邵翠榮， 牛軍燕

（華電鄭州機械設計研究院有限公司，鄭州 450015）

0 引言

懸臂堆料機在我國水泥、大型鋼鐵聯(lián)合企業(yè)、冶金及發(fā)電企業(yè)中得到了廣泛的應用。堆料機主要由懸臂膠帶機、尾車、機架、卷揚機構(gòu)和行走機構(gòu)等組成。而行走機構(gòu)承載了堆料機的絕大部分重量和懸臂膠帶機產(chǎn)生的側(cè)向力，所以，如何在滿足強度、剛度、安全性、穩(wěn)定性的條件下，減輕行走機構(gòu)的重量的研究至關(guān)重要。本文針對徐礦集團哈密能源公司大南湖礦區(qū)選煤廠輸煤系統(tǒng)的堆料機行走機構(gòu)為例，利用ANSYS有限元分析軟件，建立了SHELL63彈性殼單元模型［1］，分析在多載荷共同作用下結(jié)構(gòu)應力應變情況，并在有限元計算結(jié)果基礎上對其進行了選型設計和優(yōu)化分析。通過分析計算，不僅縮短設計周期，而且保證行走機構(gòu)的安全可靠，為后續(xù)堆料機系列化生產(chǎn)或者新產(chǎn)品開發(fā)設計提供參考。

1 懸臂堆料機結(jié)構(gòu)原理

懸臂堆料機主要由懸臂膠帶機、尾車、機架、卷揚機構(gòu)、行走機構(gòu)組成。其工作原理就是物料通過尾車上的進料皮帶機輸送到懸臂膠帶機上，然后通過行走機構(gòu)在條形料場的往復運動將物料均勻地散布在料場內(nèi)。本次主要針對行走機構(gòu)在強度、剛度等方面進行選型的優(yōu)化設計。行走機構(gòu)正上面承載了機架、懸臂膠帶機、卷揚機構(gòu)、各輔助機構(gòu)的全部豎向力，側(cè)面則承受懸臂膠帶機產(chǎn)生的較大的側(cè)向力。經(jīng)過結(jié)構(gòu)分析和前期計算，行走機構(gòu)上承受的豎向力主要是機架傳遞給行走機構(gòu)的豎向壓力和卷揚支撐施加給行走機構(gòu)的豎向分力，兩處分別為387 600N，而側(cè)向力主要是機架傳遞給行走機構(gòu)的水平分力和卷揚機構(gòu)施加給行走機構(gòu)水平分力，左側(cè)為414 700N，右側(cè)為314 700N。

2 ANSYS軟件在行走機構(gòu)選型及設計中的應用

本文將在ANSYS軟件中直接建模并分析，將有效縮短開發(fā)設計周期［2］。本次設計的行走機構(gòu)由箱型梁組成，一般的箱型梁結(jié)構(gòu)在有限元建模中可以采用Beam188單元。但是，本次設計的行走機構(gòu)雖然由箱型梁組成，但是由于本身承載的豎向力和水平力較大，故在箱型梁內(nèi)部關(guān)鍵的受力部位做加筋處理。為了使ANSYS中建的模型與實際模型更接近及分析的結(jié)果更準確，本次分析采用Shell63板殼單元，更具體地把箱型梁的每塊板材及每塊筋板都進行建模，以便使得出的結(jié)論更具有可靠性。

2.1 分析過程

ANSYS可以直接讀取Pro/E生成的幾何實體，將三維模型導入后進行有限元分析。但是本次主要作為選型計算，故在ANSYS中直接建模更便于后期的優(yōu)化分析。建立三維模型時應保證虛擬模型和實際模型盡可能一致，特別是工況一定要符合實際情況，以使受力分析能夠符合實際的受力情況，在這個原則下再對模型做適當?shù)暮喕?/p>

2.2 前處理過程

設置ANSYS模版，選擇分析類型，定義材料、屬性、實常數(shù)卡等準備建模。其中查機械設計手冊［3］得，235鋼屈服強度σs=235 MPa，安全系數(shù)取1.5，材料參數(shù)為：彈性模量E=1.07×105MPa，泊松比 λ=0.3，密度 ρ=7.8×10-6kg/mm3。

利用Shell63殼單元建立模型。根據(jù)需要及在關(guān)鍵的受力部位加筋方案確定了80個關(guān)鍵點，這里不再一一指出。然后選擇各段的截面序號，將各個關(guān)鍵點連接起來生成面，然后再給面賦予面單元屬性。本次初步設計箱型梁的上下翼緣板采用δ=20 mm，兩側(cè)的腹板采用 δ=16 mm，所有筋板采用δ=12 mm。在ANSYS中建成的三維模型劃分網(wǎng)格后如圖1所示。

圖1 行走結(jié)構(gòu)網(wǎng)格圖

2.3 后處理過程

1）添加約束。由于懸臂堆料機行走結(jié)構(gòu)采用4個承載車輪，左右各2個車輪支撐在行走機構(gòu)兩側(cè)，其中左右分別有一個車輪為主動輪，左右同步單輪驅(qū)動，而車輪支架和行走機構(gòu)底面為面接觸，故約束的部位即車輪支架和行走機構(gòu)底面接觸的面約束。

2）施加載荷。行走機構(gòu)的自重可以通過Loads＞Define loads＞Inertia＞Gravity＞Global添加；其他的載荷為：箱型梁側(cè)面與卷揚機構(gòu)接觸的兩處面壓力分別為387600/（1525×925）≈0.27 N/mm2，箱型梁上面與機架接觸的面壓力，左側(cè)為414700/（630×500）≈1.32 N/mm2，右側(cè)為314700/（630×500）≈0.99 N/mm2。

圖2 優(yōu)化前行走機構(gòu)應力云圖

2.4 分析結(jié)果

Solve運行分析后得到應力應變云圖，優(yōu)化前行走機構(gòu)應力云圖如圖2所示，應變云圖如圖3所示。

由圖2可知，這種選型在實際載荷下的最大應力為 166.158 MPa，而［δ］=235/1.5=156.67 MPa，最大應力超過了該材料的許用應力，并且最大應力出現(xiàn)的位置在行走機構(gòu)承受卷揚支撐的側(cè)面上，說明箱型梁的腹板初步選型不能滿足應力要求。由圖3可知，最大應變量為2.41 mm，而該結(jié)構(gòu)相應的許用撓度為7832/800=9.79 mm，最大變形量沒有超過許用撓度。初步分析該選型剛度滿足要求，強度稍微有點薄弱，所以需要進行優(yōu)化分析。

圖3 優(yōu)化前行走機構(gòu)應變云圖

3 優(yōu)化過程

根據(jù)圖2可以看出受力薄弱的部位在腹板上，所以優(yōu)化方案是將和卷揚機構(gòu)接觸的腹板的厚度從δ=16 mm變成δ=18mm。打開ANSYS建模模塊，在RealConstants把腹板的厚度改成18mm，將相對應的尺寸參數(shù)更改后保存，然后重新運行求解。優(yōu)化后的皮帶機架應力云圖如圖4所示，應變云圖如圖5所示。

圖4 優(yōu)化后行走機構(gòu)應力云圖

圖5 優(yōu)化后行走機構(gòu)應變云圖

由圖4可知，這種選型在實際載荷下的最大應力為118.93 MPa，小于該材料的許用應力；由圖5可知，最大變形量為1.796 mm，小于該結(jié)構(gòu)相應的許用撓度，故此時安全可靠。該方法大大提高了工作效率及選型的準確性，值得在設計中推廣應用。

4 結(jié)語

通過該實例可以看出，本文采用Shell63殼單元更詳細地建模，能夠使模型更接近實際，得出的應力應變值更準確。這種方法不僅可用在行走機構(gòu)的選型設計上，還可為其他鋼結(jié)構(gòu)的選型設計提供參考。

［1］ 博弈創(chuàng)作室.ANSYS經(jīng)典產(chǎn)品基礎教程與實例詳解［M］.北京：中國水利水電出版社，2006.

［2］ 周寧.ANSYS機械工程應用實例［M］.北京：中國水利水電出版社，2006.

［3］ 成大先.機械設計手冊［M］.5版.北京：化學工業(yè)出版社，2007.