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長距離帶式輸送機設計觀點的發展
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長距離帶式輸送機設計觀點的發展
長距離帶式輸送機設計觀點的發展 近15年來，國外對帶式輸送機相關理論的研究取得了很大進展，帶式輸送機主要部件的技術性能也明顯提高，為帶式輸送機向長距離、大型化方向發展奠定了基礎。 隨著對長距離帶式輸送機的可靠性和經濟性要求的不斷提高，其設計觀點也在逐步發展。先進的設計觀點，是以國際標準ISO 5048和德國工業標準DIN 22101為基礎，設法減小運行阻力，合理確定輸送帶的安全系數，采用可控起、制動裝置平穩起、制動，利用輸送帶粘彈性理論進行動態分析，對輸送機進行工況預測和優化。 1 采用高精度托輥和高性能輸送帶減小運行阻力 帶式輸送機的主要阻力是由托輥旋轉阻力和輸送帶前進阻力組成的。國外的試驗研究表明，托輥旋轉阻力和輸送帶壓陷阻力占主要阻力的50％～85％，平均值為70％。因此，提高托輥精度和輸送帶性能，可以有效減小運行阻力。近10年來，托輥的結構形式推陳出新，特別是采用高性能的專用軸承和高精度的密封圈，有效地降低了托輥的旋轉阻力。與此同時，輸送帶的面膠和芯膠材料也不斷更新，使輸送帶既有一定的成槽性，也有一定的膠面硬度和耐磨性，有效地減小了輸送帶的壓陷阻力，按照現行標準，主要阻力采用模擬摩擦系數，廠值進行估算。 DIN標準和ISO標準建議，在通常工況下，f取0.017～0.020；按國內設計經驗，f通常取0.020～0.025。研究表明，按現行標準推薦的模擬摩擦系數f值計算的主要阻力，在多數情況下偏大，較大程度地影響了輸送機的經濟性。 修訂的DIN 22101—1998(草案)提出了比較精確的主要阻力計算方法。即： FHo=(FRo+Fgo)／q。 式中 FHo— 上分支主要阻力 FRo— 上分支托輥的旋轉阻力 FEo —上分支輸送帶的壓陷阻力 qo— 系數，取0.5≤qo≤0.85，平均值為 q0=0.7 Fhu=(FRu+FEu。)／qu。 式中 FHu— 下分支主要阻力 FRu— 下分支托輥的旋轉阻力 FEu — 下分支輸送帶的壓陷阻力 qu — 系數，取qu=0.9 新標準中主要阻力的計算，是以上下分支托輥的旋轉阻力和輸送帶的壓陷阻力為基礎的。對于長距離帶式輸送機，主要阻力對整機影響很大，應預先測定所用托輥的旋轉阻力和輸送帶的壓陷阻力，才能比較準確地計算輸送機的主要阻力。在托輥旋轉阻力和輸送帶壓陷阻力未知的情況下，新標準給出了模擬摩擦系數，f的參考值。通常工況下，f=0.010～0.020；惡劣工況下，f=0.020～0.040。 需要說明的是，標準中推薦的f值，適用于上托輥間距1.0～1.5m、下托輥間距2.5～3.5m的情況。減小托輥間距，f值可以減小，但阻力總值 通常會增大，一般是不可取的。對于長距離帶式輸送機，國外通常采取增大托輥間距的方法，降低阻力總值。上分支托輥間距可增大為2.5～5.0m，下分支托輥間距可增大為5～10m。但是，這種設計要有充分的動態分析作為基礎，以確保輸送機運行可靠。 2 合理確定輸送帶的安全系數 輸送帶的安全系數，對帶式輸送機的經濟性和可靠性影響很大，也是眾多學者研究的重點。現行標準以輸送帶的額定破斷強度為基礎，綜合考慮疲勞強度的大幅降低、由彎曲和伸長導致的強度下降、接頭強度損失、起制動工況下動態張力的增加等因素，給出輸送帶的安全系數。例如，DIN 22101—1982標準建議，鋼繩芯輸送帶的動態安全系數為4.8～6.0，穩態安全系數為6.7～9.5。其實，這種以輸送帶額定破斷強度為基礎的安全系數表示法很不直觀，且在概念上容易引起誤導。實際工程要求輸送帶的疲勞強度，在滿足工況最大張力的基礎上，具有適當的安全系數。20年前的研究認為，鋼繩芯輸送帶在脈動循環10 000次以后的疲勞強度，是其額定破斷強度的36％，在此基礎上，標準給出了上述安全系數值。 近十幾年來，國外對輸送帶疲勞強度的試驗研究表明，通過改進鋼繩芯輸送帶的制造工藝和接頭工藝，對于St 6000以下的鋼繩芯輸送帶，其疲勞強度提高45％～55％。這樣，可使DIN標準中推薦的動態安全系數減小到3.8～4.8，穩態安全系數減小到5.4～7.6。DIN 22101—1998(草案)標準，引入了輸送帶疲勞強度的概念，在此基礎上，提出了與接頭有關的輸送帶安全系數So和與壽命及工況有關的輸送帶安全系數S1。 輸送帶疲勞強度安全系數：S=S0Sl 則 KN,min=Kt／Kt,rel=KK,maxS/Kt,rel 式中 KN,min——輸送帶最小額定破斷強度 Kt--—具有安全系數的輸送帶疲勞強度 Kt,rel——輸送帶疲勞強度與額定破斷強度的比值，一般取0.45～0.55 Kk,max——槽形輸送帶最大邊緣張力 最小安全系數：Smin=(S0Sl)min=1.0×1.5=1.5 最大安全系數：Smax=(S0S1)min=1.2×1.9=2.28 當Kt,rel=0.45時，KN,min=KN,min×(3.33～5.1) 當Kt,rel=0.55時，KN,min=KN,min×(2.72～4.15) 輸送帶最大張力通常發生在起制動工況下，采用軟起制動裝置，可以有效緩解動態張力的作用。動態張力可以通過動態分析比較準確地計算，也可以用穩態最大張力乘以起動系數Ka來粗略估算。采用軟起制動裝置時，起動系數Ka可取1.1～1.3。 3 采用合理的可控起制動或軟起制動裝置減小動力作用 按現行標準，帶式輸送機的起制動加速度應為0.1～0.3m/s2。實際工程表明，這個數值已不適應長距離、線路復雜的帶式輸送機。通過動態分析可知，長距離、線路復雜的帶式輸送機，最好采用具有可控起制動功能的驅動裝置，控制輸送機按理想的起、制動速度曲線起動和制動，以減小輸送帶及承載部件的動態載荷；對于普通長距離帶式輸送機，可以采用軟起制動驅動裝置。 3.1 理想的可控起動速度曲線 理想的起動速度曲線，應使帶式輸送機平穩起動，且在整個起動過程中加速度的最大值較小，沒有加速度突變，以最大限度地減小起動慣性力和起動沖擊作用。 實際工程應用的比較理想的可控起動速度曲線有以下2種。 (1) 澳大利亞專家Harrison提出的起動速度曲線(見圖1)： v/(t)=v/(1—cosπt/2) 0≤t≤T 式中: v——設計帶速 T——起動時間 起動開始時，加速度為0，速度平穩增加；到T/2時，加速度達到最大值，速度達到v/2；然后，加速度逐漸對稱地降低，速度繼續增加；達到設計帶速時，加速度降到0，完成起動過程。除起點和終點外，加速度曲線的一階導數是連續的。 (2)美國專家Nordell提出的起動速度曲線 (見圖2)： 起動開始時，加速度為0，速度平穩增加；到T/2時，加速度線性增加到最大值，其值比圖1中的加速度值大27％，速度達到v/2；然后，加速度逐漸對稱地降低，速度繼續增加；達到設計帶速時，加速度降到0，完成起動過程。加速度的一階導數在0、T/2、T時刻是不連續的，但加速度導數的峰值只是圖1的81％。 上述2種起動控制方式，都能獲得理想的起動效果。由于輸送機在起動之前，輸送帶處于松弛狀態，為避免輸送帶的沖擊，將輸送帶拉緊后起動，可進一步改善起動峰值張力作用。因此，需要在起動開始階段加入一個時間延遲段，如圖3所示，延遲段的速度一般取為設計帶速的10％。 起動時間T是非常重要的設計參數，可根據設計經驗，通過控制最大起動加速度或平均加速度，初步確定起動時間，再根據動態分析結果進行優化。一般情況下，特長距離帶式輸送機的起動加速度不大于0.05m／s2，中長距離帶式輸送機的起動加速度不大于0.1 m／s2。 為避免輸送機在起動過程中發生共振等動力學現象，起動時間了應滿足下列條件： T≥5L/Vw 即起動時間廠大于下分支輸送帶縱向應力波由機頭傳到機尾所需時間的5倍。 式中: L——輸送機總長，m Vw——輸送帶縱向應力波傳遞速度，m/s E——輸送帶彈性模量，N/mm B——帶寬，mm qB——單位長度輸送帶質量，kg/m qRu——下分支單位機長托輥旋轉部分質量，kg／m 目前，工程上應用較多、具有可控起制動功能的驅動裝置主要有交流變頻調速驅動裝置和CST可控起制動驅動裝置。 3.2 交流變頻調速驅動裝置 交流電機變頻調速，具有調速范圍寬、精度高等特點，易于實現起制動速度曲線的自動跟蹤，能夠提供理想的可控起制動性能。其起動系數可以控制在1.05～1.1，起動加速度可以控制在0～0.05m／s2，適用于長距離、線路復雜的帶式輸送機，可以控制輸送機按設定的“S”形速度曲線起動和制動，以滿足整機動態穩定性及可靠性的要求。變頻調速驅動裝置還可以提供低速驗帶速度。由于變頻調速需解決電氣方面的一系列問題，造價較高，使應用受到一定程度的限制。 3.3 CST可控起制動驅動裝置 CST可控起制動裝置，是美國Dodge公司開發的帶式輸送機專用可控起制動裝置。從結構形式上看，CST是1臺輸出級帶有液粘離合器的定軸加行星齒輪傳動的減速器，液粘離合器聯接在行星傳動的內齒圈上，使CST具有差動調節輸出力矩和輸出轉速的功能。CST可控起制動裝置是長距離、大運量、線路復雜的帶式輸送機的理想驅動裝置，具有設定起制動速度曲線自動跟蹤控制功能、過載保護功能、多機平衡功能和低速驗帶功能。起動系數可以控制在1.05～1.1，起動加速度可以控制在0～0.05m/s2，控制精度為2％。CST可控起制動裝置的不利之處在于增加了液壓系統的維護工作；對于傾斜帶式輸送機，必須設置較大的低速軸制動器和逆止器。 3.4 鼠籠電機加調速型液力偶合器的軟起動驅動裝置 調速型液力偶合器的充油量是可調的。電機空載起動后，偶合器通過穩定地增加充油量，輸出恒轉矩加速特性，使帶式輸送機在設定的起動力矩下平穩起動，起動系數可達1.1～1.3。鼠籠電機加調速型液力偶合器的驅動方式，是比較理想的軟起動裝置，常用于開環控制，等加速起制動，多機驅動時易于調整功率平衡，適于大中型和線路簡單的長距離帶式輸送機。其缺點是體積大，需附加油液冷卻裝置，占地面積較大。 3.5 繞線電機轉子回路串接電阻的軟起動驅動裝置 繞線式電動機，通過轉子回路串接電阻，可以軟化電機輸出特性。在起動過程中，通過切換電阻，既可以保證設定的起動力矩，又可以限制起動電流。繞線電機轉子回路串接電阻的驅動方式，通常采用開環控制，通過“二進制”切換電阻的方法，可在有限的電阻級數下，獲得較多的起動加速級，使帶式輸送機等加速、較平穩起動。采用繞線電機轉子回路串接電阻的驅動方式，可以方便地分別設定帶式輸送機的空載、滿載起動特性和滿載制動特性，獲得比較理想的起制動效果。這種驅動方式，適用于大型、多機驅動系統的帶式輸送機。其缺點是繞線電機及電阻難于進行防爆處理，不適于煤礦井下使用。 4 利用動態分析方法對大型帶式輸送機進行優化設計 現行標準，對帶式輸送機起動和制動過程中的動力計算，是把輸送帶作為剛體，采用剛體動力學方法進行的。近十幾年的研究和工程實踐表明，剛體動力學分析的結果，只能滿足短距離、小運量帶式輸送機工程設計精度的要求。對于長距離、大運量、布置復雜的帶式輸送機，其動力學特性更為復雜且重要，采用剛體動力學方法進行分析，其精度已不能滿足實際工程的需要。因此，對于大型帶式輸送機，必須采用較為精確的動力學分析方法。目前，國際上普遍采用輸送帶粘彈性動力學方法，對大型帶式輸送機的動力狀態進行分析。 所謂帶式輸送機的動態分析，是將輸送帶按粘彈性體的力學性質，綜合計人驅動裝置的起制動特性、各運動體的質量分布、線路各區段的坡度變化、各種運動阻力、輸送帶的初始張力、輸送帶的撓度變化、拉緊裝置的形式和位置及張緊力等因素的作用，建立輸送機動力學數學模型，求得輸送機在起動和制動過程中，輸送帶上的不同點隨時間的推移所發生的速度、加速度和張力的變化。預報按傳統的靜態設計方法設計的輸送機可能出現的動態危險和不安全之處，對該設計提出改進和調整措施，確定優化的設計和控制參數。 利用動態分析，可以找出大型帶式輸送機在起動和制動過程中可能出現的動態危險，如輸送帶的動態峰值張力、可能出現的危險工況下輸送帶的低張力、拉緊重錘的位移超出設計行程等。對于這些危險情況，應該采取技術改進措施，進行調整，如調整或改換驅動裝置及其起制動特性、在適當的位置加裝制動裝置、改變拉緊裝置的形式或位置等。通過這些改進措施，使輸送機得以優化。 帶式輸送機的動態分析非常復雜，且不易掌握，需要專門的分析軟件。由于國內這方面研究尚處起步階段，建議向專家咨詢或委托有資格的專門機構進行。 相關信息： 無相關信息
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