基于SolidWorks的斗式提升机的优化设计

宿佃斌，宋华鲁，李淑红,段玲玲，宋占华，闫银发，李景超，李法德

(1.山东农业大学机械与电子工程学院，山东泰安 271018；2.东平县供电公司，山东泰安 271500；3.山东润银商贸有限公司，山东泰安 271500)



基于SolidWorks的斗式提升机的优化设计

宿佃斌1，宋华鲁1，李淑红2,段玲玲3，宋占华1，闫银发1，李景超3，李法德1

(1.山东农业大学机械与电子工程学院，山东泰安 271018；2.东平县供电公司，山东泰安 271500；3.山东润银商贸有限公司，山东泰安 271500)

为了降低斗式提升机的破碎率，以某公司30型批式循环谷物干燥机斗式提升机作为研究对象，在分析实际应用中所出现问题的基础上，通过优化设计，将斗式提升机的提升速度由优化前的2.17 m/s降低为优化后的1.60 m/s；同时，通过对卸料过程的理论分析，利用作图法根据抛粮轨迹，对头轮罩壳的形状和几何尺寸进行了优化设计，将头轮罩壳的长和高分别由原来的758 mm和282 mm增大为优化后的1 218 mm和500 mm，减少了谷物与头轮罩壳的碰撞；并运用SolidWorks建模，对提升机驱动轴进行了静态分析。通过对比优化前后斗式提升机的运转试验，发现优化后的斗式提升机运行平稳，粮食的破碎率增值下降到0.28%。

农业机械学；斗式提升机；头轮罩壳；提升速度；破碎率增值；抛粮轨迹；SolidWorks

宿佃斌，宋华鲁，李淑红，等.基于SolidWorks的斗式提升机的优化设计[J].河北工业科技,2016,33(5):415-422.

SU Dianbin，SONG Hualu，LI Shuhong,et al.Optimized design of bucket elevator based on SolidWorks[J].Hebei Journal of Industrial Science and Technology,2016,33(5):415-422.

据统计，2015年中国粮食总产量达到6.21×1012kg，连续3年稳定在6×1012kg以上，实现了粮食产量的“十二连增”[1-2]。粮食干燥是粮食生产的重要环节，做好粮食干燥工作事关农村经济持续健康发展大局。谷物干燥机作为一种高效的粮食机械化干燥手段，为实现粮食的“不落地入仓”[3]，减少粮食的霉变和污染提供了可能，并且在国家政策的扶持和鼓励下得到了很好的推广。在保证谷物烘干机的各项性能指标达到市场需求的前提下，通过优化各个部件进而努力提升谷物干燥机的干燥性能(干燥效率、破碎率)，已经成为生产厂家提高产品竞争力的努力方向[4-6]。斗式提升机作为垂直输送的重要工具，因其适应性强、节省动力、提升高度和效率高等优点，在粮食、水泥、化工等领域得到了广泛应用，其作为批式循环干燥机的重要组成部分，在谷物循环中起关键作用。因此，斗式提升机也是厂家争相研究的重点。

在30型批式循环谷物干燥机的实际运行中，发现斗式提升机存在严重的异响(约90 dB)；粮食回流使斗式提升机的输送量下降；粮食破碎率增值大，相当一部分粮食存在裂纹，甚至粉碎等情况，而且随着谷物含水率的降低，该现象更加明显。通过现场分析，初步确认了产生以上问题的原因，这些原因与前人的研究基本一致：由于斗式提升机的实际生产率Q(t/h)比30型批式循环谷物干燥机的每小时输出量Qi(t/h)小,导致底部绞龙进粮口中粮食积压较多，畚斗在掏取粮食时阻力增大，引起畚斗带打滑、抖动,从而造成撒料[7]；畚斗的一个侧面与挠性带连接，畚斗与粮食整体的重心与挠性带存在一定距离，因此畚斗在运行过程中会产生偏转，导致畚斗内粮食在洒落过程中与畚斗或机壳产生碰撞而破碎；在卸料阶段，斗式提升机畚斗带线速度直接影响破碎率增值[8]，由于头轮转速过快导致粮食抛撒时与头轮罩壳相碰撞，造成粮食回流、破碎；同时，粮食在抛撒、回流过程中与机壳相互碰撞是产生异响的主要原因。

因此，通过对30型批式循环谷物干燥机斗式提升机整体结构和运行过程进行分析，着重讨论运行中机头出现的问题，确定斗式提升机的生产率、运行速度，优化头轮罩壳，利用SolidWorks进行三维建模，并对驱动轴进行有限元分析，以期达到结构更加合理、性能更加优越、粮食破碎率增值有所降低的目的。

1 整体结构和机头部分的运行过程

1.1 斗式提升机结构性能分析

图1 斗式提升机结构Fig.1 Assembly drawing of bucket elevator

斗式提升机整体结构如图1所示，主要构件有：驱动装置、畚斗、牵引构件、壳体、尾轮、张紧装置、进料口和卸料口[9]。

驱动装置由电动机、变速器及联轴器、驱动轴和驱动轮等组成，驱动轴上装有牵引滚筒，多数斗式提升机都由安装在驱动轴上的牵引滚筒驱动。畚斗通常分为浅型斗、深型斗和有导向槽的尖棱面斗。本提升机采用某公司生产的DS2816深型畚斗。采用PVC整芯提升带作牵引构件(牵引带)，用螺钉、弹性垫片和压板固接在牵引带上，牵引带的宽度比畚斗宽度大30～35 mm。但是由于胶带强度相对较低，畚斗与胶带的连接处为最薄弱环节，所以其提升高度一般都不会太高，但是粮食的密度相对较小，用PVC整芯提升带作为牵引构件完全可以满足本设计的需要。位于底部的尾轮配合螺栓拉紧式张紧装置对畚斗带进行张紧，避免牵引带打滑。

目前，虽然可以根据谷物烘干机的需要直接选择相应的斗式提升机，但是在30型批式循环谷物干燥机的使用过程中，一批粮食在烘干机内平均循环16次，才能将水分降低到所要求的水分。为了降低谷物在循环干燥过程中的破碎率，在30型批式循环谷物干燥机上没有配置下部的卸粮搅龙和顶部的布粮搅龙，但是在实际操作过程中，发现谷物的破碎率增值仍然较高，经分析得知，现有的斗式提升机的整体性能偏低，并不能完全符合谷物烘干机的需要，尤其是提升机机头结构不合理、提升速度过高。机头的外形必须与畚斗的卸料方式相适应[9]，因此，机头的设计关键是确定合适的卸料方式。

斗式提升机的卸料方式可分为重力式卸料、离心式卸料、混合式卸料。对于散落性较好的物料，为了尽量缩小斗式提升机的体积，一般会选择比较高的提升速度，从而选用离心式卸料。当头轮罩壳设计不合理时，离心式卸料容易造成粮食回流。因此，本设计采用离心式卸料。

1.2 卸粮过程分析

为了避免粮食的回流，保证卸粮时粮食可以顺利地抛入落粮管道，必须设计合适的头轮罩壳。粮食的抛撒是从畚斗进入机头部分开始的，畚斗内的物料曲面对整个抛粮过程有重要的影响。

如图2所示，离心式卸料时，在头轮转速一定的情况下，作用在任何位置上的粮食的合力方向都集中在极点P上，则畚斗内粮食表面在某一点的切线总是与合力的方向相垂直，也就是说畚斗内粮食的表面在某一点的切线总是垂直于它与极点P的连线。粮食在畚斗内是按照图2所示的对数螺旋面Ⅰ，Ⅲ，Ⅳ这样一组组对数螺旋面排列。畚斗内的粮食在合力的作用下，面Ⅳ上的粮食在向上运动时不会受到畚斗外壁的阻挡，故可以从畚斗内抛出。相反，面Ⅲ上的粮食在向上运动时会受到畚斗外壁的阻挡，不能从畚斗内抛出。以此类推，可以得出在对数螺旋面Ⅰ以上的粮食都可以无阻碍地从畚斗里面抛出，在面Ⅰ以下的粮食不能从畚斗内抛出。

图2 离心式卸料示意图Fig.2 Schematic diagram of centrifugal discharge

图3 粮食抛撒轨迹示意图Fig.3 Schematic diagram of grain’s throwing trajectory

如图3所示，在理想状态下，粮食离开畚斗后在重力的作用下作初始速度为V的抛物线运动，但是，在实际情况下受头轮罩壳几何尺寸(高度和宽度)的限制，粮食会在机头内与头轮罩壳产生相互碰撞，加上空气阻力等因素，粮食不会按照理想的抛物线进行运动，整体的抛撒轨迹会比理想状态下略为降低，因此，如果头轮罩壳设计不合理、工作速度不合理，极易造成一部分粮食产生回流现象，图3中按轨迹V运动的粮食极易回流。

2 优化设计

2.1 斗式提升机生产率和提升速率的确定

根据30型批式循环谷物干燥机的设计要求，粮食在内部循环一次的时间约为1 h，因此与之相配套的斗式提升机的生产率可以定为30 t/h，斗式提升机的提升高度约为10 m。原有斗式提升机提升速度为2.17 m/s，计算生产率为31 t/h，头轮直径D=200 mm，畚斗之间的间距e=110 mm。分析发现，原提升机头轮直径过小，导致了畚斗带折弯现象严重，使用寿命缩短；并且，提升速度过快导致了粮食在抛撒时的初始速度过高(优化前粮食抛撒初始速度为5.82 m/s)，加之头轮罩壳的尺寸不合适导致粮食与头轮罩壳的碰撞严重。现以玉米为例进行相关参数的优化计算，最终确定提升机的相关参数，主要计算过程如下。

取玉米的容重ρ=840 kg/m3，玉米的内摩擦角φ=28°，相应的摩擦系数f=tanφ=tan 28°=0.532。畚斗带的运行速度V=1.60m/s；用离心式卸料，根据相关资料[16]，求出头轮的直径D=360mm。

头轮转速计算公式：

(1)

把已知参数代入式(1)得头轮转速n=84.93 r/min。

极距计算公式：

(2)

把已知参数代入式(2)得到极距a=124 mm。

斗式提升机的计算生产率公式：

Q计算=k·Q，

(3)

式中k为供料不均匀系数[12]，k=1.2。

将已知参数代入式(3)得到计算生产率Q计算=36 t/h。

根据式(4)，选择计算线载荷和选择畚斗型号：

(4)

式中：i0为畚斗容积，L；s为畚斗间距，mm；L线为线载荷，L/m。

将已知参数代入式(4)，可得线载荷L线=9.30 L/m。

选用DS2816型深型畚斗，可知i0=3.01 L, 得

s=323.66 mm 。

可以根据式(5)得到畚斗间距：

e=s-C,

(5)

式中：e为前一个畚斗底与下一个畚斗上沿的间距，mm；C为畚斗高度，mm。

将已知参数代入式(5)，可得畚斗间距e=169.66mm。

按照建议[11]，控制畚斗卸料的方位角θ0=30°，经计算装满系数φ=0.6。

装满系数完全满足设计需求，故可以确定提升速度V=1.60m/s，生产率为30t/h。

2.2 头轮罩壳的优化

2.2.1 粮食抛撒轨迹的计算

低水分粮食在抛撒过程中如果碰到了头轮罩壳极易发生破碎，选用离心式卸料可使粮食在头轮罩壳的诱导下不与头轮罩壳产生碰撞，直接进入机头的卸料口，防止粮食回流。根据已经确定的斗式提升机的基本参数(畚斗带速度、头轮直径、生产率)，本文用作图法绘制斗式提升机的粮食抛撒轨迹如图4所示(忽略气流对粮食的作用)。

图4 粮食抛撒轨迹示意图Fig.4 Schematic diagram of grain's throwing trajectory

当畚斗运转到如图4所示的角度为θo位置时，根据畚斗的相关几何参数，可以得到畚斗内粮食的滑移平面与oo点半径之间的夹角αo，建立如图4所示的动坐标系xoooyo。

1)计算牵引速度Ve

(6)

式中：r外为畚斗外缘口的直径，经计算r外=348.30 mm。代入已知参数可得牵引速度Ve=3.10m/s，方向如图4所示。

2)计算相对速度Vr

粮食在畚斗内的平面上滑移，此时滑移速度：

(1-e-2fθo),

(7)

式中：ω为头轮的角速度，ω=8.86 rad/s；αo为粮食滑移平面与半径的夹角，计算知αo=26.21°；φ′为修正摩擦角，tanφ′=f′=2f=1.064，则φ′=46.70°；g为重力加速度，取9.8m/s2；θo为卸粮起始角，按照建议[12]取θo=30°。代入已知参数可得滑移速度Vr=0.32m/s，方向如图4所示，与粮食滑移方向平行。

当粮食运动到oo点后离开畚斗，作初始速度为Va的抛物运动，假设粮食离开畚斗外沿oo点的时刻t=0，忽略抛出后空气的阻力，则粮食在xoooyo坐标系中的运动方程为

(8)

表1 曲线Ⅰ在xoooyo坐标系中的坐标值

重复以上步骤可以依次画出畚斗外沿在θ1，θ2，…，θn的卸粮轨迹，每隔10°作一条抛粮轨迹曲线，直至卸料结束。最后，如图4所示用一条曲线Ⅴ将所有的轨迹曲线包络起来，此曲线与头轮所构成的空间即为粮食在头轮内的运动区间。如果按抛粮轨迹的实际形状曲线Ⅴ直接制造头轮罩壳，会发现头轮罩壳的尺寸很大，现在让直线DF与曲线Ⅴ相切与E点，当粮食运动到点E时沿EF顺势滑下。其余部分按略大于轨迹曲线Ⅴ的原则进行设计，多边形ABCDEFG即为优化后头轮罩壳的形状。

2.2.2 头轮罩壳三维建模

应用SolidWorks软件建立斗式提升机机头部分的模型，模型主要采用了拉伸、切削、钣金等特征。头轮罩壳主要由3部分组成：左右侧板和上包络板。粮食在提升机内的抛撒轨迹主要受罩壳形状的制约，所以根据粮食的抛撒轨迹对罩壳形状进行了优化。

头轮罩壳模型如图5所示，罩壳优化后比优化前在高度上增大了218mm，宽度上增加了466mm，虽然罩壳的结构尺寸有所增加，但是大大减轻了粮食在抛撒结束前与右侧机壳的剧烈碰撞。

图5 头轮罩壳形状示意图Fig.5 Schematic diagram of head hood

2.3 驱动轴的有限元分析

2.3.1 驱动轴模型的建立与载荷的处理

机头驱动轴在提供动力的同时还承担着畚斗带、畚斗和畚斗内粮食的重量，并且在斗式提升机运行时还要承受张紧力，可见轴上存在较大的扭矩和弯矩，因此驱动轴的强度对斗式提升机的可靠性有很大影响。为进一步验证斗式提升机运行时的可靠性，利用SolidWorks对机头驱动轴进行有限元分析。

驱动轴的简化模型二维示意图如图6所示，动力装置提供的扭矩通过键传递到驱动轴上，在这里简化为图6中的F2直接作用在键槽平面上；同理，主动轮作用在轴上的反作用力也简化为图6所示的F1上。经计算，F1=F2=1 800 N(方向如图6所示)。除此之外，提升机在运行时畚斗、粮食、畚斗带、头轮的重量也通过头轮与驱动轴的接触面L1部分作用在驱动轴上，经计算F3=1 600N(方向竖直向下)。

2.3.2 驱动轴在SolidWorks中的受力仿真分析

1)新建静态算例

选择材料为45号优质碳素结构钢，具体参数选择如表2所示。

表2 45号优质碳素结构钢参数

图6 机头驱动轴传动轴简化模型二维示意图Fig.6 Two-dimensional sketch map of drive shaft on the top of bucket elevator

2)固定几何体并施加载荷

对模型进行适当的简化是进行分析的必要条件[13]，简化的模型必须准确地反映原有模型的受力状况。如图7所示，在轴承处进行固定，按图7所示施加作用在键槽上的力F1=F2=1 800 N，经计算，畚斗、畚斗带、运行时畚斗内粮食以及头轮作用在轴上的合力为F3=1 600 N，方向竖直向下。

图7 施加载荷示意图Fig.7 Layout of loading on the drive shaft

3)划分网格与结果分析

由于轴的结构相对比较简单，在划分网格时选用高品质网格[14]，参数如表3所示，网格划分结果如图8所示。

表3 网格划分参数表

图8 网格划分结果Fig.8 Results with different meshing densities

4)运行并分析结果

在斗式提升机的运行过程中，驱动轴所承载的载荷相对较小且比较平稳，振动和温差等因素也相对较小，因此只对轴进行简单的有限元分析，分析结果如图9所示。

从图9中可以看出，轴的最大等效应力(vonMises应力)[15]为25.51 MPa，发生在轴头的键槽处，完全小于材料的屈服强度205 MPa，最小安全系数为7.25，故驱动轴是安全的。

3 试验验证

3.1 试验标准及试验方法

按照《批式循环谷物干燥机》(JB/T 10268—2011)和《玉米干燥技术规范》(GB/T 21017—2007)对烘干机进行了运行试验，并按照《粮食、油料检验 扦样、分样法》(GB 5491—1985)和《粮油检验 碎米检验法》(GB/T 5503—2009)进行取样和检验操作[8]，以确保试验的准确性。

图9 运行结果分析Fig.9 Layout of analytic result

优化前和优化后的斗式提升机与同一台30型批式循环谷物干燥机配合使用烘干同一品种玉米，在玉米初始质量(30 t)、风量(17 500 m3/h)、热风温度(47 ℃)、烘干时间(15 h)相同的条件下，烘干前后分别取样。

3.2 试验数据整理与分析

通过对得到的试验数据进行整理分析，得到优化前后原粮和循环后玉米的破碎率，如表4所示。由式(9)计算优化前后玉米的破碎率增值：

ΔB=B′-B″,

(9)

式中：ΔB为破碎率增值；B′为循环后粮食破碎率；B″为原粮破碎率。

可以得出配备优化前斗式提升机的30型批式循环谷物干燥机破碎率增值为0.63%，配备优化后的斗式提升机的30型批式循环谷物干燥机破碎率增值为0.28%。配备优化前斗式提升机的30型批式循环谷物干燥机与配备优化后斗式提升机的30型批式循环谷物干燥机所烘干的粮食如图10所示。而且，粮食回流现象基本消失，噪声减小至约60dB，运行期间未出现过过载打滑及骤停现象。

表4 优化前后粮食颗粒破碎程度对比

图10 优化前后玉米颗粒破碎程度对比Fig.10 Comparison of corn grain crushing degree between optimized and before optimizing

4 结 语

通过计算确定了30型批式循环谷物干燥机斗式提升机的最佳提升速度为1.60 m/s，设计生产率为36 t/h；利用作图法优化了头轮罩壳的结构尺寸，利用SolidWorks对斗式提升机头轮罩壳进行了建模，并对斗式提升机驱动轴进行了有限元分析。结果显示，优化设计后的斗式提升机粮食破碎率增值由0.63%下降到0.28%，效果显著；粮食回流现象基本消失，斗式提升机运行平稳、噪声明显减小，得到了使用者的肯定。

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Optimized design of bucket elevator based on SolidWorks

SU Dianbin1， SONG Hualu1， LI Shuhong2, DUAN Lingling3，SONG Zhanhua1， YAN Yinfa1， LI Jingchao3， LI Fade1

(1. College of Mechanical and Electronic Engineering, Shandong Agricultural University, Taian, Shandong 271018,China;2. Dongping County Power Supply Company, Taian, Shandong 271500, China;3. Shandong Runyin Trading Company Limited, Taian, Shandong 271500, China)

In order to reduce the broken rate of grain, the structure of a bucket elevator equipped in the 30-recirculating batch dryer is studied on the basis of analyzing the problems occurring in practical application. By optimization, the lifting speed of the bucket elevator is changed from 2.17 m/s to 1.60 m/s. In addition, on the basis of theoretically analyzing the discharging process of grain in the head hood, the shape and geometry dimension of the head hood are optimized with the graphic method. The length of the head hood is changed from 758 mm to 1 218 mm, and the heights of the head hood are changed from 282 mm to 500 mm, respectively, reducing the impact between the grain and the head hood. The static analysis for the drive shaft is conducted with SolidWorks modeling. In comparison with the original model, it is found that the optimized bucket elevator runs smoothly, with the broken ratio increment of grain being decreased to 0.28%.

agricultural mechanical； bucket elevator； shell of elevator head； hoisting speed； crush ratio increment； discharging path line； SolidWorks

1008-1534(2016)05-0415-08

2016-04-20;

2016-06-06；责任编辑：陈书欣

山东省农机装备研发创新计划项目(2015YH113，2015TH101)

宿佃斌(1991—)，男，山东莱芜人，硕士研究生，主要从事机电一体化方面的研究。

李法德教授。E-mail:lifade@sdau.edu.cn

TH225;S226.6

A

10.7535/hbgykj.2016yx05010