安曉衛(wèi)，劉 秦

(沈陽(yáng)理工大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，遼寧 沈陽(yáng) 110159)

輸送機(jī)驅(qū)動(dòng)裝置機(jī)架的動(dòng)力學(xué)分析與改進(jìn)

安曉衛(wèi)，劉 秦

(沈陽(yáng)理工大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，遼寧 沈陽(yáng) 110159)

采用參數(shù)化建模方法建立帶式輸送機(jī)驅(qū)動(dòng)裝置機(jī)架的有限元模型，對(duì)機(jī)架進(jìn)行固有特性計(jì)算及強(qiáng)迫振動(dòng)分析，計(jì)算出機(jī)架在工作時(shí)的振幅，通過(guò)對(duì)振幅曲線的分析，確定液力耦合器與機(jī)架的連接處為振動(dòng)過(guò)大的位置，據(jù)此對(duì)機(jī)架結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計(jì)。

機(jī)架；有限元；動(dòng)力學(xué)仿真；結(jié)構(gòu)改進(jìn)

在帶式輸送機(jī)驅(qū)動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)過(guò)程中，機(jī)架的設(shè)計(jì)仍采用靜態(tài)計(jì)算和經(jīng)驗(yàn)選用相結(jié)合的方式，在前期設(shè)計(jì)階段由于缺乏試驗(yàn)?zāi)Ｐ?，因此不能取得足夠的?shí)際經(jīng)驗(yàn)以避免設(shè)計(jì)中潛在的缺陷，有關(guān)缺陷往往只在帶式輸送機(jī)投入使用一段時(shí)間后才能暴露出來(lái)。機(jī)架的一些問(wèn)題直接影響驅(qū)動(dòng)裝置的穩(wěn)定運(yùn)行，甚至是安全問(wèn)題，所以產(chǎn)品往往不得不返回到構(gòu)造設(shè)計(jì)階段以進(jìn)行必要的修改，這樣的設(shè)計(jì)過(guò)程效率低，費(fèi)用高。文獻(xiàn)[1]對(duì)某上機(jī)架進(jìn)行了結(jié)構(gòu)分析，確定了上機(jī)架的最大應(yīng)力、變形值及位置,對(duì)其結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)進(jìn)行分析，在保證振動(dòng)和力學(xué)性能的條件下，通過(guò)合理的尺寸優(yōu)化降低了機(jī)架的重量。文獻(xiàn)[2]對(duì)電機(jī)機(jī)架進(jìn)行了模態(tài)分析和諧響應(yīng)分析，直觀顯示了機(jī)架在電機(jī)運(yùn)行時(shí)的工作狀態(tài)，通過(guò)對(duì)機(jī)架結(jié)構(gòu)尺寸的優(yōu)化來(lái)減少材料成本。

某大型帶式輸送機(jī)在啟動(dòng)過(guò)程中，其振動(dòng)幅度大于安全工作范圍的一倍，本文用有限元方法對(duì)該機(jī)架進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析，確定機(jī)架振動(dòng)過(guò)大的位置；在此基礎(chǔ)之上，對(duì)機(jī)架結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計(jì)。

1 驅(qū)動(dòng)裝置機(jī)架的有限元模型

驅(qū)動(dòng)裝置機(jī)架結(jié)構(gòu)長(zhǎng)4335mm，寬1030mm，高600mm；結(jié)構(gòu)主要由側(cè)板、上下橫板、吊耳、角鋼和擋板組成；材料為Q235。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，機(jī)械結(jié)構(gòu)阻尼通常很小，故取模態(tài)阻尼。

整個(gè)機(jī)架的側(cè)板和上下橫板是主要承重件，由于這些部件的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)采用板單元進(jìn)行模擬(如圖1所示)，應(yīng)用有限元的變厚度板進(jìn)行處理。減速器、電機(jī)、液力耦合器、制動(dòng)器與機(jī)架為螺栓連接；機(jī)架的角鋼、鉚釘、吊耳和工藝小孔等對(duì)整個(gè)機(jī)架結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度和剛度影響很小，因此在建模時(shí)將這些忽略不計(jì)。由于電機(jī)、減速器等設(shè)備的剛度比機(jī)架大得多，故用集中質(zhì)量單元模擬電機(jī)、液力耦合器、制動(dòng)器和減速器。將質(zhì)量單元作為主節(jié)點(diǎn)，機(jī)架螺栓處的節(jié)點(diǎn)為從屬節(jié)點(diǎn)，將主節(jié)點(diǎn)與從屬節(jié)點(diǎn)之間建立剛性連接(如圖2所示)，通過(guò)剛性耦合的方法將電機(jī)和耦合器產(chǎn)生的激勵(lì)傳遞到機(jī)上[3]。由于實(shí)際機(jī)架和地面用普通螺栓連接，所以機(jī)架底面完全固定。

圖1 驅(qū)動(dòng)裝置機(jī)架的有限元模型

圖2 耦合器支座處的剛性連接

2 機(jī)架的固有特性分析

分別計(jì)算出機(jī)架結(jié)構(gòu)的前10階固有頻率和振型，第1階至第10階固有頻率和振動(dòng)形態(tài)如表1所示。機(jī)架第一階固有頻率為59.9Hz，而電機(jī)激勵(lì)頻率為26Hz，頻率相差2.3倍，因而機(jī)架工作穩(wěn)定，不會(huì)發(fā)生共振。1～5階的振型如圖3～6所示。

表1 機(jī)架固有頻率 Hz

圖3 第1階振型

圖4 第2階振型

圖5 第3階振型

圖6 第4階振型

3 機(jī)架強(qiáng)迫振動(dòng)分析

3.1 激振力的計(jì)算

由于電機(jī)的轉(zhuǎn)子和液力耦合器的旋轉(zhuǎn)件在加工或裝配時(shí)會(huì)產(chǎn)生不可避免的誤差，高速轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)就會(huì)產(chǎn)生在Y和Z方向的偏心，在各個(gè)瞬時(shí)位置上，這兩個(gè)偏心會(huì)產(chǎn)生離心力，使其在運(yùn)行時(shí)產(chǎn)生扭振，開(kāi)機(jī)時(shí)產(chǎn)生的振動(dòng)更大。

電機(jī)轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速n=1485r/min，旋轉(zhuǎn)角速度

(1)

在0～2秒內(nèi)電機(jī)由0r/min到1485r/min；液力耦合器在2秒時(shí)開(kāi)始啟動(dòng)(此時(shí)電機(jī)已達(dá)到額定轉(zhuǎn)速)，8秒之后液力耦合器達(dá)到1485r/min，此時(shí)電機(jī)和液力耦合器轉(zhuǎn)速同步。調(diào)用Matlab/Simulink中的Simpower Systems各相關(guān)環(huán)節(jié)模塊，將其連接起來(lái)，可得到三相異步電動(dòng)機(jī)的仿真模型[5]，如圖7所示。

圖7 電機(jī)仿真模型

圖8為電機(jī)的啟動(dòng)曲線。從圖8中可以看出，在0～2秒時(shí)電機(jī)轉(zhuǎn)速和時(shí)間的曲線接近線性，所以按線性函數(shù)處理，在2秒之后曲線呈水平。電轉(zhuǎn)速與時(shí)間的函數(shù)方程為

圖8 電機(jī)啟動(dòng)曲線

液力耦合器的轉(zhuǎn)速和時(shí)間的關(guān)系按照線性來(lái)施加，轉(zhuǎn)速與時(shí)間的函數(shù)方程為

機(jī)架的載荷施加情況如表2所示。

3.2 結(jié)果分析

機(jī)架與電機(jī)、耦合器的螺栓連結(jié)處的節(jié)點(diǎn)位移隨時(shí)間變化曲線分別如圖9和10所示。

表2 機(jī)架的載荷

圖9 電機(jī)與機(jī)架螺栓連接處的位移隨時(shí)間變化曲線

圖10 耦合器與機(jī)架螺栓連接點(diǎn)處的位移隨時(shí)間變化曲線

計(jì)算時(shí)考慮電機(jī)和耦合器的自重會(huì)改變結(jié)構(gòu)的靜平衡位置，但不會(huì)影響機(jī)架在靜平衡位置附近作振動(dòng)的規(guī)律，故圖9和圖10的位移曲線分別向下偏移了0.015mm和 0.11mm。

由圖9可見(jiàn)，在電機(jī)旋轉(zhuǎn)不平衡力的作用下，機(jī)架與電機(jī)的螺栓連結(jié)點(diǎn)在前3秒作瞬態(tài)振動(dòng)，在2秒時(shí)該處有最大位移，位移為0.035mm。由于阻尼的存在，瞬態(tài)振動(dòng)的持續(xù)時(shí)間很短，大約在3秒之后振動(dòng)表現(xiàn)為穩(wěn)態(tài)振動(dòng)，其位移為0.026mm。根據(jù)實(shí)際工作要求，電動(dòng)機(jī)架處位移不能超過(guò)0.07mm，可見(jiàn)此部分機(jī)架結(jié)構(gòu)的位移滿足實(shí)際要求。

由圖10可知，耦合器2秒之前尚未啟動(dòng)，2秒之后才開(kāi)始工作。機(jī)架與耦合器的螺栓連結(jié)點(diǎn)在前8秒作瞬態(tài)振動(dòng)，在8秒時(shí)該點(diǎn)的位移有最大值，其位移值為0.22mm。根據(jù)工程設(shè)計(jì)要求，液力耦合器與機(jī)架連接處的位移不能超過(guò)實(shí)際工作要求(0.15mm)，所以耦合器在機(jī)架螺栓處位移不滿足實(shí)際要求。

圖11為2秒時(shí)機(jī)架結(jié)構(gòu)振動(dòng)位移云圖，此時(shí)機(jī)架的最大位移在耦合器作用處，為0.13mm。

圖11 2秒時(shí)機(jī)架結(jié)構(gòu)振動(dòng)位移云圖

圖12為8秒時(shí)機(jī)架結(jié)構(gòu)振動(dòng)位移云圖，此時(shí)有位移最大值0.22mm，也在耦合器作用處，最大位移位置與圖11所示一致，說(shuō)明此處機(jī)架剛度不足，需對(duì)機(jī)架結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)。

圖12 8秒時(shí)機(jī)架結(jié)構(gòu)振動(dòng)位移云圖

4 機(jī)架的結(jié)構(gòu)改進(jìn)

由于機(jī)架與液力耦合器連接的螺栓處在工作時(shí)位移不滿足實(shí)際要求，所以對(duì)其進(jìn)行改進(jìn)。設(shè)計(jì)中應(yīng)使受力直接導(dǎo)入到主承載結(jié)構(gòu)上，采用直接支撐肋的方法可大幅度提高板的剛度，提高板承受彎曲的能力[6]。故在機(jī)架與液力耦合器連接剛度最小處加一肋板，肋的厚度為12mm，高度為406mm，長(zhǎng)度為1030mm，如圖13所示。

圖13 肋板位置

為檢查改進(jìn)的效果，對(duì)改進(jìn)后機(jī)架再次進(jìn)行強(qiáng)迫振動(dòng)分析計(jì)算。如圖14所示，8秒時(shí)液力耦合器與機(jī)架螺栓連接點(diǎn)處的最大位移為0.12mm，其中耦合器自重G耦合器產(chǎn)生的靜態(tài)位移為0.06mm。

圖14 液力耦合器與機(jī)架螺栓連接點(diǎn)處的位移隨時(shí)間變化曲線

圖15是改進(jìn)后8秒時(shí)機(jī)架結(jié)構(gòu)振動(dòng)位移云圖，從圖中看出，耦合器與機(jī)架連接處位移明顯減小，對(duì)比未加肋的耦合器與機(jī)架，最大位移減小55%，滿足工程0.15mm的要求，說(shuō)明改進(jìn)合理。

5 結(jié)論

(1)對(duì)機(jī)架進(jìn)行了固有頻率分析，其第一階固有頻率為59.9Hz，而工作頻率為26Hz，頻率相差2.3倍，說(shuō)明機(jī)架振幅過(guò)大并不是共振引起的。

圖15 改進(jìn)后8秒時(shí)機(jī)架結(jié)構(gòu)振動(dòng)位移云圖

(2)分析機(jī)架在激振力作用下的瞬態(tài)振動(dòng)，得到電機(jī)支座處和液力耦合器支座處的最大位移分別為0.035mm和0.22mm；根據(jù)設(shè)計(jì)規(guī)范，機(jī)架與液力耦合器連接處的位移超過(guò)了允許范圍。

(3)為提高機(jī)架抗彎曲的能力，采用直接支撐肋的方法在機(jī)架與液力耦合器連接剛度最小處加一肋板，則液力耦合器支座處的最大位移減小為0.12mm，小于許用位移0.15mm，滿足工程設(shè)計(jì)要求。

[1]陳遠(yuǎn)偉.大型電機(jī)上機(jī)架結(jié)構(gòu)分析及優(yōu)化設(shè)計(jì)[J].機(jī)電工程技術(shù)，2007，36(9)：29-31.

[2]劉建忠.利用有限元法對(duì)電機(jī)機(jī)座的分析與優(yōu)化[J].防爆電機(jī)，2010，45(3)：20-23.

[3]趙鳳波.香蕉形直線振動(dòng)篩的疲勞分析[J].沈陽(yáng)理工大學(xué)學(xué)報(bào)，2010，29(5)：56-59.

[4]王文斌,林忠欽，嚴(yán)雋琪,等.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2008.

[5]黃文新.籠型異步發(fā)電機(jī)的MATLAB仿真模型[J].中小型電機(jī)，2002，29(1)：1-3.

[6]B.克萊恩.輕量化設(shè)計(jì)-計(jì)算基礎(chǔ)與構(gòu)件優(yōu)化[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2010：11-12，29-31.

(責(zé)任編輯：趙麗琴)

Dynamic Modification of a Vibrating Screen Based on Dynamic Sensitivity Analysis

AN Xiaowei,LIU Qin

(Shenyang Ligong University,Shenyang 110159,China)

A parameterized modeling method is adopted to establish the finite element model of belt conveyor drive frame.First of all,natural features of the rack is calculated.Forced vibration analysis was carried out on the rack,to calculate the amplitude of the rack on the job.By analyzing the amplitude curves,determine the position of frame vibration.On this basis,the design of frame structure is improved.

frame;finite element;dynamics simulation;improved structure

2014-09-19

安曉衛(wèi)(1956—)男，教授，研究方向：機(jī)械振動(dòng)和優(yōu)化.

1003-1251(2015)06-0042-05

TH113.1

A