在线留言| 收藏我们| 联系我们| 网站地图 欢迎进入江苏省泰兴电动滚筒总厂官方网站! 主要销售:电动滚筒,外装式电动滚筒,油浸式电动滚筒
全国咨询热线0523-87767444
首页 > 知识园地

带式输送机电动滚筒筒壳受力状态的有限元分析

来源:电动滚筒 发布日期: 2018-09-17 23:18:00 浏览:

电动滚筒是带式输送机的主要部件,分为传动滚筒、改向滚筒、张紧滚筒和增面滚筒。大型带式输送机的输送带张力可高达几百万牛,滚筒承受着非常大的合张力和转矩,通常采用铸焊结构 (即铸造的辐板与轮毂集成的端盘和筒壳焊接),近年来开始采用模锻的端盘与筒壳焊接,滚筒轴与端盘通过胀套胀紧联接,轴两端一般由调心滚子轴承支撑。滚筒的失效形式主要包括轴的断裂、胀套松动、筒壳摩损和焊缝开裂等。这些失效形式的产生与材料、制造安装精度等因素有关,而降低滚筒的最大应力是提高滚筒寿命与可靠性的主要途径。

电动滚筒应力与形变的主要计算方法有经典的弹性力学和材料力学方法、有限元方法,以及改进的传递矩阵方法。滚筒虽属于轴对称结构,但承受载荷是非轴对称的。Lange将滚筒分解为几个简化的构件,建立平衡微分方程,对每个构件分别求解,但只描述了孤立构件的状况,没有考虑辐板与轮毂、辐板与筒壳联接处由相互作用而产生的影响,得到的解是近似的;LU 和殷际英等人分别根据圆柱壳理论,建立两端简支的力学模型,将位移函数展开成双重傅氏级数的形式,推导出在只有径向载荷作用下壳体内外表面的应力解析解;Linder采用有限元法得到了滚筒各特征点处应力状态,其计算结果与 Lange 在筒壳中部的应力结果一致;于忠升采用有限元的半解析法对带式输送机的传动滚筒进行计算,将载荷展成傅氏级数,分别对级数中各项的位移求出有限元解,通过叠加得出总位移和应力;Prasad 等人同样通过半解析法将周向载荷展成傅氏级数,将三维问题转化成二维轴对称问题,得到滚筒应力和变形;Ravikumar 等人分析了载荷在传动滚筒和改向滚筒上的分布,通过有限元法研究滚筒应力和变形以及辐板上的应力特性;Das 等人研究了带式输送机传动滚筒上输送带张力分布下的筒壳应力和位移,但是滚筒轴向的输送带应力是按均匀分布考虑的;Qiu提出的改进传递矩阵法,是将滚筒的轮毂、辐板、筒壳及轴各部分所建立的单元刚度矩阵合成为滚筒的整体刚度矩阵,利用求得的节点位移和传递矩阵求出各位置的应力。该方法得到的滚筒在各特征点处的应力状态与有限元分析结果相近,与 Lange 的计算结果相比,只有在筒壳中部应力状态相同,在其他区域,如辐板和筒壳联接处的计算结果差异较大。而采用有限元方法可以对滚筒整体建模,并将滚筒不同构件间的相互影响考虑进去,且载荷加载时可直接加到滚筒各节点上,实现对滚筒整体的受力与形变分析,方便研究滚筒各参数对其应力的影响。

笔者对输送带作用于电动滚筒的周向及轴向压力分布进行分析,并通过理论计算与试验结果对比,验证有限元模型的正确性;讨论围包角对筒壳最大应力的影响以及端盘的设计问题,为滚筒的设计提供参考。

1 输送带作用在滚筒上的压力分布

电动滚筒结构示意如图1 所示,其所受载荷主要是输送带张力施加在滚筒上的径向正压力、传动滚筒的转矩及自身重力。

电动滚筒,微型电动滚筒,外装式电动滚筒

图1 滚筒结构示意
Fig.1 Structural sketch of pulley

1.1 输送带围包滚筒的张力变化

图2 输送带张力在滚筒周向上的分布
Fig.2 Distribution of belt tension along circumferential direction of pulley

通常电动滚筒的受力是按实际布置来表示的。为了使围包角变化时的计算结果不受滚筒重力的影响,将输送带对滚筒的围包按图2 所示的对称结构表示,其中θ1 = (2π - α)/2。输送带围包滚筒的张力沿周向的变化表示为

电动滚筒,微型电动滚筒,外装式电动滚筒

式中:µ 为摩擦因数;F1 为紧边张力,N;F2 为松边张力,N;γ 为静止弧;λ 为滑动弧;α 为围包角。

需要说明的是,滚筒的重力并不是在图2 中的垂直方向上,而是按实际滚筒布置给出。

1.2 筒壳载荷沿轴向的压力分布

筒壳载荷沿轴向上的分布大多近似为均匀、1 阶正弦分布。1 阶正弦分布为 1/2个谐波周期,边缘载荷为 0,电动滚筒中部达到最大载荷。Ravikumar 等人[8]提出了 3 阶正弦分布形式,当画出 3 阶正弦载荷分布时 (见图3),其图形为 2/3个谐波周期,载荷从边缘开始增大,达到最大后又减小,并且在滚筒中部出现“负”的载荷,明显看出这种分布形式不符合滚筒在轴向的载荷分布。

电动滚筒,微型电动滚筒,外装式电动滚筒

图3 输送带张力在滚筒轴向上的分布
Fig.3 Distribution of belt tension along axial direction of pulley

实际上,输送带的压力主要通过带芯作用在筒壳上,不被输送带围包的筒壳边缘上没有输送带的压力,输送带边胶上由于没有抗拉元件,其上张力接近于 0,而作用在滚筒表面上的力不可能有阶跃突变。因此,输送带边缘至带芯处的应力应该是逐渐增加的,在筒壳主要承载区应力是均匀分布的,即筒壳表面载荷沿轴向的压力分布可近似看作梯形分布,输送带下的单位面积正压力可表示为

电动滚筒,微型电动滚筒,外装式电动滚筒

式中:B 为带宽;a 为边胶宽度;D 为筒壳外径;z 为轴向坐标。

在滑动弧 λ 内,单位面积摩擦力

电动滚筒,微型电动滚筒,外装式电动滚筒

2 有限元模型的建立与计算结果检验

2.1 滚筒有限元模型的建立

电动滚筒模型作简化:忽略滚筒上圆角、倒角和包胶,略去胀套预紧用的螺钉和螺钉孔等,将中间筒体、端盘、胀套及滚筒轴作为整体进行建模,将轴相邻的直径尺寸差异不大的部分简化为等直径,将轴承座简化为施加在轴上的约束。滚筒的几何参数、载荷及材料属性分别如表 1、2 所列。

表1 滚筒几何参数
Tab.1 Geometric parameters of pulley mm

表2 滚筒载荷和材料参数
Tab.2 Loads and material parameters of pulley

借助 MESH200 单元对滚筒的轴向截面进行网格划分,采用 Solid185 单元进行体扫掠网格划分,得到带有网格的有限元实体模型。

电动滚筒的轴承多采用调心滚子轴承,允许有一定的弯曲转角,在轴与轴承接触的圆柱面上约束滚筒的径向自由度。滚筒单位面积的正压力、摩擦力按式 (2)、(3) 施加在围包角内的筒壳各节点上,如图4 所示。


4 滚筒有限元模型
Fig.4 Finite element model of pulley

2.2 计算结果检验

有限元法是一种近似的求解方法,其计算精度与网格的划分、约束的施加关系密切,故需对有限元计算结果的准确度进行检验,以得到最佳的网格划分方案。

由表 3 可以看出,随着网格密度的加大,筒壳中部最大应力稳定在一定范围内。若继续加密网格,当单元过小、过多时,存在数值稳定性问题,使计算结果远离精确解,导致 ANSYS 计算出现闪退现象。综合表 3 中网格密度变化时的应力计算结果,选取最后一组方案。

滚筒的应力和应变云图如图5、6 所示。高应力区在轴肩、胀套与轴接触处。大位移区在筒壳中部区域及滚筒轴中心处。滚筒最大应力为 54.70 MPa,最大位移为 0.492 mm,筒壳最大应力在靠近辐板处,为30.39 MPa。

表3 网格密度变化时的应力计算结果
Tab.3 Stress calculations on mesh density varying


图5 滚筒的应力云图
Fig.5 Stress contours of pulley

图6 滚筒的应变云图
Fig.6 Strain contours of pulley

当将电动滚筒体简化为受均布载荷的简支梁时,高应力区在筒壳中部区域、靠近辐板处以及辐板两端的支撑区域 (胀套与轴联接处),有限元分析结果与其大致吻合。

图7 所示为筒壳中心处滚筒轴向及周向应力分布,应力的变化趋势与 Lange[2]中的试验结果基本一致。当围包角为 180°时,最大应力出现在 θ =±60°和 θ =±120°处,应力变化趋势与 Lindner的有限元分析结果基本相同,可验证模型的正确性。

图7 筒壳中心处滚筒应力分布
Fig.7 Stress distribution of pulley at center of shell

3 输送带围包角对滚筒受力影响分析

宗孝的计算方法是建立在传统解析法的基础上,采用对称结构处理方式,分析围包角对筒壳最大应力的影响,其结果为以 180°为中心的对称最大应力。

为分析围包角变化对筒壳最大应力的影响,对非传动滚筒 (即输送带张力在滚筒上不变) 进行有限元分析,将载荷简化成图2(b) 所示的对称形式,得到不同围包角下筒壳最大等效应力。为了与宗孝研究的围包角系数 Ca 作比较,对各组数据进行归一化处理,得到归一化值 K1 和 K2,如表 4 所列。

表4 围包角对筒壳最大应力的影响
Tab.4 In fl uence of wrap angle on maximum stress of shell

图8 所示为归一化值 K1 和 K2 的二次拟合曲线,可见有限元计算结果与宗孝的计算系数存在差异。当围包角小于 140°时,2 种计算结果相近;当围包角超过 140°时,宗孝的计算系数以 180°为中心呈对称分布,而有限元计算结果呈线性下降趋势。宗孝方法对载荷作了简化,围包角在 180°前后输送带作用力相互抵消,而有限元法可以将实际的载荷施加在滚筒上。围包角为 80°时的最大应力比围包角为 180°时高出近 40%,这也说明了通常小围包角滚筒 (如改向或增面滚筒) 可能出现应力较大的现象,易发生滚筒断裂等失效现象。因此,在小围包角滚筒设计时,需注意筒壳厚度、滚筒轴直径等参数,以确保满足滚筒强度要求。

图8 归一化系数比较
Fig.8 Comparison of normalized coef fi cient

4 端盘设计问题分析

4.1 辐板型式及辐板间距的设计

滚筒的端盘常采用铸造或模锻制造的加工方式,端盘越大,制造成本越高,故在保证滚筒强度的前提下,应尽量减小端盘尺寸。

对 3 组辐板间距的滚筒进行有限元分析,计算结果如表 5 所列。辐板的最大应力高于筒壳最大应力;增大辐板间距,滚筒体应力、位移的最大值均有所减小。比较 3 组方案,A 2 组方案的滚筒应力、位移较小。

表5 不同滚筒设计参数的计算结果比较
Tab.5 Comparison of calculations based on various design parameters of pulley

图9 ~ 10 所示为 3 组方案的筒壳周向、轴向应力分布及周向、径向位移分布。由图9 可知,在筒壳中部区域,其轴向及周向应力呈均匀分布;在靠向辐板位置,应力大小、方向均有所改变。由图10 可知,在一定范围内,辐板间距越大,筒壳周向位移越小,径向位移无明显变化。因此,当筒壳宽度和外径一定时,优先选用较大的辐板间距。

图9 不同辐板间距筒壳沿轴向的应力分布(θ = 120°处)
Fig.9 Stress distribution of shell along axial direction at various gap of web plate (at location of θ = 120°)

图10 不同辐板间距筒壳沿轴向的位移分布 (θ = 120°处)
Fig.10 Displacement distribution of shell along axial direction at various gap of web plate (at location of θ = 120°)

4.2 端盘与中间筒体的焊缝位置合理性验证

图11 为筒壳轴向及径向截面上的周向应力分布。由图11 可知,靠近辐板位置处存在小应力区域,可作为端盘与中间筒体的焊缝位置;滚筒在旋转过程中应力发生拉-压-拉变化。在筒壳中心面上,滚筒旋转一周应力方向变化 4 次,靠近辐板位置,变化2 次。应力循环次数对研究焊缝位置的疲劳强度有着重要的影响,次数越少,滚筒疲劳寿命越长。

http://www.jsdtgt.com/uploads/2018/09/172322061220.jpg

图11 筒壳轴向及径向截面上的周向应力分布
Fig.11 Circumferential stress distribution of shell on radial and axial section

5 结论

通过分析实际输送带和滚筒的结构关系,给出了改进的载荷分布形式,并验证了有限元模型的正确性,分析了输送带围包角变化对筒壳表面应力的影响及端盘设计问题,得到以下结论:

(1) 根据输送带和滚筒的实际情况提出了考虑输送带边胶的轴向载荷分布,并通过具体的图形证明了3 次正弦的载荷加载方式是不合理的;

(2) 在相同载荷条件下,小围包角具有更高的最大应力,例如围包角为 80°时筒壳最大应力比围包角为 180°时高出近 40%,目前采用的解析法 (宗孝计算法) 不适用于围包角超过 180°的情况;

(3) 根据筒壳表面轴向及径向截面上的应力计算结果,验证了靠近辐板位置处存在最小应力区,且应力循环次数为 2 次,可作为最佳焊缝区域。

推荐阅读

【本文标签】电动滚筒 TDY型油冷式电动滚筒 WD型外装式电动滚筒 传动滚筒 改向滚筒

【责任编辑】:电动滚筒 版权所有:http://www.jsdtgt.com/转载请注明出处