带式输送机改向滚筒的有限元分析

带式输送机改向滚筒的有限元分析筒筒壳中部、轮毂和筒壳焊接内侧等效应力分布规律以及滚筒中部位移分布规律，并进 行对比分析。研究表明：在围包角为60.时，筒壳中部等效应力和径向位移（趋近圆心方向）幅 值最大；在围包角为90.时，轮毂与筒壳焊接处等效应力和筒壳中部的切向位移（顺时针方 向）幅值最大，可为滚筒设计人员提供。本栏目编辑翟小华连续送币式输送机在矿山、冶金、煤炭和港口等行业得到普遍应 用。滚筒作为带式输送机的重要部件，要求有很高的可靠性。许多对滚筒进行过静力分析， 程相文等采用PR0/ENGINEER和PR0/MECHANICA对带式输送机驱动滚筒进行了分析， 得出应力和变形分布图；吕鹏等利用SolidWorks建立带式输送机传动滚筒的三维模型， 然后将模型倒入ANSYSWorkbench进行大扭矩传动滚筒的应力、应变分析；毛华晋等利 用ANSYS建立输送带和滚筒摩擦接触的三维模型，并分析其变形与受力规律；李晓丽等用 COSMOS/Works对传动滚筒进行静力分析；刘凯等用ANSYS对传动滚筒进行实体建模， 并进行静力分析。但这些的分析对象多为特定滚筒和特定要从事各种带式输送机的设计工 作。受力条件。传统理论认为，在滚筒围包角从0 180。的变化过程中，随着围包角的增加， 输送带合力增加，滚筒应力也相应增加。工程设计人员在设计时对小围包角滚筒通常没有给 予足够的重视，常选用较薄的筒壳。某煤矿在生产中发生多次小直径、小围包角改向滚筒在 较短的时间内环形焊缝开裂事故，撕裂大量输送带，并造成停工停产，给生产造成极大的损 失。因此，有必要对相同输送带张力、不同围包角改向滚筒进行有限元分析，对比滚筒围包 角的变化对滚筒应力分布的影响，为工程设计人员提供。笔者以某煤矿头部改向滚筒为基本模型，建立有限元模型，进行静力学分析。通过 计算获得相同输送带张力、不同围包角条件下，滚筒筒壳中部、轮毂与筒壳焊接内侧等效应 力分布规律，筒壳中部位移分布规律，并进行对比分析。本栏目编辑翟小华连续送2分析计算2.1实体建模滚筒主要参数:全焊滚筒直径6 00mm，长度950 1受力分析滚筒力学模型如图i所示。改向滚筒工作时受输送带的挤压 作用，输送带趋入点张力和奔离点张力相差甚微，可视为等张力又滚筒表面沿圆周向所受压 力6为输送带宽度，m输送带张力在滚筒轴向的分布受输送带带芯及趋入输送带的槽角等 因素影响，如所示。中采用过不同的分布形式。以输送机头部改向滚筒为对象进行分析，滚筒沿轴向受力分布均匀。研究表明，单 独对滚筒进行简支分析的结果和把滚筒、轴及胀套进行整体分析的结果是致的。为了简化计 算，对滚筒进行简支分析计算。mm,筒壳厚度18mm，两轮毂间距800mm，输送带宽 度800mm，滚筒结构如所示。采用Unigraphics软件建立滚筒的三维实体模型，根据滚 筒结构和载荷的对称性，取1/2滚筒建立模型。通过parasolid数据格式倒入ANSYS大 型有限元分析软件中进行分析。2.2网格划分选取单元类型为实体Solid185,为了简化计算，将轮毂和筒壳设为 相同的结构钢材料，弹性模量=206GPa，波松比=0.3.对1/2滚筒划分网格，设置全局网 格边长为0.02m，选用智能网格划分模式，划分网格形状为四面体，共划分网格数2122 6个，如所示。2.3求解与分析对滚筒的受力情况进行模拟，为了简化计算，以滚筒在实际工况下 静止于轴承座上的应力和变形情况来表征滚筒运行过程中某时刻的应力和变形情况。模型描 述如表1所列，各模型围包角示意如所示。计算分6次进行，根据每个模型的围包角范围分别加载，约束滚筒对称面z向自 由度以及轴与胀套连接处全部自由度，计算滚筒的应力与变形情况。通过计算分析获得相同 输送带张力不同围包角条件下，滚筒筒壳中部、轮毂与筒壳焊接内侧等效应力分布规从、7 可知，各模型筒壳中部外侧节点的等效应力基本沿围包角中心对称分布。当30a90 时，筒壳中部的等效应力在围包角中心附近达到最大值；当120a180时，筒壳中部 的等效应力在围包角中心附近出现回弹；当a= 60。时，筒壳中部等效应力幅值最大，为1. 07x107pa.本栏目编辑翟小华连续送律，以及筒壳中部位移分布规律，如13所示。从 13可以看出，在滚筒运行过程中，各节点应力和位移均在变化。从、9可知，各模型轮毂与筒壳焊接内侧节点等效应力分布基本呈双峰型。 当30。时，轮毂与筒壳焊接内侧等效应力在输送带奔离点附近达到最大值；当1 50a180时，轮毂与筒壳焊接内侧等效应力在输送带趋入点附近达到最大 值；当a=90。时，轮毂与筒壳焊接内侧等效应力幅值最从0、11可知，各模型 筒壳中部径向位移（以远离滚筒中心为正）沿围包角中心对称分布。当30a 120时，筒壳中部径向位移最大值出现在围包角中心；当150a180时, 筒壳中部径向位移在围包角中心出现回弹，最大值出现在+52.5180.）；当9 0.a180时，筒壳中部径向位移在输送带驱入点和奔离点等于零；在=60。 时，筒壳中部的径向位移（趋近圆心方向）幅值最大，为-6.39x10-5m.从2、 13可知，各模型筒壳中部切向位移（逆时针为正）沿围包角中心反对称分布。 筒壳中部切向位移在输送带驱入点达到逆时针最大值；在围包角中心切向位移等 于零；在输送带奔离点切向位移达到顺时针最大值；当=90。时，筒壳中部切 向位移（顺时针方向）幅值最大，为2.83x10-5m.各模型筒壳中部、轮毂与筒 壳焊接处等效应力最大值如表2所列，筒壳中部径向和切向位移最大值如表3 所列。表2各模型筒壳中部、轮毂与筒壳焊接处等效应力最大值Tab.模型围包角 /（）筒壳中部外侧等效轮毂与筒壳焊接内侧等应力最大值/Pa效应力最大值/ Pa表3各模型筒壳中部径向和切向位移Tab.模型围包角筒壳中部径向位移/m 筒壳中部切向位移/m正向最大值负向最大值正向最大值负向最大值3结语以某 煤矿头部改向滚筒为基本模型建立有限元模型，通过计算获得相同输送带张力、 不同围包角条件下滚筒筒壳中部、轮毂与筒壳焊接内侧等效应力分布规律，以及 筒壳中部位移分布规律，并对比滚筒围包角变化对滚筒应力分布的影响，通过数 值计算研究得出：（1）当6090时，筒壳中部外侧节点的等效应力在 围包角中心附近出现应力集中，等效应力64带式输送机托辊用轴承座冲压工艺 设计孙宇，苗彩北方重工集团有限公司输送设备分公司辽宁沈阳110141以某 型号轴承座为例，通过对原有设计进行分析，查找出带式输送机托辊用轴承座冲 压工艺设计中的缺陷，有针对性地对工艺方案及模具结构形式进行了设计。经实 际生产验证，该轴承座冲压工艺设计方案及模具结构形式合理可靠。本栏目编辑翟小华连续送保幼保幼保幼幼保幼保保幼保幼保幼幼保幼保保幼保幼 保幼幼保保幼幼保保幼保幼保幼保幼幼保最大值比其他模型高出40% =60。时，筒壳中部 外侧节点等效应力幅值最大。=90。时，轮毂与筒壳焊接内侧节点等效应力幅值最大，等效应力最大值比其他模 型高出5% =60。时，筒壳中部的径向位移（趋近圆心方向）幅值最大。= 90。时，筒壳中部切向位移（顺时针方向）幅值最大。这说明随着加载的局部化，滚筒筒壳中部以及轮毂与筒壳焊接处等效应力并未减小，而是出现严重的应力集中，且幅值较大。因此在设计时应采取措施，如适当增加小围包 角和滚筒筒壳的厚度等，以避免设计缺陷。