關于SGB4318型刮板輸送機驅動鏈輪的仿真與優化

張俊杰

（霍州煤電集團呂梁山煤電有限公司木瓜煤礦， 山西 方山 033100）

引言

刮板輸送機是煤礦開采中一種常用的裝備，其對物料的轉運，提高生產效率起著重要的作用。隨著開采行業的不斷發展，刮板輸送機也不斷朝著大型化、自動化、智能化方向發展，對于提升煤礦產能發揮了重要作用。但是，刮板輸送機本身結構安全問題也受到人們的廣泛關注，其鏈傳動驅動輪的結構設計對鏈條、驅動輪的使用壽命具有極大的影響，研究鏈輪驅動輪結構優化的問題，對于提高刮板輸送機使用壽命、提升煤礦開采企業整體效益具有重要意義。本文對SGB4318型刮板輸送機驅動輪進行結構優化分析，為刮板輸送機結構設計提供理論參考[1-3]。

1 常見鏈輪的失效形式

與齒輪的失效形式相似，刮板輸送機驅動輪鏈輪的主要失效形式包括磨損、齒根斷裂、壓潰等。磨損在鏈輪工作中是不可避免的，由于工作環境會產生一些微小固定顆粒掉落在鏈輪與鏈條接觸的鏈窩中，在循環載荷的作用下，在輪齒表面形成凹坑。凹坑進一步發展，形成微小裂紋，從而不斷擴散，最后導致斷裂失效[4]。

鏈輪齒面壓潰失效，通常是由于工作載荷過大，或者是鏈輪本身結構問題以及加工工藝的處理不當造成的。鏈輪容易受到由鏈條傳遞而來的沖擊載荷，很容易導致鏈輪產生塑性變形，變形之后的形狀與原鏈條的形狀并不契合，從而導致齒面壓潰。與齒輪結構類似，驅動鏈輪的結構設計參數包括齒數、節圓直徑、分度圓直徑、齒寬、齒厚等，鏈輪的優化從這些設計參數入手[5]。

2 模型的建立

2.1 模型的創建

對鏈輪與鏈條擬合狀態進行應力分析，首先對SGB4318型刮板輸送機關鍵參數進行說明，其輸送量為50 t/h，設計長度為50 m，鏈條規格為Φ14 mm×150 mm，鏈速為0.80 m/s。根據鏈條與鏈輪仿真分析的應力計算結果，對驅動鏈輪進行結構優化，驅動鏈輪主要參數見表1。

在三維軟件SolidWorks中創建好鏈輪與鏈條的三維模型，以Parasolid文件格式導入ANSYSWorkbench中，并完成兩模型之間配合關系的設定[6]。

在ANSYS Workbench中新建一個Structural分析模塊，分別設置好鏈輪與鏈條的材料各項參數，圓環鏈的材料是23MnCrNiMo，泊松比為0.25，彈性模量為210 GPa。驅動鏈輪的材料選擇30GrMnTi，彈性模量為206 GPa，泊松比為0.3。模型采用自動劃分網格技術，并對兩模型相互接觸地方的網格進行優化，圖1所示為模型網格劃分示意圖。

圖1 模型網格劃分示意圖

2.2 載荷與邊界條件的確定

首先，在驅動鏈輪與鏈條之間，創建摩擦接觸，在ANSYS Workbench前處理模型中設置Frictional有摩擦接觸，設置動摩擦系數為0.25，靜摩擦系數設置為0.2。設置鏈條的拉力為7.3 kN，固定約束鏈輪軸孔位置，仿真時間設定為0.2 s，補償系數設置為2，進而仿真驅動鏈輪的最大應力及應力分布情況。

3 接觸分析結果

根據ANSYS Workbench模型計算仿真結果，得到鏈輪與鏈條在嚙合過程中應力分布的情況，如圖2所示。

圖2 應力分析結果

由圖2分析結果，得到當驅動鏈輪受到鏈條作用力時，鏈輪的鏈窩處應力應變最為明顯，也就是鏈輪與鏈條剛剛開始擬合的地方。就分布情況來看，鏈窩底部平面與鏈窩側面，與鏈條嚙合接觸區域應力分布最大，最大172.3 MPa，其他位置的應力分布較小。

4 鏈輪的優化設計

對鏈輪結構優化設計采用的正交優化設計法，是一種典型多因素的試驗設計驗證方法。其原理是依據正交特性，使用正交表格，從而在較少的試驗次數中獲得比較理想的優化結果。本文采用正交優化法對鏈輪的相關重要參數做優化統計，經過仿真分析得到最佳結構參數，從而改進、提升鏈輪的使用性能。

4.1 優化參數的選擇

根據對刮板運行過程中對鏈輪與鏈條嚙合過程的受力進行分析，確定驅動鏈輪的鏈窩為主要承載位置，選擇決定鏈輪輪齒的三個重要參數。建立好相對應的模型，通過仿真分析得到接觸應力，由此可以確定各參數對鏈輪性能的影響。本文中選擇齒厚、齒形圓半徑、鏈窩弧半徑三種參數來設計優化仿真試驗。圖3所示為優化參數示意圖。

4.2 正交優化結果

為了便于表達，在此用符號a表示齒厚參數，R表示齒形圓弧半徑，r表示鏈窩弧半徑，然后取a為44 mm、45 mm、46 mm，R取 23 mm、24 mm、25 mm三個參數，r取28 mm、29 mm、30 mm三個參數。將正交優化分析法所得的序列組合作為優化分析的參數，已知關于a、R和r的參數設計如表2，以這九種模型設計正交優化試驗方案，并得到試驗結果，如表2所示。

圖3 優化參數示意圖

表2 正交試驗分析結果

然后使用方差分析的方式處理試驗結果，在直觀分析中，發現因素R、r，即齒形圓弧半徑、鏈窩弧半徑在分析結果中，對鏈輪應力分布影響更大，在對試驗結果進行方差分析時，只考慮R與r，兩個參數為方差設計變量，由于篇幅所限，具體計算過程不再一一展示，最終得到的鏈輪優化參數為：a=45 mm；R=30 mm；r=24.2 mm。據此重新建立鏈輪與鏈條的接觸模型，導入ANSYS Workbench，對模型進行網格劃分、材料參數設置、接觸設置等，分析計算優化后的應力計算結果，齒輪應力結果如圖4所示。

圖4 優化后鏈輪的接觸仿真

在相同的邊界條件、載荷設定的情況下，優化后鏈輪接觸分析最大應力為160.5 MPa，最大應變值為0.001 21 mm，與優化前原始狀態計算結果對比，如表3所示。

表3 漏電保護測試數據

由表3可知，優化后最大應力減小了6.84%，最大應變減少了9.61%，對鏈輪結構參數的設計改進效果明顯，優化方案是針對鏈輪的設計參數改進的，所以對驅動鏈輪的結構設計具有參考意義。

5 結論

1）對影響鏈輪接觸應力的三個因素作為變量建模求解。對九個試驗分析模型進行分析，選擇了兩個影響最大的因素，并確定相對最優的鏈輪優化參數為a=45 mm、R=30 mm、r=24.2 mm。

2）優化后最大接觸應力減小了6.84%，最大應變減少了9.61%，對鏈輪結構參數的設計改進效果明顯，為鏈輪的優化設計提供了理論指導，為提高鏈輪可靠性以及輸送機整體的生產效益具有重要意義。