帶式輸送機外文翻譯

1、輸送帶的二維動態(tài)特性伊.基.勞德維加克斯，代爾夫特科技大學，荷蘭1概要本文將介紹一種新的皮帶輸送系統(tǒng)的有限元模型。該模型被開發(fā)成能用于模擬皮帶在啟動和停止時的縱向和橫向動態(tài)響應。使項目師能在長距離陸路皮帶輸送系統(tǒng)的設計階段應用該模型，例如，設計適當?shù)钠л斔蜋C曲線檢測元件過早解除皮帶張緊輪。這也能使張緊輪間距和凹槽輪廓的設計最優(yōu)化，以確保無帶運動的共振和確定縱向和橫向帶振動。應用反饋控制技術實現(xiàn)了啟動和停止程序的優(yōu)化設計，因而計算皮帶的動態(tài)特性時可以選擇最理想的皮帶。2導言荷蘭一直以來被認為是一個運輸和轉運行業(yè)在經濟中扮演重要角色的國家。特別是被稱為歐洲的門戶的鹿特丹港口，聲稱擁有世界上最大的

2、海港系統(tǒng)。除了數(shù)量龐大的集裝箱，大量的散裝貨物也都是要通過這個港口的。并非所有這些物品的目的地都是在荷蘭市場，許多要通往其他目的地的貨物轉運點都是在鹿特丹港口。有個很好的例子，典型的散裝貨物的轉運-煤炭和鐵礦石，很大一部分，其目的地是在德國市場。為了處理大量材料不同地方大范圍的轉運，使用了機械運輸機，其中就包括帶式輸送機。長度最長帶式輸送系統(tǒng)架設在相對較小的國家-荷蘭，因為它們是主要用于大量原材料的流動運輸。最長的帶式輸送系統(tǒng)，其長度約為2公里長，它位于鹿特丹港口的一部分-馬斯弗拉克特，它是用來從批發(fā)油庫運輸大量的煤炭到電力站。除了國內的項目項目，越來越多的荷蘭項目顧問參與到國際中來開發(fā)大型陸

3、路皮帶輸送系統(tǒng)。代爾夫特科技大學是荷蘭其中的一個科技大學，而機械項目學院的交通技術系就是研究在開發(fā)這些系統(tǒng)過程中遇到典型的難點。輸送帶與散裝固體物質之間的相互作用性能，帶式輸送機結構以及外界環(huán)境都會影響到該輸送系統(tǒng)其預定要求達到的合適標準。有些相互作用造成了一些令人棘手的現(xiàn)象，因而便開始進入研究這些現(xiàn)象造成的實際問題1。這些問題的分類方法之一是，將其根本原因明顯涉及到帶式輸送機的這些問題分為一類。非平穩(wěn)移動皮帶的瞬態(tài)應力減少和設計皮帶輸送機時規(guī)定空載運作引起的共振，是描述帶式輸送機的兩個最重要的動態(tài)因素2。本文提出了一種能模擬程序啟動和停止時皮帶的縱向和橫向響應以及穩(wěn)定運行時的運動的新的皮帶輸

4、送系統(tǒng)有限元模型。模擬皮帶輸送系統(tǒng)的啟動程序，這超出了本文討論的結果范圍，因此我們將展示一個比較有可行性的模式的例子。3皮帶輸送系統(tǒng)的有限元模型如果用來驅動皮帶輸送系統(tǒng)的總電源，是用德國工業(yè)標準22101來計算設計的，然后帶假設成一個不可拓展的機構。這意味在帶啟動和停止時施加在帶上的壓力，可從牛頓剛體動力學的理論中推導出來。帶最大的延長可以用帶應力計算出來的。這種通過確定皮帶彈性反應的方式被稱為準靜態(tài)設計）的方法。對于小型皮帶輸送系統(tǒng)，這就使得了一個帶的設計和運行狀態(tài)合格。然而，對于長距離皮帶輸送系統(tǒng)，這可能變成一個有缺陷的設計，導致維修費用高，縮短運輸機零件的壽命和眾所周知的工作問題，如：機

5、器的重量牽引位移過大帶的過早崩裂，最主要地引起絞接頭的破損破壞托輥和造成皮帶張緊輪的重大損害使皮帶脫離皮帶張緊輪，這可能導致散裝原材料的溢出造成液壓動力的）驅動系統(tǒng)的損壞和失靈在許多研究人員開發(fā)出的模型中，皮帶的彈性反應是被用來計算以確定這種現(xiàn)象引起的問題。在大多數(shù)模型中，包括皮帶輸送機的有限元模型，也是為了用來計算在皮帶上阻力和壓力的變化。皮帶的全局彈性反應是由所有零件的彈性響應組成。這種有限元模型已經應用在計算機軟件，它可以用在長距離皮帶輸送系統(tǒng)的設計階段。這就是所謂的動態(tài)設計）的方法。模擬結果驗證表明，基于這種帶模型的軟件程序，預測系統(tǒng)）啟動和停止時帶的彈性反應是相當成功，例如見3和4。

6、上述的有限元模型確定的只是皮帶的縱向彈性反應。因此，他們不能準確地確定出：托輥和張緊輪上皮帶的運動動力驅動的狀態(tài)帶的阻力彎曲震動）應力波的演變帶凹陷與應力波的縱向傳播之間的相互作用皮帶和托輥之間的相互作用皮帶穩(wěn)定運動時帶速的影響通過托輥驅動）的皮帶上的動態(tài)應力。皮帶共振的參數(shù)對于提升物品時候或由托輥的偏心率引起的振動和皮帶的橫向位移的相互關系的影響豎直橫向波的發(fā)展由大量散裝材料以及在皮帶橫截面面積的變形所引起的阻力的影響脫離托輥的帶產生的凸.凹曲線皮帶的橫向彈性反應往往是導致長距離皮帶輸送系統(tǒng)故障的原因，因此應當加以考慮。需要有56中提到的特殊模型，才能確定帶的橫向響應，但是要是考慮到特殊因素

7、的橫向）響應，就能更方便地擴展現(xiàn)存的有限元模型。3.1皮帶一個典型的皮帶輸送機結構組成包括驅動滾筒，尾部托輥，一個垂直向上提升的帶輪，一些托輥和一底盤如圖1所示。這個結構為例來說明如何有限元模型的輸送帶被開發(fā)只有帶的縱向彈性響應成為主體。因為驅動滾筒和提升帶輪之間部分皮帶的長度Ls,與皮帶的總長度L相比是可忽略不計的，只要考慮到提升系統(tǒng)中帶輪的質量慣性，這些帶輪可以數(shù)理性地看成為一個帶輪。因為帶從一點到另一點的運動變化中所遇到的阻力,根據當?shù)鼐_維護）的條件和帶式輸送機的結構,沿著帶的長度分布。為了能夠確定帶運動中分布應力的影響,皮帶被劃分為多個不同的有限元素,帶上應力被具體地分配到相對應的元

8、素。如果關心的只是皮帶的縱向彈性反應,由帶輪無力量驅動的運動有滑移的可能）,帶就會這些地方起不了作用。設計的最后一步,該模型可以由兩股帶有驅動特征和張力特性的力量取代帶的驅動系統(tǒng)和張力系統(tǒng)。確切的說，有限元取決于哪些阻力以及在帶和其支撐結構之間的相互作用影響，考慮到這些問題可能與數(shù)學描述皮帶材料的基本特性有關系。根據這一解釋，其要素可以由一個系統(tǒng)塊代表，如圖19所示的是彈簧和阻尼，這樣的系統(tǒng)給出了一個有限元與節(jié)點C和C+1。彈簧K和阻尼H代表帶拉伸的粘彈性狀，G代表皮帶的可變縱向的結構剛度，是由作用在兩個帶輪交錯的橫截面上垂直的力的所產生，V代表皮帶速度取決于阻力的。圖1：五限元綜合模型9。3

9、.1.1非線性梁架<構架）元如果只有帶的縱向變形是主要素，那么梁架元就可用于模型的皮帶彈性反應。梁架元組成部分有如圖2所示的兩個結點，P和Q,四個位移參數(shù)確定部分載體X：xT=upvpuqvq（1>對平面運動的梁架元有三個獨立的剛體運動，因此<這公式）仍然是描述一個變形的參數(shù)。圖2：梁架元的精確位移梁架元軸的長度變化，7：£1=D1(x>=J1o防-dS20d52ds2o(2>DSO是限元未變形的長度，DS是限元變形的長度，g是沿著有限元軸的無量綱長度。圖3：張帶的靜態(tài)凹陷雖然帶呈彎曲狀態(tài)，但梁架元并沒有變形，這可能考慮到帶小數(shù)值凹陷的靜態(tài)影響。靜態(tài)帶凹

10、陷的比率是有定義的<見圖3）：K1=5/1=q1/8T（3>其中q是暴露在外面帶和散裝物料的重量在豎直方向上分布的荷載，1是帶輪間距，而T是帶的張力。，帶凹陷的縱向變形影響取決于7:£s=8/3Ks（4>產生了非線性梁架元總的縱向變形。3.1.2梁架元圖4：節(jié)點的精確位移和旋轉的梁架元。如果帶的橫向位移是主要因素，那么梁架元就可以用來模擬皮帶。同樣對于擁有六個位移參數(shù)的梁架元的平面運動來說，相當于三個獨立的剛體運動。因此就剩下三個變形參數(shù)是：縱向變形參數(shù)£1,兩個彎曲變形參數(shù)£2和£3。圖5:梁架元的彎曲變形的梁架元彎曲變形的參數(shù)可以定

11、義為梁架元的組成載體見圖4）:xT=upvpppuqvqpq(5>和如圖5的變形結構e2p1pq£2=D2（x>=一：21pq（6>£3=D3（x>=1o3.2繞過托輥及帶輪的帶運動當繞過托輥或帶輪的時候，帶運動是受到約束的。為了說明弄清楚）這些制約因素，影響制約因素邊界）的條件都必須添加到用來代模擬帶的有限元中來。這可以通過使用多體動力學進行描述。多體機置動力學的經典描述，建立起由若干約束條件連接起來的剛體或剛性鏈接。在變形）輸送帶的有限元描述里，帶被分離成多個有限元，有限元之間的聯(lián)系是可變形的。有限元是由節(jié)點連接的，因此分配了位移參數(shù)。要確定帶的

12、運動，排除了剛體模型的變形模式。如果一個帶繞過托輥，決定托輥上帶的位置如見圖6）的帶長度為g,被添加到組件矢量，如：式<6），因此產生了7個位移矢量參數(shù)。圖6:由托輥支撐的帶梁架元有兩個獨立的剛體運動，因此依然有五個變形參數(shù)存在。其中已經在3.1中給出了£1,£2和£3，確定了帶的變形。剩下£4和£5，確定帶和托輥之間的相互作用，見圖7。圖7:兩個約束條件的梁架元有限元。這些變形參數(shù)可以假設成無限剛度的彈性。這意味著：£4=D4(x>=(代+u§>e2-rid.e2=0(7>£5=D5(x&

13、gt;=(rg+ug>e1-rid.e1=0如果模擬的是£4>0的時候，那么帶將脫離托輥，而描述帶的有限元上的約束條件也將去除。3.3滾動阻力為了使一種模型能應用于帶式輸送機有限元模型的滾動阻力，已經制定了一種計算滾動阻力的近似公式，8。帶運動中，暴露在帶外面的總滾動阻力的組成部分，這三部分是耗能的主要部分，可以區(qū)分為包括：壓痕滾動阻力，托輥的慣性加速滾動阻力）和軸承滾動阻力軸承阻力）。確定滾動阻力因素的參數(shù)包括直徑和托輥的材料，以及各種帶參數(shù)，如速度，寬度，材料，緊張狀態(tài)，環(huán)境溫度，帶橫向負荷，托輥間距和槽角?？倽L動阻力的因素，可以表示成總滾動阻力和帶垂直負荷之間的比例

14、，定義為：ft=fi+fa+fb(8>Fi是壓痕滾動阻力的系數(shù)，F(xiàn)A是加速阻力系數(shù)，而FB是軸承阻力系數(shù)。這些組成系數(shù)由下面的9確定：Fi=CFznzhnhD-nDVbnvK-nkNTnTfa=fb=Mredd(9>Fzbdt2MfFzbriFZ是帶垂直方向上分布的負載和散裝物料的負載的總和，H是帶的覆蓋厚度，D是托輥的直徑，Vb是帶速，KN是帶負荷的名義百分之比，T是環(huán)境溫度，Mred是托輥的折算質量，B是帶的寬度，U是帶的縱向位移，MF是總的軸承阻力矩和RI是軸承內部半徑。在計算滾動阻力中，皮帶的動力性能及機械性能和皮帶上覆蓋的材料發(fā)揮著重要作用。這使得帶的選擇和帶上覆蓋材料，

15、盡量減少由動力阻力引起的能源消耗。3.4帶驅動系統(tǒng)在穩(wěn)定性的帶運動情況下，為了能夠測定帶式輸送機驅動系統(tǒng)的旋轉組件的影響，這個帶式輸送機的總模型必須是含有驅動系統(tǒng)模型。驅動系統(tǒng)的旋轉元件，就像一個減速箱，參照了3.2節(jié)中所述的約束條件。帶有減速比的減速箱，可以用帶兩個位移參數(shù)的減速元件來代替，口p和口q,像一個剛體的旋轉）運動，因此就剩下一個變形參數(shù)：(10>cred=Dred(x>=ipp+pq=0要確定電式扭矩感應式電機，是否適應所謂的兩軸式電動機。該相電壓的矢量v可從11）獲得：v=Ri+ssGi+Ldi/dt（11在11）式中I是相電流矢量，R是模型的相電阻，c是模型的相電

16、感抗，L是模型的相感系數(shù)而3S是電機轉子的角速度。電磁轉矩等于：Tc=iTGi（12電機模型和驅動系統(tǒng)機械組件是由驅動系統(tǒng)的運動方程聯(lián)系著的Ti=Iijd20j+Cik警Kil0（13dt2dt其中T是扭矩矢量，I是模型的慣量，C是模型的阻尼，K是矩陣剛度和0是電機旋轉軸的角速度。模擬啟動或停止程序控制反饋的程序可以添加到帶式驅動系統(tǒng)模型中，用來控制驅動扭矩。3.5運動方程整個帶式輸送機模型的運動方程可以得出潛在功率的原則，7：fk-Mkldx1/dt2=alDik（14>其中F是阻力矢量，M是模型的質量而。是拉格朗日乘數(shù)的矢量，可能解釋為雙重壓力矢量to張力矢量£。為了解決帶

17、有X這一組方程，方程一體化是必要的。但是一體化的結果，必須確保滿足約束條件。如果（8>式中應變?yōu)榱悖敲幢仨毤m正一體化結果，如見7?？梢允褂媚Ｐ偷姆答佭x擇，例如限制提升物質垂直方向上的運動。這種違逆動力學的問題可以用下面公式表示。鑒于帶模型及其驅動系統(tǒng)的提升運動眾所周知，根據系統(tǒng)自由度和它的比例<速度）可以確定其他元件的運動。它超出了本文所討論關于此項的所有細節(jié)范圍。3.6實例為了在長距離帶式輸送機系統(tǒng)設計階段能夠正確設計，應用了有限元法。例如帶強度的選擇，可以減少的盡量減少，使用模型模擬的結果確定傳送帶的最大張力。以有限元模型的功能作為例子，應該考慮到在兩個托輥位置范圍之間穩(wěn)定移

18、動帶的橫向振動。在運輸機的設計階段這必須被確定，才得以確保空帶的共振。對于皮帶輸送機的設計來說，托輥和移動帶間相互作用影響是很重要的。托輥的及帶輪的幾何不完善性，導致帶脫離托輥和帶輪能支撐的位置，在帶和支撐帶輪之間產生一種橫向振動。這對帶施加了一部分的交互軸向應力。如果這部分力是比皮帶的預應力小，那么帶將在它的固有頻率中振動，否則帶將被迫振動。皮帶是會受迫振動的，例如受托輥的偏心率影響。在輸送帶返程中，這種振動特別值得注意。因為受迫振動的頻率取決于帶輪和托輥的角速度，因此對于帶的速度，確定在帶輪和托輥之間，帶在自然頻率狀況下，橫向振動中帶速影響，這個是很重要的。如果受迫振動的頻率接近于皮帶橫向

19、振動的固有頻率，將發(fā)生共振現(xiàn)象。有限元模型的模擬結果可用于確定穩(wěn)定移動的帶的橫向振動頻率范圍。該頻率是利用快速傅立葉技術從時域范圍到頻域范圍，帶橫向位移變換后得到的結果。除了使用有限元模型外也可以運用近似分析法。皮帶可以模擬成一個預應力梁。如果皮帶的彎曲硬度可以被忽略，橫向位移比托輥間距還小，Ks<<1,并且?guī)г黾拥拈L度相對于橫向位移的原始長度來說是微不足道，帶的橫向振動可近似為下列線性微分方程，如見圖15：d2V=（用-C2b>dXV-2VbdXdt（15>dt2dx2dxdt其中V是皮帶的橫向位移和C2是橫向波的波速度，由<16）式定義：c2=7g1/8Ks（

20、16>首先，圖5中帶的橫向固有頻率范圍可從公式<16）獲得，如果假定v（O,t>=v（l,t>=0：fb=十心2（1-B2>（17>B是無量綱的速比，由<18）式確定：B=Vb/c2（18>FB是不同帶的各自獨立的頻率范圍，因為輸送帶長度方向上帶張力變化。托輥的受迫振動頻率，使托輥產生了一個偏心率等于：fi=Vb/nD（19>其中D是托輥的直徑。為了設計一個在托輥間距中無支撐的共振，這受到以下條件限制：L農器（1衣>（20>由線性微分方程<16）所取得的成果不過是只適用于小數(shù)值的速比B。對于大數(shù)值的速比B來說，如高速運輸機

21、或低的帶張力，在<16）式中所有非線性條件就顯得重要的。因此，數(shù)值模擬的運用，有限元模型的開發(fā)，都是為了確定帶橫向振動線性和非線性頻率之間的比例范圍。這些關系已被確定適合不同的數(shù)值的B例如說一個功能凹陷的比率Ks。使用快速傅里葉技術將橫向位移結果的轉化為頻譜。從這些頻譜中獲得的頻率與公式<18）獲得的頻率相比，其產生了圖8所顯示的曲線。從這一數(shù)字可見，對小于0.3的B來說，計算誤差很小。對于大數(shù)值的B來說，運用線性近似值法產生的計算誤差達到10以上。運用了皮帶采用非線性梁架元的有限元模型，因此可以準確地確定大數(shù)值B的橫向振動。對于小數(shù)值B的橫向振動的頻率也可以用公式<18）準

22、確地預測。然而，它不能分析，例如帶凹陷和縱向波的傳播之間的相互作用，或者同樣可以看成有限元模型的脫離托輥的皮帶。這決定帶應力和橫向振動頻率之間的關系可以用于皮帶張力監(jiān)測系統(tǒng)。圖8：由兩個托輥支撐的帶的橫向振動線性和非線性頻率之間的比例。4實驗驗證為了使模擬的結果能夠得到驗證，實驗中使用了動態(tài)實驗設備，如圖9所示。圖9：動態(tài)實驗設施使用這實驗設施能夠確定的兩個托輥的間距和卸荷扁帶的橫向振動，例如返程部分的。聲音裝置是用來測量皮帶的位移。此外，還有在實驗中為我們所知的張緊力，帶速，電機轉矩，托輥轉子與托輥的距離。5為例因為最具有成本效益帶式輸送機的操作條件中出現(xiàn)了寬度范圍為0.6m-1.2m2的各

23、種皮帶，可通過變換不同的帶速改變帶的輸送能力，。然而在帶速度被改變之前，應確定帶和托輥之間的相互作用，以確保無支撐的帶的共振。為了說明穩(wěn)定移動的帶的橫向位移這一點，測量了兩個托輥的間隔。帶的總長度L是52.7m,托輥間距I是3.66m，靜態(tài)凹陷的比例常數(shù)是2.1%為0.24而帶速Vb為3.57m/s。這個信號的后期轉化由如圖5所示的快速傅里葉技術頻譜獲得。在圖5中出現(xiàn)了3個頻率。第一頻率是由帶結合處所引起的：fs=Vb/L=0.067Hz第二個頻率，出現(xiàn)在1.94赫茲，是由皮帶的橫向振動所造成的。圖10：帶穩(wěn)定移動時橫向振動頻率第三個頻率出現(xiàn)在10.5Hz，是由托輥的旋轉所造成的，從圖11所示

24、的數(shù)值模擬獲得。圖11：計算共振區(qū)的不同托輥的直徑D.貫穿實驗表明皮帶速度和托輥間距。圖11顯示的是拖過帶與托輥互動引起的共振區(qū)可以預測三個托輥的直徑。該帶式輸送機的托輥直徑為0.108M,從而可以預測皮帶速度鄰近0.64M/S的共振現(xiàn)象。為了驗證結果，在啟動運輸機的時候測量了帶的最大橫向位移跨度。圖12：測量橫向振動和帶靜態(tài)凹陷幅度的標準差的比例。在圖12中，可以看出橫向振動的最大振幅發(fā)生在帶速為0.64M/S處，正如有限元模型模擬預測的結果一樣。因此，帶速度不應選擇臨近0.64M/s的。雖然是用扁帶進行實驗和理論的驗證的，但是這種應用技術也可運用于槽型帶中。6結論帶式輸送機有限元模型中梁架

25、元的應用，帶橫向位移的模擬，從而使能夠設計出帶無支撐的共振。對于小數(shù)值的B來說，采用梁架元代替線性微分方程預測共振現(xiàn)象的優(yōu)勢是同樣可以預測到皮帶縱向和橫向位移的之間的相互作用以及從模擬中預見皮帶脫離托輥。7參考文獻1. Lodewijks,G.(1995>,"PresentResearchatDelftUniversityofTechnology,TheNetherlands",19955thInternationalConferenceonBulkMaterialStorage,Handlingandtransportation,Newcastle,Australia,10-12July1995,TheInstitutionofEngineers,AustraliaPreprintspp.381-394.2. Roberts,A.W.(1994>,"AdvancesinthedesignofMechanicalConveyors",BulkSolidsHandling14,pp.255-281.3. Nordell,L.K.andCiozda,Z.P.(1984>,"Transientbeltstressesduringstartingandstopping:Elasticresponsesimulate