带式输送机传动机架的结构强度分析

张彦超　林福严　李文洋

(中国矿业大学(北京)机电与信息工程学院)



带式输送机传动机架的结构强度分析

张彦超林福严李文洋

(中国矿业大学(北京)机电与信息工程学院)

摘要根据带式输送机传动原理，通过实例分析并计算了带式输送机运行过程中传动机架的受力情况，完成受力分析简图的绘制，传动机架的Pro/Engineer建模与ANSYS Workbench的有限元分析，得出运行中传动机架受力位置及其应力值、位移值，为传动机架的结构优化提供了依据。

关键词带式输送机传动机架Pro/Engineer有限元分析

带式输送机是以输送带作为承载机构和牵引机构的、连续动作的运输机械[1]，具有输送距离远、输送能力强、结构简单、方便维护等特点，在矿井井下和地面运输中得到了广泛应用。

传动机架用于承受输送带张力和支撑传动滚筒，是皮带输送机的重要组成部分。目前，随着煤炭行业高速发展，矿井运输量日渐增大，矿用皮带输送机技术逐步向大输送量、长距离、高速度的方向发展，因此对皮带输送机的传动机架设计也提出了更高的要求。本文采用Pro/Engineer软件建立三维机架模型，通过ANSYS Workbench进行网格划分，继而施加载荷，寻找应力以及变形分布规律，对分析矿用皮带输送机传动机架应力状况、改进皮带输送机传动机架结构，具有较好的设计指导作用[2]。

1皮带输送机传动结构设计

本文矿用带式输送机输送物料为原煤，图1为该输送机的布置简图。其主要技术参数见表1。

图1　输送机线路布置

表1　输送机主要技术参数

根据文献[3]对传输机构进行计算。

(1)输送带不打滑条件校核。

(1)

式中,F2(S1)min为输送带不打滑条件下皮带所满足的最小张力，N;FUmax为最大圆周驱动力;μ为传动滚筒与皮带间的摩擦系数;φ为传动滚筒围包角,(°)。

由文献[3]可知，F2min=S1min≥12 429 N .

(2)输送带下垂度校核。承载分支最小张力:

(2)

回程分支最小张力:

(3)

式中,(h/a)adm为两组托辊之间输送带的允许垂度，一般不大于0.01 mm；qB为输送带单位长度质量，kg；qG为输送带单位长度运送物料平均质量，kg；ao为上托辊间距，mm；au为下托辊间距,mm。

显然，F2min=S1min≥12 429 N，满足输送带下垂度要求。

根据文献[3]，初选传动滚筒直径D=800 mm，输送机代号10080.3，许用合力160 kN，许用扭矩27 kN/m，滚筒重量1 370 kg。

传动滚筒扭矩Mmax=11.7 kN·m<27 kN·m .

初选规格满足要求，输送机代号为10080.3，传动滚筒图号为100A307Y(Z)。初选输送带NN-100，计算输送带层数。

(4)

式中,Fmax为稳定工况下输送带最大张力，N；σ为输送带纵向扯断强度，N/(mm·层)；n为稳定工况下，织物芯输送带静安全系数，棉织物芯带n=8～9，尼龙、聚酯帆布芯带n=10～12，条件恶劣时n>12。

(5)

确定Z=4层。核算传动滚筒直径

D=CZdB1=252mm<630mm,

(6)

式中,C为系数，棉织物芯C=80，尼龙织物芯C=90，聚酯芯C=108；dB1为织物芯每层厚度，mm。

依据设计要求，支架的所有材料均选用型号为Q235A的碳素结构钢，其主要性能参数为：弹性模量E=2.06×1011Pa，质量密度ρ=7 850 kg/m3，许用强度σ=150 MPa，屈服强度σS=235 MPa，泊松比μ=0.3。

2传动机架受力分析与计算

传动滚筒合力[4]

(7)

当Fn=[Fn]时，S1达到最大,即：S1max=F2max=65.34 kN .

由输送带NN-100，查皮带设计手册，得其扯断强度为100 N/(mm·层)，Z=4层,计算Fmax=400 kN>F2max=65.34 kN .

通过以上分析计算得出：F2min≤F2≤F2max=65.34 kN .

为使问题透明化、清晰化，将皮带两个位置的张力转化为传动滚筒轴承座与头架立柱连接处螺钉位置的受力。传动机架的受力分析[5]见图2所示。

图2　传动机架受力分析

水平方向：

(8)

竖直方向：

(9)

对Q点取矩：

(10)

由于A、B距离一定，所以FAy与FBy产生的切应变相等，从而FAy=FBy，令FAy=FBy=Fy，且驱动力矩M应与F1、F2产生的力矩相互抵消，故上式可简化为：

(11)

式中,h1=0.214 m，h2=0.52 m，θ=18°。

已知代号10080.3输送机传动滚筒的许用力矩为27 kN·m，传动滚筒直径为800 mm，所以传动滚筒可以承受的圆周驱动力[FU]=67.5 kN。通过张紧装置使F2=35 kN,若传动机架在许用圆周驱动力[FU]下仍然可以满足使用要求，则说明该结构可靠。所以，F1=F2+[FU]=102.5 kN。Fy=1.31 kN，FAx=-66.85 kN，FBx=-68.95 kN。

2.1传动机架立柱受力分析

通过以上分析可知皮带输送机稳定运行过程中，皮带所受的张力可以转化到传动滚筒轴承座与立柱连接的螺钉位置，传动机架的应力以及变形分布取决于这几个位置的受力情况。传动机架的立柱力学分析如图3所示。

图3　传动机架立柱受力分析

2.2头架柱受力分析

将立柱看成是以O点为固定端的悬臂梁，Ra为该悬臂梁结构多施加了一个水平方向上的约束，因此该问题为一次超静定问题。图4为头架立柱建立的直角坐标系。通过计算，Fy=-0.655 kN，FAx=33.425 kN，FBx=34.475 kN。

图4　传动机架立柱

分别计算出FAx、FBx、Ra在x=0.681 m处对该悬臂梁产生的挠度ωAx、ωBx、ωRa。

(12)

式中,E为Q235钢的弹性模量;I为H型钢(252 mm×250 mm×8 mm×6 mm)的极惯性矩，求得Ix=0.000 054 612 m4，其横截面如图5所示。

图5　立柱H型钢截面

2.3横梁受力分析

受力分析如图6所示，横梁在Ra的作用下产生压缩变形。

图6　传动机架横梁受力分析

(13)

式中,SHI是H型钢(202 mm×200 mm×8 mm×6 mm)的截面积，为0.003 92 m2，Δl2为横梁的形变量,m；l2为横梁长度，0.755 m；Ra为横梁的端部受力，N。

2.4斜梁受力分析

斜梁的水平变形量实际上为沿着梁轴线方向的压缩变形和垂直于梁轴线方向的弯曲变形综合作用的结果。斜梁的受力分析示意图如图7所示。

图7　传动机架斜梁受力分析

可列：

(14)

式中,斜梁采用H型钢(202 mm×200 mm×8 mm×6 mm)与横梁截面积相同，SXI=0.003 92 m2;l3为斜梁长度，m；Δl3为斜梁压缩量，m；Rb为斜梁端部受力，N；K3为弯曲量,m。

2.5危险截面受力分析

综上所述，对该立柱可列力学方程组。

水平方向：

(15)

竖直方向：

(16)

对O点取矩：

(17)

变形方程：

(18)

求解方程组，得：Fox=-16.783 kN，Foy=1.31 kN，Ra=51.117 kN。由以上数据可以确定头架立柱m-m和横梁n-n处受力情况最复杂，其强度和刚度要求直接决定了该传动机架的稳定性。

传动机架危险截面位置见图8。

图8　传动机架危险截面位置

等直梁在纯弯曲时，横截面上任一点处正应力为

(19)

式中,M为横截面上的弯矩;y为所求应力点的纵坐标;Ix为横截面对中性轴x的惯性矩。

(20)

根据Q235A材料特性，许用强度[σ]=150 MPa。因此，σm-m(max)、σn-n均满足许用要求。

3有限元分析

3.1三维建模

运用Pro/Engineer软件对传动机架进行实体三维建模，对滚筒轴承座、传动机架与地面的连接孔以及其他对计算结果影响不大的结构进行了简化处理，提升计算机计算与分析效率。此外，利用Pro/Engineer 和ANSYS Workbench软件的数据对接功能，将在Pro/Engineer当中建立三维模型,直接导入ANSYS Workbench进行有限元分析。矿用皮带输送机的传动机架三维实体模型如图 9 所示。

图9　传动机架三维实体模型

3.2网格划分与载荷施加

采用CFD进行网格划分，使传动机架边角处过度更加优化。设置网格精度为+50。划分网格后单元数为 56 263，节点数为110 165。

传动机架的6个底座施加Fixed Support，从而限制了传动机架在3个方向的自由度，代替了与地基连接方式。通过前述计算，已经将皮带张力转换到传动滚筒轴承座与立柱连接的螺栓处，只需对传动机架的螺栓位置处施加相应载荷即可。

3.3计算结果分析

3.3.1应力分析

求解后可以查看传动机架的应力云图、应变图以及位移云图[6]。通过图10传动机架的等效应力云图分析得出，传动机架立柱与底座横梁交界处以及传动机架斜梁与横梁交界处是最大应力所在的位置，此结果与计算结果相近，符合实际情况。观察应力云图最大应力为143.93 MPa，而Q235A钢的许用应力为 150 MPa，设计满足强度要求[7]。

图10　等效应力云图

3.3.2位移分析

经过一定的比例放大后，传动机架的形变位移云图如图11所示。由图11可见，传动机架在x轴方向上的最大位移为0.100 18 mm，在y轴方向上的最大位移发生在机架立柱偏向改向滚筒一侧的边缘，其最大值为0.033 368 mm，在z轴方向上的最大位移发生在两个立柱的连接横梁处，与其受力情况一致，最大值为0.770 61 mm。因此，传动机架在各个方向上的位移量均处在允许挠度7 mm的范围之内[8]。由此可知，传动机架在任何方向上均满足刚度要求。

图11　位移云图

4结论

通过对皮带输送机传动机架进行力学计算，及运用有限元软件ANSYS Workbench的相关静力学分析，获得传动机架变形分布规律和应力分布规律，找出传动机架最有可能受到破坏的位置，得出该皮带输送机的结构强度和刚度均小于材料的许用值，但是从经济角度考虑，传动机架的刚度余量仍然较大，因此材料存在没有被合理利用的浪费现象。所以，对传动机架结构尺寸优化仍然存在较大的空间，以便在不影响使用强度和刚度的前提下，降低综合成本，使材料得到充分利用。

参考文献

[1]董利忠,韩刚.带式输送机在特种工况下头架的有限元分析[J].矿山机械，2014，42(9)：62-65.

[2]宗荣珍,薛党勤,李文民.基于ANSYS的带式输送机机架结构分析[J].矿山机械，2008，36(11)：66-68.

[3]北京起重运输机械设计研究院,武汉丰凡科技开发有限责任公司.DTⅡ(A)型带式输送机设计手册[M].2版.北京：冶金工业出版社，2013.

[4]金丰民,王瑀,张荣建，等.带式输送机实用技术[M].北京:冶金工业出版社，2012.

[5]孙训方,方孝淑,关来泰.材料力学(Ⅰ)[M].5版.北京:高等教育出版社，2009.

[6]陆爽,孙明礼,丁金福，等.ANSYS Workbench13.0有限元分析从入门到精通[M].北京:机械工业出版社，2012.

[7]赵立华.带式输送机输送带跑偏的调整方法[J].矿山机械，2001，29(5)：65.

[8]周文生,李小英.带式输送机机架基础载荷的简便计算[J].矿山机械，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

张彦超(1991—)，男，硕士，100083 北京市海淀区学院路丁11号。