王 新 韋晶磊

（北方重工集團有限公司輸送設備分公司，遼寧 沈陽 110142）

1 建立有限元模型

外形基本尺寸：滾筒直徑D=1000mm，筒體寬度L=1600mm，與脹套結合處軸直徑為320mm。本文采用三維設計軟件Solidworks，分別對滾筒、接盤、脹套和軸建立基本模型，通過特有的裝配關系把他們裝配到一個新的裝配體中，通過這種方法，得到所需要的力學模型。在建模過程中，我們適當?shù)牟扇『喕胧?。本文在建立滾筒模型時對其簡化方法如下：

（1）略去了滾筒軸的所有倒角。（2）不考慮滾筒包膠與傳動滾筒之間的相互作用，直接將滾筒質量等效到筒殼上。（3）略去次要構件，將軸承座簡化為對軸的約束。（4）由于滾筒為對稱結構，取1/2滾筒建立有限元模型，這樣可以節(jié)省設計時間和費用。做了上述簡化之后導入ANSYS中，建立幾何模型。

2 材料的屬性

在進行有限元分析前，必須輸入滾筒材料的相關屬性，如表（1）所示。

表1 傳動滾筒各零件的材料特性

3 正確劃分模型網(wǎng)格

本文采用自由網(wǎng)格劃分單元，由于焊縫處和滾筒的過渡面處受力分析很重要，因此要多劃分單元，其余大部分采用粗劃單元。

4 邊界條件的界定

由于分析的是雙驅動傳動滾筒，是對稱結構，所以我們只分析滾筒模型的一半即可，對模型的約束應該在對稱面和軸支撐處。本文滾筒選擇調心軸承，由于滾筒軸可以在垂直軸心線的方向上實現(xiàn)一定的轉角，因此對軸承的約束通常選用柱坐標來實現(xiàn)邊界條件的限定。

5 載荷的施加

模擬載荷在有限元分析中非常關鍵。經(jīng)過分析滾筒表面的載荷有兩種，正載荷和切向載荷，正載荷在維包角方向通常符合歐拉公式的變化規(guī)律，因此本文對滾筒表面施加載荷的方法是采用函數(shù)加載。而切向載荷使用同樣的加載方法。除了表面所受載荷以外，傳動滾筒還受來自電機端的扭矩作用。本文把扭矩轉化為集中力的載荷。

6 求解

載荷施加完以后，即可進行有限元求解。本文使用直接求解法求解。

7 計算結果及分析

對傳動滾筒的有限元模型求解完成后，就可以對傳動滾筒的各零件進行分析見，圖1、圖2。

圖1為傳動滾筒應變云圖，從圖中可以看出滾筒的最大變形量為0.159mm，滾筒筒殼的中部是最大的變形位置。由于分析結果中給出的是瞬時的變化情況，在理想情況下，滾筒在軸向的受力是不發(fā)生變化的，而是沿滾筒圓周方向的受力發(fā)生交替變化，滾筒旋轉一次就受力就變化一次，所以滾筒在筒殼中圓周處的變形最大。

對傳動滾筒的剛度分析通常是分析軸的剛度Ymax=0.058mm，而[Y]=1/2500A=0.84mm 式中A——兩軸承的間距，A=2100mm。顯然Ymax<[Y]，滿足剛度要求。

對比滾筒變形前后情況，在外載荷作用下的滾筒，受力處圓弧向里凹，而不受力的圓弧部分向外凸出。傳動滾筒工作的時候這種情況在滾筒旋轉一周內交替發(fā)生，由于筒殼的彎曲變形，使得膠帶受力不均勻，同時焊縫的應力也增加。因此如果打算減少筒殼的變形，需要再筒皮內部焊接筋板，用來增加筒殼的剛度。

圖2是應力分析云圖，從圖中結果顯示傳動滾筒的應力主要集中分布在軸承與接盤之間的軸段、脹套外端面、以及接盤幅板處和筒內壁，最大等效應力分布在軸與軸承接觸內側凸肩處，其值為σvommises=36.9Mpa，根據(jù)機械強度理論，σvommises<[σ]= σ0.2/FOS

式中σvommises：最大米賽斯等效應力；FOS：安全系數(shù)；σ0.2：材料屈服強度，[σ]：材料的許用應力；經(jīng)查詢滾筒軸的σ0.2為650MPa，傳動滾筒的安全系數(shù)通常為3～4，則FOS =650/36.9 >4。所以，本文分析的滾筒強度能夠滿足要求。

通過以上分析，我們得到以下結果：

1 ）對滾筒進行設計時，最好對外裝軸承式滾筒的兩軸承間距取小值，對兩幅板的間距通常取較大的值。

2 ）對接盤的幅板可以設計成變截面形式，即“軟幅板”，這樣就可以控制幅板的剛性，進而減少對軸、脹套和輪轂的沖擊，對滾筒起到一定的緩沖作用。

3 ）焊縫位置：對于接盤與筒皮的設計最好選擇在應力最小處。

結語

本文利用Solidworks軟件對傳動滾筒建立了精確的模型，同時采用ANSYS有限元分析軟件對滾筒零件的強度和剛度進行分析，并繪制了相應的應變云圖和應力云圖。從分析結果中得出傳動滾筒的變形最大值和應力最大值，進而判斷所設計的滾筒是否滿足強度和剛度要求，對今后在傳動滾筒結構的設計和改進方面具有一定意義。

[1]王友海，顏慧軍，胡長勝.大型有限元分析軟件ANSYS的特點[J]，建筑機械，2000.

[2]江洪，魏崢，王洪威.Solidworks二次開發(fā)實例解析[M]，北京：機械工業(yè)出版社，2003：15-19.