企業(yè)動(dòng)態(tài)
皮帶輸送機(jī)是以輸送帶兼作牽引機(jī)構(gòu)和承載機(jī)構(gòu)的連續(xù)輸送機(jī)械，對(duì)零部件設(shè)計(jì)的要求很高。傳動(dòng)滾筒是皮帶輸送機(jī)的主要傳動(dòng)部件，傳動(dòng)滾筒把皮帶輸送機(jī)主電機(jī)強(qiáng)大扭矩傳至輸送帶，拖動(dòng)負(fù)載，實(shí)現(xiàn)運(yùn)輸，其可靠性和使用壽命嚴(yán)重影響著輸送機(jī)的性能。目前，傳動(dòng)滾筒多數(shù)采用焊接方法制造，主要結(jié)構(gòu)一般分為筒體、筒轂、滾筒軸等 。在皮帶輸送機(jī)正常工作中，傳動(dòng)滾筒受到圓周方向剪切力和交變循環(huán)徑向拉應(yīng)力、壓應(yīng)力的作用，焊接位置中裂紋極易擴(kuò)展，導(dǎo)致疲勞破壞，引發(fā)滾筒失效。因此，對(duì)傳動(dòng)滾筒焊接位置的設(shè)計(jì)顯得尤為重要。
1、傳動(dòng)滾筒受力分析
傳動(dòng)滾筒除了受到重力和扭矩外，還受到輸送帶張力。出于滾筒強(qiáng)度校核的目的，此處假設(shè)滾筒滿(mǎn)負(fù)荷運(yùn)轉(zhuǎn)，即滾筒上輸送帶張力不存在靜止弧，滑動(dòng)弧占滿(mǎn)整個(gè)圍包角。輸送帶對(duì)滾筒筒體的張力如圖1所示，在包角α范圍內(nèi)，根據(jù)彈性體歐拉公式有下式成立：
Fθ=F2eμθ
式中 F2——輸送帶松處的張力，N；
μ——輸送帶與滾筒問(wèn)摩擦系數(shù)；
θ——從b點(diǎn)算起的弧度，rad；
Fθ——θ處輸送帶所受張力，N。
傳動(dòng)滾筒在θ處單位表面所受的正壓力Pθ和單位表面所受的摩擦力fθ分別為：
Pθ=2 Fθ/BD=2 F2eμθ/BD
fθ=μPθ=2 F2eμθ/BD
式中B——輸送帶寬度，m；
D——滾筒外徑，m。
1、傳動(dòng)滾筒有限元模型
(1)傳動(dòng)滾筒幾何參數(shù)
由于對(duì)傳動(dòng)滾筒建立三維有限元模型結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，應(yīng)采取相應(yīng)的措施進(jìn)行簡(jiǎn)化，如忽略小的圓角、倒角、軸頸，將軸承座對(duì)滾筒的約束視為簡(jiǎn)支梁約束等，簡(jiǎn)化后的傳動(dòng)滾筒。
a一脹套間距；b一筒體長(zhǎng)度；c一軸承間距；d一軸總長(zhǎng)度；e一軸端長(zhǎng)度；f一筒轂寬度；g一脹套寬度；h一軸端外徑；i一脹套內(nèi)徑；j一筒體外徑；k一簡(jiǎn)體壁厚
(2)傳動(dòng)滾筒材料屬性
傳動(dòng)滾筒主要由筒體、筒轂和滾筒軸組成，其中筒體材料Q345B，屈服極限345MPa；筒轂材料ZG230—450，屈服強(qiáng)度是230MPa，抗拉強(qiáng)度 是450MPa；滾筒軸材料37SiMn2MoV，屈服極限835MPa，抗拉強(qiáng)度是980MPa。按照彈性模量E=210000MPa，泊松比 μ=0.3，分別為筒體、筒轂和滾筒軸賦給材料屬性。
(3)傳動(dòng)滾筒網(wǎng)格劃分
在傳動(dòng)滾筒網(wǎng)格劃分模塊中，將全局種子數(shù)設(shè)置為15，并采用精度高的二次減縮積分C3D20R單元類(lèi)型，有效的避免了沙漏問(wèn)題。
傳動(dòng)滾筒復(fù)雜的應(yīng)力分布情況和變形機(jī)理，是造成滾筒設(shè)計(jì)困難的最主要的原因。運(yùn)用ABAQUS軟件對(duì)皮帶輸送機(jī)傳動(dòng)滾筒在正常運(yùn)行工況及逆止工況進(jìn)行三維有限元靜力分析，得出了滾筒的交變應(yīng)力分布規(guī)律，并可利用有限元計(jì)算結(jié)果，找出設(shè)計(jì)中的薄弱環(huán)節(jié)。研究表明：滾筒筒轂與筒體相連焊接位置控制在總長(zhǎng)的12%~17%比較合理，為滾筒的設(shè)計(jì)提供了依據(jù)。
