輥子壓帶式帶式輸送機的動態(tài)特性

周廣林，韓瑞飛

(黑龍江科技大學機械工程學院，哈爾濱150022)

輥子壓帶式帶式輸送機的動態(tài)特性

周廣林，韓瑞飛

(黑龍江科技大學機械工程學院，哈爾濱150022)

為提高設備運行的可靠性及安全性，利用Pro/E對輥子壓帶式帶式輸送機進行建模，通過ADAMS對模型進行不同工況下的動態(tài)特性分析。討論了輸送帶剛度、阻尼系數(shù)、壓輥分布、帶速以及輸送機對輥子壓帶式帶式輸送機動態(tài)特性的變化規(guī)律。分析結果表明，適當?shù)脑龃筝斔蛶У膭偠群妥枘嵯禂?shù)，可以有效地減小啟動過程中輸送帶的波動幅度;帶速的增加，輸送機系統(tǒng)的不穩(wěn)定性增大;輸送帶的最大張力值與輸送量近似成線性關系;輸送距離與輸送機系統(tǒng)的振動特性關系顯著;適當?shù)丶哟髩狠伒拈g距，還可以在一定程度上降低成本。虛擬樣機技術對輥子壓帶式帶式輸送機進行動態(tài)分析的方法是可行的，為高帶速、長運距輥子壓帶式帶式輸送機的發(fā)展提供了理論的依據(jù)。

帶式輸送機;輥子壓帶式;動態(tài)特性; ADAMS

收稿日期: 2013-12-10
第一作者簡介:周廣林( 1961-)，男，吉林省懷德人，教授，博士，研究方向:機械電子及基于聲強測量的寬帶聲全信息技術，E-mail: guanglinzhou@163．com。

0引言

壓帶式帶式輸送機是為增大帶式輸送機輸送傾角而設計的。根據(jù)壓緊方式的不同，主要有自重壓帶式、刮簾壓帶式、加載壓帶式、張緊環(huán)壓帶式等[1]。它與普通帶式輸送機相比有以下特點: ( 1)輸送傾角大，甚至可以實現(xiàn)90°傾角的輸送，在垂高一定的情況下，縮短了輸送機的整體長度，降低了設備成本; ( 2)密閉輸送，避免散狀物料在輸送過程中出現(xiàn)灑落、泄漏、揚塵等現(xiàn)象; ( 3)運行速度高，輸送能力大。

其低運量、短運距的帶式輸送機的設計，利用常規(guī)的靜態(tài)設計方法所得的結果及運動特性可以滿足其要求。但是，對于長距離、大運量、高帶速及工作環(huán)境相對復雜的大型帶式輸送機，輸送機的動態(tài)性能對整個系統(tǒng)的安全性及可靠性影響較大，成為輸送機設計的關鍵問題[2-5]，必須考慮帶式輸送機的動態(tài)特性，進行準確的動態(tài)分析與設計。

筆者利用多體動力學分析軟件ADAMS，對輥子壓帶式帶式輸送機的運行過程進行動態(tài)分析，旨在找到對輸送機動態(tài)性能影響較大的運行參數(shù)、性能參數(shù)，并通過調整這些參數(shù)，改善輸送機的動態(tài)性能，提高設計效率和設計精度，節(jié)約生產(chǎn)成本，提高設備運行的可靠性及安全性。

1動力學建模

1. 1 工作原理

壓帶式帶式輸送機由上、下兩條閉環(huán)輸送帶系統(tǒng)組成。壓帶式帶式輸送機是靠物料與輸送帶之間的摩擦力作用來防止物料下滑，保證物料的穩(wěn)定輸送。下帶為承載帶，起承載作用;上帶為覆蓋帶，主要是產(chǎn)生夾持作用力，以夾緊物料，阻止物料的下滑和滾動，實現(xiàn)物料與輸送帶同步運行，完成物料的輸送。輥子壓帶式帶式輸送機，是在覆蓋帶上加上壓輥，通過壓輥的壓力作用增加物料與輸送帶之間的正壓力，從而使物料與輸送帶之間的摩擦力增加，有效地防止物料的下滑。

對輥子壓帶式帶式輸送機的虛擬樣機模型進行動態(tài)分析，主要是為了研究運行速度較高時輸送帶的振動、張力波動問題。當運行速度較高時，整個輸送機系統(tǒng)的動態(tài)特性會表現(xiàn)的越來越明顯，對輸送帶及機架的損壞也大幅度地增加。輸送帶成本約占整機成本的一半，是輥子壓帶式帶式輸送機的關鍵部件。輸送帶本身的黏彈特性，再加上多種因素的共同作用，在加減速等不穩(wěn)定工況下運行時，使其張力波動比較大，嚴重時會造成輸送機系統(tǒng)損壞，所以對輸送機動態(tài)特性的研究顯得非常重要。

1. 2 模型的尺寸及參數(shù)

經(jīng)過簡化，所建立的輥子壓帶式帶式輸送機的虛擬樣機模型，主要包括傳動滾筒、改向滾筒、滾筒軸、承載帶、覆蓋帶、托輥、壓輥等部件。圖1為經(jīng)過簡化后所建立的輥子壓帶式帶式輸送機的虛擬樣機模型，具體參數(shù)為:傳動滾筒與改向滾筒的直徑D均為300 mm，定義為剛體，托輥直徑Dt=60 mm，壓輥直徑Dy= 120 mm，輸送傾角為45°，輸送帶寬度b =1 m，輸送帶線密度ρl= 7. 29 kg/m，帶厚d = 10 mm，輸送帶的剛度系數(shù)k =1．25×107N/m，阻尼系數(shù)δ=1．0×105Ns/m;傳動滾筒、改向滾筒分別采用附膠面和光面，它們與輸送帶間的摩擦系數(shù)μ分別為0. 4、0. 35;承載帶與覆蓋帶上所施加的預緊力均為18 kN，壓輥產(chǎn)生的壓緊力為1 kN。由于輸送距離越長，帶塊數(shù)越多，運算時間越長，為了提高運算效率，這里設輸送長度L =8 m，啟動時間t =4 s。

圖1 輥子壓帶式帶式輸送機的虛擬樣機模型Fig．1 Virtual prototype model of roller sandwich belt conveyor

輸送帶本身的黏彈性，使得在建模時必須對輸送帶進行柔性化處理。ADAMS中對柔性體的處理主要有兩種方法:一種是基于有限元思想，將輸送帶離散成多個小帶塊，然后在帶塊與帶塊之間建立柔性連接，以模擬帶的柔性。另外一種方法是利用ADAMS軟件本身所提供的柔性體理論來實現(xiàn)輸送帶的柔性化。第一種方法簡單，但它是第二種方法的基礎，由于第二種方法的精度高，這里選擇第二種方法。

文中所建的輥子壓帶式帶式輸送機模型由多個柔性化的帶塊所組成，各個帶塊之間通過柔性連接建立約束關系。利用ANSYS軟件生成帶塊的模態(tài)中性文件，將其輸入到ADAMS中，以取代所建立的剛性體帶塊，并將其與其他構件之間建立約束關系，從而達到將輸送帶柔性化的效果。

1. 3 模型的建立

輥子壓帶式帶式輸送機比較復雜，在實際應用中，布置方式、張緊方式以及驅動方式也是多樣化的，如傾角大小、壓輥數(shù)量與分布等也不相同。因此，要完成對輥子壓帶式帶式輸送機虛擬樣機系統(tǒng)的建模，就必須在CAD軟件的基礎上，建立起輸送機系統(tǒng)中不同部分的模塊圖庫，如壓輥與托輥的設計、過渡段的設計、提升段的設計、機架設計等。建立參數(shù)化的圖庫模塊，能夠使用戶根據(jù)各自的需要組合成不同的輸送機的樣機模型。

輥子壓帶式帶式輸送機是一個比較復雜的機械系統(tǒng)，如果按照實際尺寸建立模型，其幾何尺寸將非常大，這樣將會在很大程度上延長計算所需的時間。因此，文中對所建模型進行了一定程度的簡化。

在對輥子壓帶式帶式輸送機進行幾何建模時，主要是借助Pro/E軟件，即在Pro/E軟件環(huán)境下完成對輥子壓帶式帶式輸送機系統(tǒng)的三維實體建模。在Pro/E中完成建模后，將文件另存為．xt格式，然后利用ADAMS和Pro/E之間的標準圖形接口，將文件輸入到ADAMS中，對仿真結果進行分析，然后在ADAMS中完成對各構件質量屬性的設置，以及對輸送帶的柔性化處理。

1. 4 接觸副的建立

接觸力是一種特殊的力。它產(chǎn)生于兩構件表面發(fā)生接觸時的接觸位置，包括間斷性接觸和連續(xù)性接觸兩種。ADAMS/View主要是通過補償法和沖擊函數(shù)法來計算接觸力[6-7]。當構件間發(fā)生接觸后，就會產(chǎn)生法向和切向上的作用力與反作用力，在切向力的作用下，會使構件間產(chǎn)生摩擦力。摩擦力的計算可運用庫侖定律獲得。

兩構件間的接觸是通過其幾何元素來實現(xiàn)的，文中所建模型的接觸副是采用Solid-Solid的類型，通過接觸副來模擬帶塊與滾筒、托輥以及壓輥之間的摩擦力。

2動態(tài)特性分析

2. 1 啟動方式

帶式輸送機在啟動過程中，帶的張力變化復雜，啟動速度影響整個系統(tǒng)的穩(wěn)定性和安全性。常用的有HARRSION曲線、NORDELL曲線和余弦曲線等，其中HARRSION速度啟動曲線是最常用的一種[8]。

2. 2壓輥間距、輸送帶剛度及阻尼對輸送機動態(tài)特

性的影響

2. 2. 1 壓輥間距

如何在保證物料安全輸送的同時，又能保證壓輥布置不會對輸送機的動態(tài)特性造成負面影響，這是輥子壓帶式帶式輸送機必須研究的問題。輸送機運行速度v =4 m/s。圖2為不同壓輥間距下輸送帶的張力曲線，用曲線ceshidian1-Force．Mag( F1)、ceshidian2-Force．Mag( F2)分別表示測試點1、2所在位置的張力變化。(測試點1為覆蓋帶進入承載段的起始點，測試點2為承載帶進入承載段的起始點，帶塊1、2分別為覆蓋帶與承載帶上即將進入與滾筒接觸段的同步帶塊。)

如圖2所示，對于覆蓋帶上的測試點1，壓輥間距l(xiāng)y= 2. 5 m時，張力在t = 1. 6 s時達到最大值13. 0 kN;壓輥間距l(xiāng)y=3 m時，張力在t =1. 9 s時達到最大值12. 1 kN;壓輥間距l(xiāng)y= 3. 5 m時，張力在t =1. 8 s時達到最大值11. 7 kN。從數(shù)據(jù)上看，隨著壓輥間距的增加，啟動過程中測試點1的最大張力值及其變化幅度減小，最大張力值的變化與壓輥間距的變化不成線性關系。

圖2 不同壓輥間距時的張力曲線Fig．2 Tensile force curve of different calender roll displacement

對于承載帶上的測試點2，當壓輥間距l(xiāng)y=2. 5 m時，張力在t =1. 8 s時達到最大值18. 2 kN;壓輥間距l(xiāng)y= 3 m時，張力最大值為16. 7 kN;壓輥間距l(xiāng)y=3. 5 m時，張力的最大值為15. 8 kN。從數(shù)據(jù)上看，隨著壓輥間距的增加，啟動過程中測試點2處的最大張力值及其變化幅度減小，張力的波動性降低，說明最大張力值的變化與壓輥間距的變化不成線性關系。同時，測試點1的最大張力值及其變化幅度小于測試點2。

2. 2．2 輸送帶剛度

圖3 為運行速度v = 4 m/s時不同輸送帶剛度下張力的變化規(guī)律。曲線ceshidian1-Force．Mag ( F1)、ceshidian2-Force．Mag( F2)分別表示測試點1、2所在位置在運動過程中輸送帶的張力變化。由圖3可見，覆蓋帶上的測試點1，在輸送帶剛度k = 1. 25×107N/m時，張力在t = 1. 9 s時達到最大值12. 1 kN;輸送帶剛度k =1. 25×106N/m時，張力在t =1. 9 s時達到最大值13. 3 kN;輸送帶剛度k = 1. 25×105N/m，張力在t = 1. 8 s時達到最大值15. 0 kN。故隨著輸送帶剛度的降低，測試點1的最大張力值及其變化幅度均增加。

圖3 不同剛度時的張力曲線Fig．3 Tensile force curve of different stiffness

承載帶上的測試點2，在輸送帶剛度k =1. 25× 107N/m時，最大張力值為16. 7 kN;輸送帶剛度k = 1. 25×106N/m時，最大張力值為18. 2 kN;當輸送帶剛度k =1.25×105N/m時，最大張力值為20.1 kN。故隨著輸送帶剛度的降低，測試點2的最大張力值及其變化幅度均增加。同時，測試點2的最大張力值及其變化幅度大于測試點1。

2. 2. 3 輸送帶阻尼

阻尼系數(shù)是影響輸送帶黏彈特性的重要因素之一，所以必須對不同阻尼系數(shù)下輸送機的動態(tài)特性進行分析。圖4為輸送機運行速度v = 4 m/s時不同輸送帶阻尼系數(shù)時的張力曲線。曲線ceshidian1-Force．Mag( F1)、ceshidian2-Force．Mag( F2)分別表示測試點1、2所在位置的張力變化。對于覆蓋帶上的測試點1，當阻尼系數(shù)δ=1. 0×105Ns/m時，張力在t = 1. 9 s時達到最大值12. 1 kN;阻尼系數(shù)δ=1. 0×104Ns/m時，張力的最大值為13. 0 kN;阻尼系數(shù)c = 1. 0×103Ns/m時，張力的最大值為14. 3 kN。數(shù)據(jù)表明，隨著輸送帶阻尼系數(shù)的降低，測試點1的最大張力值及其變化幅度增加。

圖4 不同阻尼時的張力曲線Fig．4 Tensile force curve of different damping

對于承載帶上的測試點2，當阻尼系數(shù)δ=1. 0× 105Ns/m時，張力在t =2. 0 s時達到最大值16. 7 kN;阻尼系數(shù)δ= 1. 0×104Ns/m時，張力的最大值為17. 9 kN;阻尼系數(shù)δ=1. 0×103Ns/m時，張力的最大值為19. 4 kN。數(shù)據(jù)表明，隨著輸送帶阻尼系數(shù)的降低，測試點2的最大張力值及其變化幅度增加。同時，測試點2的最大張力值及其變化幅度大于測試點1。

數(shù)據(jù)表明，隨著阻尼系數(shù)的降低，輸送帶運行過程中受到的阻力減小，削減振動的效果降低，導致輸送帶的振動加強，輸送帶的張力波動幅度增加。較大的阻尼系數(shù)在輸送機的運行過程可以起到削弱振動強度的效果，所以實際應用中，應在滿足要求的情況下盡量選取較大的阻尼系數(shù)，以減小整個輸送機系統(tǒng)的振動。

2. 3輸送帶帶速、輸送量對輸送機動態(tài)特性的影響

2. 3. 1 運行速度

圖5 表示不同速度下的張力曲線，用曲線ceshidian1-Force．Mag( F1)、ceshidian2-Force．Mag ( F2)分別表示測試點1、2所在位置的張力變化。如圖5所示，對于覆蓋帶上的測試點1，當速度v = 4 m/s時，張力在t =1. 9 s時達到最大值12. 1 kN;速度v = 5 m/s時，最大張力值為13. 0 kN;速度v = 6 m/s時，最大張力值為14. 5 kN。數(shù)據(jù)表明，隨著帶速的提高，測試點1的最大張力值及其變化幅度增加。

圖5 不同速度時張力的曲線Fig．5 Tensile force curve of different velocity

對于承載帶上的測試點2，當速度v =4 m/s，張力在t =2. 0 s時達到最大值16. 7 kN;速度v =5 m/s時，張力的最大值為17. 8 kN;速度v = 6 m/s時，張力的最大值為19. 6 kN。數(shù)據(jù)表明，隨著帶速的增加，測試點2的最大張力值及其變化幅度增加，并且測試點2的最大張力值及其變化幅度均大于測試點1。

由此表明，隨著帶速的增加，輸送機系統(tǒng)的動態(tài)特性表現(xiàn)的越來越明顯，運行過程中輸送帶及整個輸送機系統(tǒng)的的振動加強，不穩(wěn)定性增加，導致輸送帶(包括承載帶和覆蓋帶)的張力增大，并且增大幅度更加明顯。承載帶上輸送有物料，故其最大張力值及變化幅度要大于覆蓋帶。因此，要提高帶速就必須改善輸送機的動態(tài)性能，在張力增加幅度較小的范圍內(nèi)合理選擇運行速度，以其提高運行速度且避免啟動過程中的張力過大，提高輸送機運行的穩(wěn)定性與安全性。

2. 3. 2 輸送量

圖6 為輸送機運行速度v = 4 m/s時不同輸送量下輸送帶的張力曲線，ceshidian1-Force．Mag ( F1)、ceshidian2-Force．Mag( F2)曲線分別為測試點1、2所在位置處的張力變化。如圖6所示，對于覆蓋帶上的測試點1，當輸送量Q =200 t/h時，張力的最大值為12. 1 kN;輸送量Q =400 t/h時，張力的最大值為12. 4 kN;輸送量Q =600 t/h時，張力的最大值為12. 6 kN。數(shù)據(jù)表明，隨著輸送量的增加，測試點1的張力值略有增加，但變化較小。

圖6 不同輸送量時的張力曲線Fig．6 Tensile force curve of different load

對于承載帶上的測試點2，當輸送量Q =200 t/h時，最大張力為16. 7 kN;輸送量Q = 400 t/h時，張力最大值為19. 3 kN;輸送量Q =600 t/h時，張力的最大值為22. 1 kN。數(shù)據(jù)表明，隨著輸送量的增加，測試點2的最大張力值增加，但增加的幅度比較穩(wěn)定，說明最大張力值的變化與輸送量的變化近似成線性關系，并且測試點2的最大張力值及其變化明顯大于測試點1，說明由于輸送量的增大，主要導致承載帶張力增大。

數(shù)據(jù)分析表明，隨著輸送量的增加，啟動過程中帶式輸送機的動態(tài)性能表現(xiàn)的越來越明顯。輸送機系統(tǒng)的振動加強，兩輸送帶的速度波動變大，在物料的作用下，使得輸送量的變化對承載帶張力的影響更加明顯，而對覆蓋帶張力的影響較小。承載帶的最大張力值與輸送量近似成線性關系，由此，根據(jù)已知輸送量的張力曲線，估算某一未知輸送量下的張力變化，以選擇合理的安全系數(shù)。

3結論

( 1)隨著壓輥間距的增大，輸送帶的張力減小，且變化幅度降低。在保證夾持力的情況下，適當?shù)丶哟髩狠伒拈g距，減少壓輥數(shù)量，可以在一定程度上降低成本。

( 2)輸送帶的剛度與阻尼系數(shù)對輸送帶自身的黏彈特性有很大的影響。相同條件下，適當?shù)脑龃筝斔蛶У膭偠群妥枘嵯禂?shù)，可以有效地減小啟動過程中輸送帶的波動幅度。

( 3)在啟動時間相同的條件下，隨著帶速的增加，輸送帶的張力波動范圍加大，最大張力值增加，輸送機系統(tǒng)的不穩(wěn)定性增大。因此，在提高輸送機運行速度時，應對輸送機的動態(tài)特性進行分析，并采取合理的控制策略。

( 4)隨著輸送量的增加，啟動過程中系統(tǒng)的不穩(wěn)定性增加。因此，應在大運量時對輸送帶的動態(tài)特性進行分析。輸送帶的最大張力值與輸送量近似成線性關系，據(jù)此可以通過已知輸送量下的張力曲線，近似求得某未知輸送量下的張力變化。

( 5)隨著輸送距離的增加，輸送機系統(tǒng)的振動特性顯著，輸送帶的黏彈特性也越來越明顯。

[1] 杜月波．垂直帶式輸送機[J]．建筑機械化，2000 ( 5) : 26-28．

[2] 周亞東．長距離礦用帶式輸送機啟動過程的動態(tài)仿真研究[J]．機械工程與自動化，2012( 1) : 31-35．

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[6]葛正浩．ADAMS2007虛擬樣機技術[M]．北京:化學工業(yè)出版社，2010．

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[8]韓瑞飛．輥子壓帶式帶式輸送機的動態(tài)特性分析[D]．黑龍江科技大學，2013．

(編輯 晁曉筠)

Dynamic characteristics analysis of roller sandwich belt conveyor

ZHOU Guanglin，HAN Ruifei

( School of Mechanical Engineering，Heilongjiang University of Science&Technology，Harbin 150022，China)

Aimed at improving the reliability and safety of the equipment operation，this paper is focused on using Pro/E to develop a model for the roller sandwich belt conveyor and analyzing the dynamic characteristics of the model under different conditions by ADAMS．The paper also discusses the law governing the effect of conveyor belt stiffness，damping coefficient，roller pressure distribution，belt speed and conveyor on the dynamic characteristics of the roller sandwich belt conveyor．The analysis suggests that the appropriate increase in the stiffness and damping coefficient of the belt results in an effective reduction in belt fluctuations due to start-up procedure; increased belt speed means an increase in the instability of conveyor system; there occurs an approximately linear relationship between the conveyor belt maximum tension value and the amount of the conveyor belt; there is a significant relationship between conveying distance and conveyor systems vibration characteristics; and an appropriate increase in the space of the press rollers enables a somewhat lower cost．It follows that the demonstrated feasibility of analyzing the dynamic characteristics of roller sandwich belt conveyor using virtual prototyped technology may serve as a theoretical basis for developing high-speed and long-distance roller sandwich belt conveyors．

belt conveyor; roller sandwich belt; dynamic characteristics;ADAMS

10. 3969/j．issn．2095-7262. 2014. 01. 019

TD528

2095-7262( 2014) 01-0085-06

A