悬臂式堆取料机

2024-12-05

悬臂式堆取料机(共6篇)

悬臂式堆取料机 篇1

由邯郸钢铁有限公司管理的第二原料场是以铁矿石为主的综合性自动化原料场。堆取料机是原料场重要的生产设备, 其安全运行直接关系着整个配混匀料流程的正常运行。悬臂式堆取料机是世界上较大的散料成套设备, 凭借着生产率高、工作结构动作灵敏、作业范围广和对料场要求比较低等优点已成为目前常用的料场设备。

一、改进前的状况

第二原料场设计有11台堆取料机:一次料场4台堆料机 (简称ST, 臂长35.8 m) 、4台单斗取料机 (简称RC, 臂长40 m) , 二次料场1台混匀堆料机 (BST) 、2台双向双斗取料机 (BR) 。有时为了配料的需要, 两台堆取料机共用一条轨道作业, 如其中一次料场的2ST、3ST在一条轨道上运行, 1RC、2RC和3RC、4RC分别在另外两条轨道上运行。由于设计不完善, 原料场的堆取料机自投运至今, 堆取料机之间发生多次严重的恶性碰撞事故, 直接经济损失150万元, 事故停机折算为450余小时, 造成恶劣的影响, 严重影响生产。造成事故的主要原因如下:

1.同一轨道上的两台车之间由于轨道本身不平, 大车之间的防碰撞设备没有起到防碰撞保护作用, 同一轨道上的两台车在夜间或雾天作业时, 由于视线不佳, 防碰全靠司机的眼睛和经验, 堆取料作业容易发生碰撞, 这时两台大车的防碰撞显得十分重要。

2008年3月, 行走中的3RC撞上停止的4RC, 4RC的配电室被3RC的斗轮撞坏、侧翻, 4RC的配电室基本报废, 进线电缆对地短路, 直接经济损失60余万元, 4RC被迫停止生产一个月;3RC的斗轮体轻微变形, 停产12小时。

2.不同轨道上的两台车之间只通过两组限位予以保护, 而只有当两台堆取料机的大臂都同时达到一定的角度时, 即两大臂近似于平行时防碰限位才起作用。鉴于两大臂平行作业的机会很少, 防碰撞限位存在很大的局限性, 无法在实际工作中发挥应有的作用。一次料场不在一条轨道上的两个大车如果都在90°的角度作业, 堆料机的臂长35.8 m加上单斗取料机的臂长40 m, 大于两条轨道中线的距离, 两台车可能臂架相撞;由于单斗轮斗轮体俯仰角度-10.64°~+8.78°在-8以下时, 斗轮在回转过程中斗轮体有可能与地面胶带机冲突碰撞。

二、具体改进方案

针对邯钢堆料机共轨时由于轨道不平时常发生碰撞以及大臂与料堆时常发生碰撞的问题, 我们采取以下技术方案予以解决。

1.关于共轨碰撞。

(1) 采用内置精确计算的激光测距仪防止碰撞。由于轨道本身不平, 使得堆料机走行时产生很大振动, 致使放在设备上的激光测距仪与反射板由于振动较大无法形成有效测距。但是采用内置精确计算的激光测距仪, 把反射板安装在地面, 只要保证无论设备如何振动, 激光测距仪发射的激光就都能照在反射板从而保证其正常有效地工作, 通过其自带内部计算就能达到防止碰撞的功能。

(2) 采用射频识别系统进行走行校正。射频识别系统可以通过自身发出的频谱与安装在相应位置的码盘对设备走行距离进行采集并传到PLC系统, 这样就可以实时地对设备的走行进行校正, 特别适合轨道不平、走行极易产生偏差这样的设备, 从而提高整个走行系统的安全, 并辅助激光测距系统更加安全准确。

(3) 加无线通讯, 完善设备间安全联锁。由于目前设备采用滑触线上机且设备间没有通讯及联锁保护, 只靠操作人员用对讲机相互交流, 这样安全隐患极大!在设备间加无线通讯, 使相互设备间能通过PLC进行联锁保护, 这样不仅安全性大大增强, 其他辅助功能及要求也可以得以实现。另外还可以保证在激光测距等外部元件有损坏时, 也不至于发生大的安全事故。

2.关于大臂与料堆碰撞。

(1) 采用安全级防碰开关。由于目前系统采用的是拉绳开关, 时常出现问题, 就是因为此类开关肯定不是安全产品, 换上安全防碰开关就能使开关在失灵时会报警, 进行及时调整和更换。

(2) 加雷达或超声波检测。拉绳类开关灵敏度差一些, 雷达检测灵敏度高而且可靠。但在物料粉尘特别大时, 拉绳可靠度更好一些, 两者结合使用安全可靠性更高, 保证大臂和料堆不碰撞。

三、结束语

如果出现堆、取料机相撞, 设备停机在一定程度上影响了混匀料的正常生产。同时在抢修期间, 也会有电、气等能源无谓的消耗, 也间接地提高了混匀料的生产人力和能源成本。本次实践证明采用这种防碰撞方案是可靠有效的, 所以本改造的实践应用方案在社会效益和经济效益方面有很大的意义。

参考文献

[1]尹刚.两台悬臂式取料机近距运行防碰撞控制程序改造[J].港口科技, 2011 (3)

[2]张有旺, 邓恩昌, 肖明.浅析煤炭码头堆场堆、取料机防碰撞设计理论[J].港工技术, 2008 (05)

[3]邹世中.斗轮机自动菱形堆/取料工作原理简介[J].重工与起重技术, 2007 (03)

堆料机悬臂皮带机设计的改进 篇2

关键词:堆料机皮带机张力配重

中图分类号:U653文献标识码:A文章编号:1674-098X(2011)06(a)-0005-02

1 概况

悬臂皮带机是堆料系统的最后一环,通过皮带机可以将翻卸系统输送的煤炭传送并堆放至堆场。悬臂皮带机位于堆料机悬臂支架上,主要由驱动机构、滚筒、拖辊和配重等组成。主要技术参数:最大输送能力:6050t/n,带宽:B=2000mm,水平长度L=39.5m,带速V=4.6m/s,最大倾斜角度ε=12.1°。

2 悬臂皮带机存在的问题

(1)堆料机自投产以来,悬臂皮带机跑偏故障时有发生,导致煤炭撒漏严重,翻堆作业流程频繁中断,严重影响翻卸生产效率,同时挡料胶皮磨损严重。

(2)悬皮相继发生断裂的作业量约为700万t,皮带的使用寿命短。

(3)使用过程中,配重及改向滚筒表面护胶磨损严重,仅使用1年就严重磨损,需重新包胶。

(4)在悬皮静态空载情况下,承载侧悬皮边缘与两侧承载托辊发生脱离。

3 问题分析

(1)针对悬皮跑偏频繁问题通过进行落料口改造,调整落料点;进行导料板改造,强行物料居中;调整滚筒、托辊等方法对悬皮进行调偏,但效果一直不佳,而且皮带本身无歪斜,接头也很正,所有影响皮带跑偏的因素均已基本排除。在此情况下,我们将问题集中在悬皮张力的设定上,张力过大易导致皮带横向載荷分布不均、悬皮运行不稳定,易发生跑偏。

(2)如果皮带张力大,皮带与滚筒接触面压力大,护胶与皮带间存在较大摩擦力,护胶磨损快。

(3)针对输送带使用寿命问题,我们采用赫特泽尔(Hetzel)输送带寿命计算式对悬皮的最大输送量(即使用寿命)进行了计算:Q0=Q×a×b×c×d1×d2×d3×d4×d5

式中:Q—可持久耐用的输送量(查表Q取1000万吨);a—与覆盖胶拉伸强度有关的耐用度(查表取100%);

b—与上覆盖胶厚度有关的耐用度(查表取120%);c—与物料种类有关的耐用度(查表取110%);

d1~d5—与装载点有关的耐用度(查表取d1=100%,d2=90%,d3=100%,d4=90%,d5=120%);

Q0=1283万t。

但是堆料机悬臂皮带实际使用寿命约为700万t,与其预期使用寿命存在较大差距,表明实际使用寿命短是由于皮带张力过大造成的。

4 悬皮张力计算验证

带式输送机的工作需要最小输送带张力,以满足传动滚筒通过摩擦力传到输送带上,并限制输送带垂度以利于降低运行阻力。

4.1 满足皮带不打滑的最小输送带张力计算:

为了通过摩擦力传递在启动、制动和稳定工况下出现的总的滚筒圆周力Fmax,需要一定的最小输送带绕入张力和绕出张力。如图1所示:绕入张力为T1,绕出张力为T2,当最大滚筒圆周力Fmax>0时,(T1-T2=Fmax,T1/T2≤eμα)。

式中:μ—输送带和滚筒间的摩擦系数,0.25α—输送带在滚筒上的包角,α=1800

从而有T2≥1/(eμα-1)Fumax

皮带圆周驱动力Fmax计算:

原始参数:输送能力:Iv=6050t/h

皮带机长度L=39.5m;

提升高度H=8.5m;

皮带宽度B=2m;

皮带速度V=4.6m/s;

圆周驱动力:Fmax=C·FH+FS+FST

式中:FH—主阻力

FS—特种阻力;

FST—倾斜阻力;

C—系数(附加阻力),C=3.5;

(1)主阻力FH的计算:

FH=FH1+FH2

FH1=f·L·g(qRO+qRU+2qBcosδ)

FH2=f·lm·g·qg·cosδ

其中:FH:主阻力;

f:摩擦系数 取f =0.022;

L:皮带长度(滚筒中心距离)L=39.5mg:9.8m/s;

qRO:承载分支每米机长托辊旋转部分质(38.333kg/m);

qRU:回程分支每米机长托辊旋转部分质量(13kg/m);

qB:承载分支和回程分支每米输送带的质量(51kg/m);

δ:设备在运行方向的最大倾斜角(12.1°);

qg:每米输送物料的质量(365.34kg/m);

lm:输送物料段长度(39m);

则FH1=1286.5N;

FH2=3003.7N;

FH=FH1+FH2=4290.2N。

(2)特种阻力FS的计算:

FS=Fε+Fgl+Fr

其中:Fε:托辊前倾阻力;

Fgl:输送物料与导料挡板间的摩擦阻力;

Fr:输送带清扫器的摩擦阻力;

Fε=Cε·μ0。Lε(qB+qG)×gcosδsinε

其中:Cε:托辊槽角的槽角系数(0.43);

μ0:托辊和皮带间的摩擦系数(0.4);

Lε:装有前倾托辊的皮带长度(26.3m);

ε:托辊轴线相对于输送带纵向轴线的前倾角(2°);

则Fε=637N。

输送物料与导料挡板间的摩擦阻力:

Fgl=μ2Ιv2ρgL1/v2b12

其中:μ2:物料与挡板间得摩擦系数(0.7);

Ιv:输送能力,Ιv=1.769m3/s;

ρ:物料的松散密度,ρ=950kg/m3;

L1:装有导料挡板的设备长度,10m;

b1:导料挡板内部宽度,1.3m;

则Fgl=5703N。

输送带清扫器的摩擦阻力很小,忽略不计。

FS=Fε+Fgl+Fr=6340N

(3)倾斜阻力Fst的计算:

Fst=qg.H.g=30429.5N

(4)圆周驱动力Fmax=51784.5N。

T2≥1/(eμα-1)Fmax≥43153N=4.4t

所以满足皮带传动最小张力为4.4t。

4.2 限制输送带垂度的最小输送带张力计算:

上分支(承载):T0=g(qB+qG)a0/8hr

下分支(回程):TU=gqBau/8hr

式中:a0—上分支托辊间距(1.2m);

au—下分支托辊间距(3.0m);

hr—相对垂度0.01;

T0=6.245t;

TU=1.9t。

由以上计算可看出,同时满足皮带不打滑和垂度要求前提下,应限制输送带最小张力为:6.245t。悬臂皮带机配重选用重锤张紧方式,重锤重量应该为12.49t。而堆料机配重实际为24.6t,远大于计算值,说明堆料机悬臂皮带原有张力设置过大。根据计算结果将悬臂皮带机配重均减去了12t,从而将皮带张力降低为设计使用要求值。

5 改进后效果

改进后,悬皮皮带机运行正常,在作业800万t后还未出现皮带打滑异常,皮带表面及接头处磨损不大,滚筒护胶磨损程度大为减小,皮带跑偏现象明显减少,此次改造效果较好。

参考文献

[1]宋伟刚.通用带式输送机设计.机械工业出版社.2006.

悬臂式堆取料机 篇3

一、俯仰液压系统工作原理

对于整台设备, 两同步油缸作为整个悬臂升降控制的动力源。液压泵采用轴向柱塞泵, 用溢流阀控制系统压力, 采用电液换向阀作为主换向阀, M型中位机能。系统在非工作状态时电机不必停止, 避免了电机频繁启动。系统采用一个调速阀来调节液压缸下降速度, 调速方式为进油调速。液压缸上升速度不能调节。当换向阀处于中位时两平衡阀互锁, 保证液压缸上下两腔的压力。系统利用外控顺序阀和电液换向阀的M型中位机能保压, 由于顺序阀和电液换向阀的密封性不够好, 因此液压缸在悬臂梁重力作用下会缓慢下降, 对斗轮堆取料机工作不利。

二、故障现象

悬臂式斗轮堆取料机, 悬臂梁下降过程中时走时停, 不平稳, 即产生点头现象。设备机械钢构架和俯仰机构液压系统都未改动过, 工作负载也没有明显变化。由于悬臂梁自身较重, 时走时停会使液压系统产生较大冲击。

三、故障原因分析

根据系统原理及俯仰液压系统现场情况分析, 上升过程平稳, 下降过程出现点头现象。可能原因有:

下降时无杆腔背压过大;下降时有杆腔供油不足;同步油缸由于内泄漏不能同步。

1. 无杆腔背压过大的处理

悬臂梁下降无杆腔回油时, 经过平衡阀, 如果此平衡阀的阀芯运动不灵活, 会引起回油时油液时断时续地通过平衡阀, 从而引起回油背压过高, 造成悬臂梁下降时点头。处理时, 只要将此平衡阀清洗干净即可。

2. 有杆腔供油不足

单向调速阀如果通流截面积调得过小, 活塞下降时有杆腔则供油不足, 引起压力降低, 使回油路平衡阀时开时闭, 从而引起点头。处理时, 重新调好调速阀的通流截面即可。

3. 同步油缸不同步

由于内泄造成同步油缸不同步, 悬臂梁下降时会出现一定摆动或偏斜, 摆动过程中会产生机械卡阻, 引起点头现象发生。这种情况会在两同步油缸有一个内泄很严重的情况下出现, 处理时, 应该检查油缸是否有内泄, 如有则修复或更换油缸。从检修的角度来看, 检查更换油缸不易, 应先排除较易检查的, 有疑问的液压元件故障, 然后再考虑是否是油缸内泄引起的问题。

四、系统设计及安装缺陷

1. 系统设计缺陷

在悬臂式斗轮推取料机俯仰液压系统中, 由于液压缸上下腔回油时两个外控顺序阀的外控口分别接在对方的油路上, 液压缸下降时, 液压油进入液压缸上腔而使压力升高将回油路上的顺序阀打开, 又由于液压缸背压低, 且液压缸受负载作用, 导致液压缸内活塞快速下冲, 液压缸下腔油液大量流回油箱, 上腔来不及供油, 压力突然降低, 使回油路上的顺序阀关闭, 会造成液压缸瞬间停止。待系统经过短暂恢复后油缸又开始运动, 这样一来, 液压缸在下降过程中就时走时停, 即出现点头现象。

2. 系统安装缺陷

经现场考察, 采用刚性同步连接两同步缸的油管安装时未严格按要求对称分布, 这种不对称的安装, 会造成两同步缸工作时压力不等。对于有同步要求的液压回路, 在没有其他措施的情况下, 应保证两同步缸接到油路的管长尽量相等。因为液压油流经管路时有沿程压力损失, 这个损失的大小与管长有直接关系。另外, 每经过一个弯头, 都会有一个较大的局部压力损失, 这些都会使两缸的压力不一致, 进而引起同步油缸不能完全同步升降。

五、结束语

堆取料机悬臂梁的振动特性分析 篇4

1 堆取料机概述

堆取料机是我国应用最为广泛的一种原料装卸机械设备, 其有着操作便捷、高效的特点。随着堆取料机的发展, 其在矿业、电力行业以及交通行业等领域的原料装卸中也逐渐应用起来。

根据结构以及适用性可以将堆取料机进行如下划分: ( 1) 是适用于条形料场的悬臂式斗轮堆取料机, 其具备旋转以及自主移动等功能; ( 2) 适用于矩形料场的门式斗轮堆取料机, 其有着大跨度双梁结构; ( 3) 适用于圆形料场的悬臂式堆取料机和桥式堆取料机, 其中悬臂式堆取料机出现的时间最早。

2 堆取料机悬臂梁振动问题探讨

在日常生活中, 机械振动是客观存在的物理现象, 例如机床振动、桥梁振动、大运动柔性梁负荷振动等等。系统中的振动不仅会影响机器的正常运转, 同时会造成噪声污染。随着机械设备自动化、大型化的发展, 振动问题的研究至关重要, 解决振动问题对于优化产品结构、延长设备使用寿命、提升设备工作的可靠性有着积极的意义。

在堆取料机设计、生产等过程中, 解决其振动问题是十分必要的。可以通过材料力学理论和结构力学理论来实现对堆取料机悬臂梁振动的测试和计算, 建立力学模型, 将悬臂梁承受荷载分布在悬臂梁之上[1]。只有计算出堆取料机悬臂梁最大受力点的受力值, 同时保证计算值在任何情况下悬臂梁都不会受到损坏, 才能够保证堆取料机生产过程中的稳定性和安全性。实际设计过程中, 由于系统形成过程中对参数的选择问题, 使得悬臂梁梁体结构与设计结构有着较大的差异性。

对于堆取料机悬臂梁来说, 其振动的振源有很多, 例如胶带机驱动装置振动、液压系统振动、托辊振动、滚动振动以及胶带振动等等, 这些振动产生的原因不尽相同, 根据现场实际生产经验和相关理论分析来研究解决振动问题的可行性办法至关重要, 能够有效降低堆取料机悬臂梁的振动。

3 悬臂梁振动相关计算

上文中提到, 对于堆取料机悬臂梁计算来说, 传统的计算方法是根据结构力学理论和材料力学理论来建立悬臂梁结构的静态力学模型, 在悬臂梁上以均布或集中的方式施加荷载, 这种计算方式只能够计算出在悬臂梁结构某一点的最大应力值, 同时计算出的最大应力值相对保守, 精确性不足, 与实际最大应力值有着较大的偏差, 这就会影响悬臂梁系统其他参数的选取。

随着计算机技术和信息技术的发展和进步, 有限元分析法在悬臂梁应力值计算中的应用越来越广泛, 分析不同工况下悬臂梁的受力状态, 得到应力分布图, 根据应力分布图来判断悬臂梁设计方案的可行性。这是堆取料机悬臂梁振动计算的重大进步, 就目前来看, 主要以静力学来进行有限元分析, 需要注意的是, 有限元方法对悬臂梁振动的分析也不能得到其实际的受力情况, 在计算的过程中往往没有考虑各个部件振动的影响[2]。通过数值法和解析法能够计算出堆取料机悬臂梁自由振动函数, 但悬臂梁系统中存在着几何非线性因素, 这些因素不可忽略, 因此这种方法只能够将悬臂梁振动可靠性保持在一定范围之内。

3. 1 技术参数和相关载荷

技术参数是堆料机设计过程中的重要依据之一, 同时悬臂梁技术参数应当满足相关现场堆料作业要求, 一般来说, 堆取料机主要的技术参数包括悬臂长度、悬臂胶带机带速和带宽以及无聊的密度等。

在进行有限元分析的过程中, 需要对悬臂梁进行加载来分析不同的受力情况, 将胶带机上物料、悬臂梁上走台栏杆、托辊以及胶带重量作为均匀荷载, 将传动滚筒、配种以及驱动装置等作为集中荷载。以某项目堆取料机为例, 其悬臂梁荷载如表1 所示:

在确定堆取料机悬臂梁技术参数以及荷载之后, 应当应用ANSYS等软件对悬臂梁进行应力分析, 分析不同工况下悬臂梁的受力状态, 得到应力分布图, 根据应力分布图来判断悬臂梁设计方案的可行性。

3. 2 固有频率分析

通过有限元方法对悬臂梁结构进行模态分析, 能够有效确定堆取料机悬臂梁的振动特性, 即确定悬臂梁结构的固有频率和振型, 固有频率和振型是悬臂梁结构受到动态荷载作用下的重要参数, 在应用相关软件对悬臂梁结构进行模态分析的过程中, 需要注意保证计算结果的精确度[3]。对于悬臂梁结构来说, 其主要为钢结构, 由不同类型、不同厚度的钢板经过焊接之后得到, 因此在有限元模型建立的过程中应当应用适用于离散类薄板和薄壳的板壳单元, 在计算分析的过程中, 为了提升悬臂梁计算结果的精确度, 可以适当增加网格密度。不同单元需要给出不同的参数: 对于板壳单元来说, 其应当给出板厚度这一参数, 对于杆单元来说, 其需要给出单元截面面积这一参数, 对于梁单元来说, 其需要给出单元截面积以及截面惯性矩两个参数。

在悬臂梁结构建模的过程中, 不同结构部件的建模方法有着一定的差异性, 以某企业大地项目堆取料机优化项目为例, 对于不同厚度的钢板来说, 其采用SHELL63 板壳单元进行建模, 对于不同型号型钢来说, 其采用BEAM189 梁单元进行建模, 对于液压缸来说, 其采用LINK8杆单元进行建模[4]。以ANSYS软件为基础, 采用X - Y平面建模方法, 坐标原点为悬臂梁上底面中心, 对悬臂梁各角点坐标值进行计算, 确定关键点, 之后建立线、面、体, 在建模自后, 以质量单元的形式加载荷载, 通过软件自动计算, 经过分析得到其具体的频率值。通过频率值的计算结果来分析其振型、振动情况。

4 发展趋势展望

随着科技的进步, 堆取料机的设计水准和制造水准逐渐提升, 中国本土制造生产的堆取料机逐渐受到全世界的关注。二十世纪末, 我国水泥生产相对落后, 每年产量只有1000 吨, 为了适应小产量要求, 制造的都是体型较小的堆取料机, 而随着水泥产业的发展, 各种大型的堆取料机被研发出来, 并在电力行业、码头行业、矿业等各个领域中得到了广泛的应用[5]。而新出现的圆形顶堆侧取式堆取料机更一起节能环保、占地面积小、运输量大等特点而备受市场认同。

5 结论

综上所述, 本文从堆取料机概述入手, 分析了堆取料机悬臂梁的振动问题, 并以计算机技术为基础, 提出了有限元分析和频率分析结合的堆取料机悬臂梁振动计算, 以此来实现其振动特性的分析, 为堆取料机悬臂梁的优化设计实践提供参考, 以期延长堆取料机寿命, 提升堆取料机工作效率和工作的稳定性、安全性。

参考文献

[1]李慧芳, 赵建文.臂式斗轮堆取料机回转型式选型及配重计算程序[J].冶金丛刊, 2015 (01) :34-37.

[2]郭立强.试析堆取料机悬臂梁的振动特性[J].中国高新技术企业, 2015 (30) :69-70.

[3]王素艳.矿用堆料机悬臂振动的分析研究[J].机械设计与制造, 2012 (04) :143-145.

[4]王丹.堆取料机悬臂梁的振动特性[D].清华大学, 2013.

取料机悬臂铰点结构改进 篇5

黄骅港一期取料机已运行12年, 经过长期超负荷运转, 该机悬臂尾部铰点关节轴承异响严重, 引起的振动对取料机整机造成冲击。经分析, 俯仰过程中的异响和振动主要来自臂架俯仰铰点处轴承。该取料机臂架铰点装置设计为间隙配合, 以方便现场安装调试, 通过在轴上安装定位套来防止关节轴承内圈与销轴之间发生相对转动。关节轴承为SKF的GE340TA-2RS非自润滑轴承, 需人工定期对其加油保养。通过查看SKF轴承使用维护资料及与专业人员交流了解, 这种承受重负荷的关节轴承一般选用H7k6配合, 这样轴承内圈和轴销之间不发生转动, 而该取料机设计选用了H7b9, 最小间隙54mm, 最大间隙72mm。轴承在重负荷作用下润滑脂难以进入关节轴承内外圈承载面形成油膜, 轴承球面在无润滑情况下工作研磨, 使轴销和轴承内圈发生了相对转动发出异响, 最终轴承严重磨损而损坏。原铰点结构如图1所示, 更换关节轴承时需要顶出销轴, 轴承在中间轴承座孔内, 两侧有臂架耳板, 由于关节轴承外径比较大, 不能由臂架耳板上面的轴孔取出, 需将臂架抬高或将一侧耳板割开, 进行轴承更换。抬高臂架需要拆除臂架大小拉杆, 增加工作量和危险性。

2. 改进措施

堆料机悬臂的静力分析 篇6

侧式悬臂堆料机主要用于水泥建材、煤炭、电力、冶金、化工等工业行业, 可以对石灰石, 煤, 铁矿石、辅料等进行预均化处理, 可以根据需要设定堆料方式, 与取料机配合使用后可以大幅提高散料的均化效果, 保证原料的稳定性, 是散料储存及均化的必备设备。悬臂承载着用来输送物料的整个胶带机机构, 其受力状态随着堆料机的作业工况的改变而时刻变化着。本文对DB200/16.5侧式悬臂堆料机的悬臂进行静力学分析, 对其进行强度、刚度及稳定性计算。

2侧式悬臂堆料机基本构造及工作过程

2.1堆料机结构主要分如下几部分:

(1) 悬臂部分;

(2) 导料槽;

(3) 胶带机;

(4) 来料车;

(5) 行走机构;

(6) 液压系统;

(7) 轨道部分;

(8) 电缆坑;

(9) 照明系统;

(10) 检测系统;

(11) 电缆布线系统等组成。

2.2来料车将地面皮带上的物料通过导料槽转送至悬臂胶带机, 悬臂胶带机将物料运送到头部卸料滚筒处, 利用挡料板调节落料点位置, 在行走机构的行走及俯仰机构的变幅动作下, 完成物料的定点式堆料或往复式的人字形堆料。

3悬臂的结构

悬臂架由两个变截面的工字型梁构成。横向用钢板和角钢连接成整体。工字型梁采用钢板焊接成型。因运输限制, 臂架分段制造、现场焊接成整体。悬臂架上面安有胶带输送机, 胶带机随臂架可上仰下俯。悬臂尾部设有配重箱, 箱内装有混凝土配重块。

悬臂两侧设有走台, 走台上铺设钢格板, 一直通到悬臂的前端, 以备检修、巡视胶带机。悬臂下部设有两处支撑铰点。一处是与行走机构的三角形门架上部铰接, 使臂架可绕铰点在平面内回转;另一处是通过球铰与液压缸的活塞杆端铰接, 随着活塞杆在油缸中伸缩, 实现臂架变幅运动。液压缸尾部通过球铰铰接在三角形门架的下部。如图1所示。

4悬臂的静力学分析

本设备中悬臂的工作范围为上仰6°、下俯8°, 本文取 (1) 工作风压满载下俯8°, (2) 工作风压满载水平, (3) 工作风压空载上仰6°, (4) 非工作风压空载水平四种工况进行分析。本文采用普通应力分析法进行构件设计, 结构材料的许用应力及载荷工况依照JB/T8849-2005移动式散料连续搬运设备钢结构设计规范, 且悬臂在俯仰过程中速度很低, 不考虑惯性力的作用, 行走机构速度也较低, 不考虑冲击系数的影响。

由于悬臂结构主截面全部由钢板组焊而成, 所以模型采用板单元模拟, 横连角钢类似于空间桁架结构, 采用杆单元模拟误差不大, 并且可以提高计算效率, 节省计算成本。整体悬臂建模结束后, 施加约束条件, 臂架与液压缸、行走机构门架均为铰接。非工作风压下地面锚定装置与悬臂为铰接, 液压缸采用杆单元模拟, 板单元大小采用50mm, 计算模型如图2所示。

(1) 工作风压满载下俯8°。

边界条件施加结束后, 应力云图如图3所示。

此工况下载荷组合为Ⅱ, 由图3可以看出板单元的冯氏应力值最大为78MPa<[σ]=180MPa (此处板厚16mm, 材质Q235-B) , 出现在液压缸铰点附近板厚变化处, 强度满足要求, 悬臂最大总变形量是42mm, 许用挠度取L/350=16500/350=47mm, 整体刚度满足要求。

稳定性的验算包括悬臂的整体稳定性验算和局部稳定性验算, 为了简化计算过程, 提高计算效率, 下面运用电算和手算结合的方式进行分析:首先用软件做线性屈曲分析, 求出一阶特征值, 初步判断线性屈曲时的临界应力的大致范围, 再由一阶模态结果分析出结构失稳时是整体屈曲行为先发生还是局部屈曲行为先发生, 若为后者, 则确定出屈曲的板件为哪一块板件, 然后在利用电算的应力结果, 手算该板件的稳定性是否通过。若为前者, 则手算整体稳定性是否通过。现对此工况进行线性屈曲分析, 得到一阶特征值为5.8, 局部屈曲, 板件为靠近油缸支点处的腹板, 位置和形态如图4所示, 屈曲形态为波浪形, 应力几乎成上下对称性分布, 由此可以判定出该板件主要是由弯曲应力引起的局部屈曲, 由于剪切应力及局部压应力不大, 为了简化计算局部压应力和剪应力对板件屈曲的影响可以暂不考虑, 待计算结束后用通过适当增大系数的方法进行补偿。现将该板件提出单独进行稳定性计算, 计算简图如图5所示。

该板件最大的应力值为±60MPa, 参照板件稳定性理论, 临界应力按下式计算:σk=K (δ/h0) 2×103MPa, 其中系数K取值与腹板的固定情况和正应力分布情况有关, 参考相关资料, 翼缘板对腹板起弹性固定作用, K≈6300, 板厚δ=8mm, 腹板高度h0=1168mm, 带入公式得出临界应力σk=295MPa, 考虑到腹板受剪应力及局部压应力作用, 将临界应力降低10%, 临界应力取295×0.9=2 6 8 M P a, 稳定性安全系数达到了268/60=4.5, 再由于268MPa已然超过了材料的许用应力180MPa, 所以屈曲的发生是在强度失效之后, 无须考虑屈曲状态。综上所述可以得出, 悬臂主截面的控制因素为整体刚度要求。板件的验算全部通过。下面对杆件进行分析计算。

本结构中的杆件全部布置在受压翼缘板一侧, 与横隔板联合作用提高了悬臂的抗侧弯屈曲能力和抗扭转能力, 从而提高了悬臂整体稳定性。通过杆件的应力云图可知最大受力为-30MPa, 即此杆为轴心受压杆。悬臂中的杆件全部采用等边角钢∠50×50×5, 几何长度2220mm, 截面积480mm2, 毛截面的最小回转半径r=9.8 mm, 考虑到角钢的单边焊接造成的偏心影响, 将许用应力[σ]=180MPa降低15%, 取值153MPa, 强度计算通过。杆件的刚度由长细比λ衡量, 由于此结构中的杆系均为支撑类杆, 参照起重机设计规范和钢结构设计规范将许用长细比[λ]取值200。λ=μL/r=2220/9.8=226>[λ] (其中杆件视为两端铰接, 长度系数μ=1.0) , 刚度未通过。杆件的稳定性按σ=N/ (φA) <[σ]=153MPa判定, 查钢结构设计规范可知角钢∠50×50×5在长细比λ=226时的φ=0.149, 代入公式σ=30/0.149=201>[σ], 稳定性未通过。以上针对1) 工况 (工作风压满载下俯8°) , 全部验算完毕。

(2) 针对剩余三种工况, 将有限元模型进行旋转, 定义好边界条件后, 按照上面的步骤和方法进行计算, 计算结果按照杆件和板件进行分类, 分别汇总于表1、表2中。

由以上数据看出, 四种工况中整体刚度均满足要求, 板件强度除工况4) 情况需说明外, 其余均满足要求, 但考虑到工况4) 为非工作状态, 应力达到四种工况中的最高值86MPa, 且此载荷工况属于Ⅲ类载荷, 板件许用应力取200MPa, 杆件许用应力取170MPa, 强度、局部稳定性全部通过。杆件的受力最大工况是工况4) , 强度计算通过, 刚度和稳定性未通过, 工况4) 计算通过, 则前三种工况自然通过。现将角钢∠50×50×5全部换成角钢∠75×75×5, 计算后强度应力值σmax=27MPa, λ=148, 稳定性应力值σmax=130MPa, 全部通过。

结语

(1) 此侧式悬臂堆料机的悬臂的主截面由整体刚度控制。

(2) 工况4) 非工作风压下水平状态下的板件应力及杆件应力达到峰值。

(3) 利用FEMAP的强大分析能力结合传统手算, 可以大大提高计算效率, 保证了计算结果精度。

(4) 为其他类似的悬臂式堆料机的悬臂结构的设计计算提供了参考依据。

摘要:侧式悬臂堆料机是散料堆放的理想设备, 可以采用定点堆料方式或人字法堆料方式将物料堆积成长形料堆, 以达到物料的均化和贮存的目的。本文利用有限元分析软件并结合手算对DB200/16.5侧式悬臂堆料机的悬臂进行静力学计算, 对其典型的几种工况进行分析, 验算了其强度, 刚度及稳定性。

关键词:悬臂,应力,屈曲

参考文献

[1]成大先, 等.机械设计手册第四版第5卷[M].北京:化学工业出版社, 2006.

[2]徐克晋.金属结构[M].北京:机械工业出版社, 1982.

[3]JB/T8849-2005, 移动式散料连续搬运设备钢结构设计规范[S].

上一篇:思想政治教育目标下一篇:文字是一朵云