基于Workbench的半內(nèi)藏式液壓馬達驅(qū)動滾筒力學分析及應(yīng)用

蘇云成

摘要：以某型移動式篩分站為研究對象，利用動力學仿真軟件Workbench建立其采用的新型半內(nèi)藏式液壓馬達驅(qū)動滾筒建立虛擬樣機，對其工作狀態(tài)進行仿真靜力學分析和疲勞分析，用理論計算得到應(yīng)力的值和仿真分析計算的值比較，證明了虛擬樣機的準確性。同時，驗證了機構(gòu)的可行性和合理性，為采用半內(nèi)藏式液壓馬達驅(qū)動滾筒的設(shè)計提供了參考依據(jù)。

關(guān)鍵詞：驅(qū)動滾筒;workbench;虛擬樣機;疲勞

中圖分類號：TP311? ? ? ? 文獻標識碼：A? ? ? ? 文章編號：1009-3044（2018）36-0244-03

1 概述

隨著人們對環(huán)保意識的增強以及國家政策的要求、移動破碎篩分設(shè)備在城市建筑垃圾、礦山等方面應(yīng)用越來越廣泛。

移動式篩分站是集受料、篩分、傳送等工藝為一體的設(shè)備，以某型號移動式篩分站為例，主要部件有給料系統(tǒng)、多條作用不同的輸送機、篩分主機、動力系統(tǒng)、履帶底盤、主機架等。破碎后的砂石骨料或建筑垃圾等物料經(jīng)給料箱落到給料輸送機上，經(jīng)過主輸送機將物料不斷向前輸送，直至進入到篩分主機，篩分主機將物料按照不同的粒徑進行分類篩選，不同粒徑的物料經(jīng)不同的輸送機輸送至堆場[1]。

移動式篩分站集成度高，輸送機長度較短，安裝空間小，而且需要完成折疊旋轉(zhuǎn)等動作。傳統(tǒng)的滾筒安裝方式軸向尺寸大，機構(gòu)布置困難。本文介紹了一種新型的半內(nèi)藏式輸送機滾筒，可快速拆卸，節(jié)省安裝空間，縮短輸送機整體寬度。并利用Workbench對設(shè)計的滾筒進行了靜力分析和疲勞分析，驗證了滾筒設(shè)計質(zhì)量和性能的可靠性。

2 主要結(jié)構(gòu)及原理

通常移動式篩分站上的輸送機液壓驅(qū)動滾筒結(jié)構(gòu)有兩種：一種結(jié)構(gòu)是液壓馬達+聯(lián)軸器（或者減速機）+滾筒，如圖2;另一種是馬達直接通過聯(lián)接法蘭和滾筒聯(lián)接，如圖3。但這兩種方式都無法解決輸送機軸向尺寸過大的問題，也有一種內(nèi)藏式液壓滾筒[2]，但這種滾筒損壞后維修較為困難。因此在第二種結(jié)構(gòu)形式的基礎(chǔ)上，采用特定的軸承和液壓馬達，設(shè)計了一種半內(nèi)藏式液壓馬達驅(qū)動滾筒，如圖4。既解決了輸送機軸向尺寸過大的問題，在維修方面也比全內(nèi)藏式液壓滾筒簡單方便。

半內(nèi)藏式滾筒結(jié)構(gòu)原理：特定軸承安裝在凸出結(jié)構(gòu)的法蘭盤上，后置于滾筒內(nèi)部，滾筒內(nèi)一端附內(nèi)有鍵槽的特制主軸，且主軸不伸出滾筒，特定的液壓馬達主軸深入滾筒主軸，通過鍵與其連接。

3 建立虛擬樣機模型及靜力學分析

半內(nèi)藏式液壓馬達驅(qū)動滾筒結(jié)構(gòu)的要點是滾筒一側(cè)的腹板向滾筒內(nèi)部深入，但此結(jié)構(gòu)是否能夠滿足使用要求，需要進行計算驗證。

傳動滾筒作為輸送機的主要受力部件，要受到輸送帶張力，滾筒自重，以及來自軸端輸入扭矩的作用。在傳動扭矩適當時，圍包角α內(nèi)存在工作弧和靜止弧，在工作弧線內(nèi)只有輸送帶張力，沒有摩擦力，而滑動弧內(nèi)既有壓力又有摩擦力。在分離點，在輸送帶拉力（即松邊拉力）不變的情況下，隨著輸送帶的負載不斷增加，靜止弧會越來越小，滑動弧不斷增大，直至滑動弧與圍包角弧度相等。如果負載繼續(xù)增加，就會出現(xiàn)輸送帶打滑現(xiàn)象[3]。

在傳動滾筒上，為了通過摩擦力傳遞在起動、制動或穩(wěn)定工況下出現(xiàn)的總的滾筒圓周力Fmax，需要一定的最小輸送帶繞入張力和繞出張力，如圖6所示，繞入張力為T1，繞出張力為T2 。T1 即為緊邊拉力，T2? 為松邊拉力。當最大滾筒圓周力[Fmax>0]時，

由撓性體摩擦傳動的歐拉公式可知：

式中：[μ—]輸送機與滾筒間的摩擦系數(shù);

[β—]輸送帶在滾筒上的圍包角，rad。

在靜止弧內(nèi)，滾筒單位面積所受壓力

式中：[θ—]從分離點算起所成的弧度;

[D—]滾筒直徑，m;

[B—]輸送機寬度，m。

外界對滾筒的約束主要為軸承對滾筒軸的約束，利用Workbench的圓柱約束（Cylindrical Support），限制除轉(zhuǎn)動方向的其他自由度，驅(qū)動扭矩加載在輸入軸一端。

滾筒材質(zhì)筒壁采用普通材質(zhì)20，許用應(yīng)力 [σ]=184MPa。一般情況下，傳動滾筒的安全系數(shù)為3～4[4]，這里取安全系數(shù)為3，驅(qū)動滾筒最大許用應(yīng)力為61MPa。

驅(qū)動滾筒最大的Von Mises應(yīng)力為40.6 MPa，發(fā)生在軸和腹板聯(lián)接的地方。滿足靜力要求，但對傳動滾筒而言，滾筒在旋轉(zhuǎn)時交替承載拉伸壓縮變形，可能對滾筒會造成疲勞破壞，機械部件的疲勞是由于其內(nèi)部局部應(yīng)力集中區(qū)域內(nèi)產(chǎn)生循環(huán)塑性應(yīng)變所造成的。所以本文利用Workbench的疲勞分析工具（Fatigue Tool），對滾筒結(jié)構(gòu)進行了疲勞分析。

4 虛擬樣機模型的疲勞分析

機械結(jié)構(gòu)某一位置發(fā)生疲勞失效所需的周期數(shù)取決于材料自身性能和應(yīng)力波動。對于特定材料而言，這些信息由疲勞S-N曲線（應(yīng)力-壽命曲線）給出。本文采用Workbench軟件自帶的材料數(shù)據(jù)庫所給出的S-N曲線作為材料疲勞分析數(shù)據(jù)（見圖9）。

假設(shè)滾筒的轉(zhuǎn)速是75n/min，每天工作24小時，一年365天，滾筒疲勞設(shè)計壽命t≧75×60×24×365=39420000n。

由圖11和圖7可以看出，滾筒等效交變應(yīng)力要大于靜力狀態(tài)下的Von Mises應(yīng)力，接近許用應(yīng)力61MPa。因此將腹板和軸聯(lián)接的地方進行加固，將腹板板厚增加2mm，當單獨增加腹板板厚時發(fā)現(xiàn)，腹板和軸聯(lián)接的地方等效交變應(yīng)力減小，但腹板和滾筒聯(lián)接的地方反而增加，見圖12。這是因為腹板厚度增加，使腹板和筒壁聯(lián)接的地方發(fā)生改變，增大了應(yīng)力集中。因此對筒壁和腹板聯(lián)接處同時進行了加強。改進后的滾筒等效交變應(yīng)力值最大為37.44361MPa，見圖13，滿足設(shè)計要求。

經(jīng)過改進的滾筒安全系數(shù)如圖14，最小值為3.4，滿足設(shè)計要求。

經(jīng)過多次計算發(fā)現(xiàn)，腹板和筒壁厚度不能相差太大，否則就會在聯(lián)接區(qū)域因應(yīng)力突變，產(chǎn)生較高的等效交變應(yīng)力。設(shè)計時應(yīng)將二者壁厚盡量相同，或者在他們聯(lián)接的地方次用過渡圓角等方式，來減少應(yīng)力集中。

5 結(jié)束語

本文通過動力學仿真軟件Workbench對某型號移動式篩分站采用的新型半內(nèi)藏式液壓馬達驅(qū)動滾筒建立虛擬樣機模型，對其工作狀態(tài)進行仿真靜力學分析和疲勞分析，用理論計算得到應(yīng)力的值和仿真分析計算的值比較，證明了虛擬樣機的準確性。同時，驗證了機構(gòu)的可行性和合理性，為采用半內(nèi)藏式液壓馬達驅(qū)動滾筒的設(shè)計提供了參考依據(jù)。

參考文獻：

[1] 鄭永生韓小偉楊志強.基于Workbench的可旋轉(zhuǎn)輸送機動力學分析及應(yīng)用[J].建筑機械，2017，4：87-90.

[2] 王金奎.液壓馬達驅(qū)動滾筒的內(nèi)藏式設(shè)計[J].煤礦機械，2004，9：9-10.

[3] 程相文.基于ANSYS和Workbench帶式輸送機傳動滾筒的多目標優(yōu)化設(shè)計[J].礦山機械，2013，41（3）：71-73.

[4] 魏榮.基于ANSYS和Workbench帶式輸送機重型傳動滾筒的有限元分析[J].煤礦機械，2013，34（5）：115-116.

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