帶式輸送機(jī)托輥軸的有限元分析

帶式輸送機(jī)托輥軸的有限元分析

0托輥性能的影響長(zhǎng)距離、大體積、高速帶是帶式收割機(jī)的主要方向。主缸是支撐輸送和貨載的主要部件，在帶式撒布機(jī)的傳輸過(guò)程中可承受70%以上的阻力，約占機(jī)器的20%35%。其支承狀況直接影響輸送機(jī)的使用效果。另外托輥的老化失效會(huì)導(dǎo)致輸送機(jī)運(yùn)行阻力變大,從而會(huì)增加功率消耗,煤礦中帶式輸送機(jī)的停機(jī)事故,大多都是由于托輥故障而引起的。因此提高托輥的質(zhì)量、增加其使用壽命,對(duì)于帶式輸送機(jī)來(lái)說(shuō),具有十分重要的意義。針對(duì)托輥軸在運(yùn)行過(guò)程中所存在的力學(xué)問(wèn)題,文中對(duì)某型帶式輸送機(jī)托輥軸進(jìn)行了有限元分析,得出了其應(yīng)力應(yīng)變分布規(guī)律和最大應(yīng)力應(yīng)變作用點(diǎn),并在此基礎(chǔ)上對(duì)托輥進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化,研究結(jié)果為托輥軸的設(shè)計(jì)和失效分析提供理論依據(jù)。1托輥的組成和用途托輥的作用是支承輸送帶,減小運(yùn)行阻力,并使輸送帶垂度不超過(guò)規(guī)定限度,保證輸送帶平穩(wěn)運(yùn)行。槽型托輥還有增大貨載斷面積和防止輸送帶跑偏的作用。按托輥的用途分,可分為承載托輥和專用托輥。承載托輥包括上分支托輥和下分支托輥,即上托輥和下托輥。常見(jiàn)的上托輥一般成槽型,3個(gè)長(zhǎng)度相等的托輥串接而成,如圖1所示。下托輥一般為平直的單托輥。托輥結(jié)構(gòu)如圖2所示,主要由輥管、軸承座、端蓋、密封結(jié)構(gòu)、軸、軸承等組成。2煤和輸送質(zhì)量所受靜荷載在帶式輸送機(jī)工作過(guò)程中,上托輥的中間托輥承載最大,被取作文中的研究對(duì)象,在分析過(guò)程中采用極限情況受載,即煤和輸送帶質(zhì)量都由中間托輥承受,其所受靜載荷F=9.8Ka0(qm+qd).(1)式中K為托輥載荷系數(shù),K=0.8～1;a0為承載分支托輥間距,m;qm為單位長(zhǎng)度輸送帶上煤量,kg/m;qd為單位長(zhǎng)度輸送帶質(zhì)量,kg/m.文中K=1,a0=1.2m,qm=87.5kg/m,qd=15kg/m.3有限模型3.1托輥軸幾何模型的建立某型帶式輸送機(jī)托輥軸的幾何形狀如圖3所示,由于托輥軸的幾何形狀和載荷都呈對(duì)稱分布,有限元模型沿軸向取一半進(jìn)行計(jì)算,并在邊界條件中設(shè)置對(duì)稱,以便減少總單元數(shù)、簡(jiǎn)化計(jì)算過(guò)程。3.2材料模型托輥軸選用Q235冷拉圓鋼,E=2.06×105MPa,泊松比v=0.28,屈服應(yīng)力σs=235MPa.3.3次減縮積分c3d20r單元類型在網(wǎng)格劃分模塊中,將全局種子數(shù)設(shè)置為2.5,并采用精度高和計(jì)算代價(jià)較小的二次減縮積分C3D20R單元類型,共劃分11872個(gè)單元,如圖4所示。3.4托輥軸與軸承相接觸的方式加載:托輥所受的物料載荷和輸送帶自身載荷通過(guò)2端安裝的軸承傳遞給托輥軸。因此,在托輥軸與軸承相接觸位置受到垂直于軸向的面載荷,其余位置不受載荷。約束:托輥在安裝時(shí)托輥軸2端卡口是固定的,所以在2端受到全約束。4托輥軸應(yīng)力分析圖5所示為托輥軸的應(yīng)力分布情況,從圖中可得托輥在工作載荷作用下的最大應(yīng)力位于2端卡口,其值為42MPa,托輥軸的中間應(yīng)力最小。這與托輥軸在2端卡口處固定、只有2端固定,且托輥軸跨度大的實(shí)際情況相符?？梢悦黠@看出,托輥軸在2端卡口處存在應(yīng)力集中現(xiàn)象。圖6所示為托輥軸的位移分布情況,從圖中可得托輥軸在受到工作載荷后,位移最大值為1.27×10-2mm.且位移是從2端向中間逐漸變大,中間變形最大。這與細(xì)長(zhǎng)桿在受垂直于桿件軸線的橫向力所發(fā)生彎曲變形的理論一致。5結(jié)構(gòu)優(yōu)化為了優(yōu)化結(jié)構(gòu)、降低最大應(yīng)力、給設(shè)計(jì)提供理論依據(jù),在體積不變的情況下分別用有參優(yōu)化和無(wú)參優(yōu)化對(duì)托輥軸進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。5.1優(yōu)化結(jié)果文中以最大應(yīng)力處倒圓半徑為優(yōu)化參量,分別對(duì)倒圓半徑為1,1.5,2和2.75mm進(jìn)行了優(yōu)化,其結(jié)果如表1.從表1可知,隨著倒圓半徑的增加,托輥軸的最大應(yīng)力隨之下降,倒圓半徑為2.75mm時(shí),最大應(yīng)力為32.4MPa,比優(yōu)化前降低了22.9%.所以在設(shè)計(jì)和加工軸的過(guò)程中可適當(dāng)增加倒圓半徑。5.2軸系優(yōu)化的e優(yōu)化以倒圓半徑1mm的模型為對(duì)象,保持原始模型的材料、載荷、邊界不變,利用結(jié)構(gòu)優(yōu)化軟件Tosca進(jìn)行shape優(yōu)化,降低模型中的最大應(yīng)力值,同時(shí)保持模型總體積不變,圖7所示節(jié)點(diǎn)為設(shè)計(jì)節(jié)點(diǎn)(優(yōu)化區(qū)),進(jìn)行8次迭代計(jì)算后的結(jié)果如圖8.圖8顯示,通過(guò)無(wú)參優(yōu)化,軸肩處的最大應(yīng)力為26.9MPa,比優(yōu)化前降低了36%.對(duì)比有參優(yōu)化和無(wú)參優(yōu)化,無(wú)參優(yōu)化更加方便、快捷,并且局限性小、優(yōu)化效率更高。所以在機(jī)構(gòu)優(yōu)化中應(yīng)盡可能采取無(wú)參優(yōu)化。6端小中間1)通過(guò)對(duì)托輥軸的有限元分析,得到了其在工作載荷下的應(yīng)力和變形分布情況,受應(yīng)力的情況為2端大中間小;變形為2端小中間大。應(yīng)力在卡口處存在著應(yīng)力集中的現(xiàn)象。2)通過(guò)有參優(yōu)化對(duì)托輥軸進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化,得到了隨著軸肩處倒圓半徑的增大