)具有最小值。從圖5(b)看出:輥套最大變形隨著壁厚的變化較大,而隨套筒腔半徑的變化較小。隨著輥厚的增大,最大變形與最大應(yīng)力隨結(jié)構(gòu)的變化基本一致,均隨著壁厚的增大快速減小。

現(xiàn)有的輥套材料為Q235,在安全系數(shù)為2時(shí),其許用應(yīng)力σ=113MPa,遠(yuǎn)大于現(xiàn)有條件下輥套外表面的最大應(yīng)力50.28MPa,所以輥套的強(qiáng)度滿足要求,且存在一定的優(yōu)化空間。

根據(jù)上述得到的輥套壁厚與套筒內(nèi)徑對(duì)托輥應(yīng)力與變形的影響,當(dāng)采用現(xiàn)有材料Q235時(shí),套筒腔半徑采用40mm時(shí)應(yīng)力最小;經(jīng)計(jì)算當(dāng)輥套壁厚大于2.5mm時(shí),輥套結(jié)構(gòu)最優(yōu),在滿足強(qiáng)度要求的同時(shí),用鋼量最少。

結(jié)論

本文采用有限元法對(duì)應(yīng)用于帶式輸送機(jī)的托輥組件進(jìn)行了有限元分析,并以此為基礎(chǔ),在滿足強(qiáng)度要求的前提下對(duì)托輥結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行了優(yōu)化。得到以下結(jié)論:輥套外表面應(yīng)力與變形沿寬度方向?qū)ΨQ分布,中部大于兩端;在現(xiàn)有條件下,托輥滿足強(qiáng)度要求。在套筒內(nèi)半徑采用40mm時(shí),輥套應(yīng)力與變形最小,同時(shí)輥套厚度為2.5mm時(shí)即可滿足強(qiáng)度要求,現(xiàn)有結(jié)構(gòu)存在較大的優(yōu)化空間。研究結(jié)果為托輥結(jié)構(gòu)參數(shù)的優(yōu)化與軸承的選型提供了理論依據(jù)。

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本文標(biāo)題:帶式輸送機(jī)托輥強(qiáng)度分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化

本文作者:河南坤威機(jī)械制造有限公司

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