輸送帶動態(tài)載荷試驗機設(shè)計與分析

蘇 帥，祁煥騰，王 虎，胡卓勛

國家能源集團(tuán)神東煤炭集團(tuán)烏蘭木倫煤礦 內(nèi)蒙古鄂爾多斯 017000

輸送機由于其承載能力強、運輸效率高、實施成本低等特點，已成為現(xiàn)代裝備運輸散料的關(guān)鍵設(shè)備之一。而工程上對其數(shù)學(xué)建模時，往往將其視為剛性元件，這雖然簡化了計算量和算法策略，但由于其本身的柔性運作機理，難以保證精度，為后續(xù)的功耗實時監(jiān)測與動態(tài)調(diào)節(jié)造成困難。

張穎博等人[1]利用 RecurDyn 建立輸送機虛擬樣機，配置實際工況參數(shù)進(jìn)行仿真，分析輸送帶偏載和托輥傾斜對輸送帶張力的影響，進(jìn)而對輸送機設(shè)計提出理論參數(shù)；李劍鋒[2]研究可控啟動功能的帶式輸送機驅(qū)動裝置，提出 CST 優(yōu)勢并做出理論和試驗分析；王仲勛等人[3]針對永磁懸浮帶式輸送機的力學(xué)特點做出試驗研究。筆者總結(jié)當(dāng)前研究現(xiàn)狀，設(shè)計了一種可適應(yīng)不同角度托輥的動態(tài)載荷加載裝置，并分析和驗證其可行性。

輸送帶動態(tài)載荷試驗機可模擬帶式輸送機不同運行速度、不同負(fù)載、不同托輥直徑和間距、不同輸送帶類型等條件下，啟動或停機的多種非穩(wěn)態(tài)運行工況，實時測定輸送帶各點速度、張力及驅(qū)動裝置輸出的轉(zhuǎn)矩，進(jìn)而利用動態(tài)載荷數(shù)據(jù)采集控制系統(tǒng)，分析不同類型輸送帶的動態(tài)特性，對煤礦用輸送帶的安全性能進(jìn)行分析驗證[4]。筆者將從試驗機設(shè)計與建模，加載裝置關(guān)鍵部件的設(shè)計、建模及有限元分析等關(guān)鍵技術(shù)點進(jìn)行分析說明。

1 試驗機模型建立

輸送帶動態(tài)載荷試驗機 (見圖1) 主要由驅(qū)動裝置、制動器、拉緊裝置、加載裝置、托輥及試驗輸送帶等元部件組成。輸送帶試樣繞經(jīng)傳動滾筒和尾部滾筒形成無極環(huán)形帶，上下輸送帶由托輥支撐以限制輸送帶的撓曲垂度。拉緊裝置為輸送帶正常運行、啟動或停機等多種非穩(wěn)態(tài)運行提供所需的張力。試驗機工作時，驅(qū)動裝置驅(qū)動傳動滾筒旋轉(zhuǎn)，再通過傳動滾筒和輸送帶之間的摩擦力驅(qū)動輸送帶運行。加載裝置為輸送帶提供可調(diào)節(jié)的加載力來模擬物料負(fù)荷，包括加載機架、測力裝置和力矩加載裝置。試驗過程中，檢測并傳輸輸送帶在各種工況下的速度、張力及轉(zhuǎn)矩等動態(tài)數(shù)據(jù)[5]。

圖1 輸送帶動態(tài)載荷試驗機結(jié)構(gòu)Fig.1 Structure of dynamic load testing machine for conveyor belt

為實現(xiàn)試驗機的運行速度可調(diào)，系統(tǒng)采用變頻器加變頻電動機的方式，通過調(diào)節(jié)變頻電動機的輸入頻率來實現(xiàn)運行速度的無級調(diào)節(jié)。系統(tǒng)滿足現(xiàn)行標(biāo)準(zhǔn)MT 820—2006、MT 821—2006 以及 GB10595—2009的要求[6]。頭部采用單滾筒單電動機驅(qū)動，驅(qū)動功率為 160 kW。試驗機最大外形長度約為 30 m，寬約為1.8 m，高為 2 m，主要技術(shù)參數(shù)如表1 所列。

表1 輸送帶動態(tài)載荷試驗機主要技術(shù)參數(shù)Tab.1 Main technical indicators of dynamic load testing machine for conveyor belt

2 加載裝置的設(shè)計

加載裝置作用于輸送帶的施加載荷可根據(jù)不同類型的試驗輸送帶調(diào)節(jié)大小，并盡可能地模擬實際工況；施加載荷的分配，要基本符合實際輸送時堆積物料的重力分布[7]。加載裝置原理如圖2 所示。渦輪蝸桿裝置可調(diào)節(jié)加載托輥與承載托輥之間的壓緊力，實際壓力值通過傳感器傳輸?shù)娇刂葡到y(tǒng)。機架橫跨輸送帶固定于地面。加載托輥鉸接于連接桿，連接桿鉸接于橫梁，使 4 組加載托輥能夠匹配不同角度的承載托輥[8]。

圖2 加載裝置原理Fig.2 Principle of loading device

圖3 所示為連接桿的力學(xué)分析，根據(jù)力學(xué)特點可得

圖3 連接桿的力學(xué)分析Fig.3 Mechanical analysis of connecting rod

式中：F為加載裝置的加載負(fù)荷，kN；F1、F2為作用于加載托輥的反作用力，kN；α為承載托輥角度，(°)；θ為連接桿受力夾角，(°)；L1、L2為連接桿受力夾角力臂，mm。

設(shè)定L1=L2、θ=25°、α=65°，則計算可得F1=0.24F，F(xiàn)2=0.25F。通過調(diào)整L1和L2的大小，即可改變F1和F2關(guān)于加載負(fù)荷的函數(shù)關(guān)系。

3 力學(xué)計算

銷軸是加載機構(gòu)的關(guān)鍵零件，起到連接和自適應(yīng)角度的作用。在整個裝置中，其受到載荷作用最大，為整個機構(gòu)最薄弱的環(huán)節(jié)。對其進(jìn)行力學(xué)計算或仿真，若安全系數(shù)符合設(shè)計要求，則整體裝置的力學(xué)設(shè)計可行。圖4 所示為加載機構(gòu)模型，可以看出加載梁上的銷軸受力最大，設(shè)計最大值是 1 000 N。

圖4 加載機構(gòu)模型Fig.4 Loading mechanism model

圖5 應(yīng)力云圖及位移云圖Fig.5 Contours of stress and displacement

軸銷和被連接件之間按照靜連接方式計算，軸銷工作面的擠壓應(yīng)力

式中：b為連接尺寸，mm；d為銷軸直徑，mm。

初選公稱直徑為 10 mm，材料為 35 號鋼，則計算可得σP=12.5 MPa，遠(yuǎn)小于應(yīng)力許用值。

利用 SolidWorks Simulation 靜力分析模塊對軸銷進(jìn)行強度分析和驗證[9]。為節(jié)約計算機運算時間，簡化仿真過程，對仿真模型做了適當(dāng)簡化。為安全可靠地承擔(dān)加載裝置的反作用力，軸銷采用高強度碳鋼，彈性模量為 200 GMPa，泊松比為 0.3，屈服強度為 280 MPa，按 100 kg 施加負(fù)載 (F=1 000 N，載荷類型為軸承載荷)。仿真結(jié)果顯示，最大應(yīng)力為 36.48 MPa，位移最大變形量為 0.002 5 mm。安全系數(shù)較高，滿足強度要求。

4 結(jié)語

以輸送帶動態(tài)載荷試驗機為設(shè)計基礎(chǔ)，簡述了試驗機的原理及功能，建立了模型，并對關(guān)鍵部件的受力狀態(tài)進(jìn)行了理論和仿真分析。通過計算與分析，進(jìn)一步驗證了試驗機的可行性，有效模擬了輸送機在不同工況下的負(fù)載運行狀態(tài)，為監(jiān)測和優(yōu)化整個運輸系統(tǒng)提供了理論支撐，并對研究各類輸送系統(tǒng)不同狀態(tài)、不同工況的整體性能，提供了一種可行的模擬裝置方案。