采煤工作面帶式輸送機托輥結構的優化研究

李偉坤

（晉能控股煤業集團虎龍溝煤業有限公司，山西 朔州 038300）

引言

帶式輸送機作為綜采工作面的主要運輸設備，將朝著長距離、大運量以及高運速的方向發展。托輥作為帶式輸送機的主要承載結構，數據表明：托輥質量占整個設備質量的35%左右，制造成本占整機的30%，而且其負擔了整機70%的工作阻力。托輥單個結構尺寸和整個的布置是影響整機重量和承載能力的關鍵。當托輥設計尺寸過大且布置相對緊密時，容易造成浪費，反之，容易出現承載力和強度不足[1]。為在設計階段兼顧上述兩方面的因素，需對帶式輸送機托輥的薄弱環節進行重點關注，并在保證強度和運輸要求的基礎上對托輥結構進行優化設計。本文將對采煤工作面帶式輸送機的托輥部件進行優化設計。

1 帶式輸送機的托輥結構

托輥為帶式輸送機的關鍵結構，其主要是減小整機的運行阻力并保證輸送帶的垂度，以滿足相關技術要求，帶式輸送機托輥結構如圖1 所示。

圖1 帶式輸送機托輥結構示意圖

帶式輸送機托輥軸主要采用Q235 冷拔鋼制造而成。托輥壁常采用無縫鋼管或焊接鋼管，但是無縫鋼管由于其本身壁厚不均勻容易加劇輸送機的振動，一般采用焊接鋼管居多。可采用的軸承座包括有沖壓式和鑄造式兩種，其中鑄造式軸承座由于其重量大、制造成本高，與其未來輕量化的發展趨勢不符，一般采用沖壓式軸軸承座居多。在初級階段，托輥所采用的軸承以滾筒軸承為主，近年來隨著研究的不斷深入和研究成果的轉化為帶式輸送機設計了專用軸承，其對應的運行阻力不僅低而且壽命長[2]。

對于托輥而言，主要參數包括托輥直徑和間距。其中，托輥直徑的確定與輸送帶的寬度、運行速度、實際生產中的靜載荷和動載荷相關。本文所研究的帶式輸送機運輸物料的粒度范圍為0～100 mm，結合相關規范及標準要求其對應的運行、沖擊以及工況系數均為1，也就是說帶式輸送機的靜載荷和動載荷相等[3]。因此，只需考慮帶式輸送機的靜載荷對托輥結構進行優化設計。

對于托輥間距而言，常結合經驗對該參數進行選取，具體為：對于承載段，當所運輸物料的松散密度大于1 600 kg/m3時，一般取托輥間距為1 m；反之，取托輥間距為1.2 m。對于回程段，一般取其間距為3 m。

2 托輥結構的優化

實踐表明，帶式輸送機托輥出現問題部位主要是托輥壁的中間位置，具體表現為：托輥壁的變形過大進而失效，最終導致帶式輸送機輸送帶出現跑偏或導致輸送帶磨損嚴重等問題。因此，需對托輥結構進行優化以解決其變形過大的問題，從根本上降低托輥壁所承受的最大等效應力值。

托輥在對輸送帶的支撐效果可簡化為如下頁圖2 所示的模型。

圖2 托輥簡化受力模型

如圖2 所示，導致托輥中部出現斷裂的主要原因在于其承載跨度較大。因此，本文采用在托輥中部焊接一個圓環以增強其強度，而且所焊接圓環的壁厚與托輥壁的厚度相等。為具體分析托輥焊接圓環的數量，在托輥中部位置焊接一個圓環，并對托輥壁的等效應力和位移變化進行仿真分析，仿真結果如圖3 所示。

圖3 托輥焊接一個圓環后仿真結果

如圖3 所示，托輥中部焊接一個圓環后，其對應的最大等效應力由之前未焊接圓環的91.6 MPa 減小為41.7 MPa。其對應的托輥壁的最大位移由0.165 mm 減小為0.065 8 mm。總的來講，在托輥中部焊接一個圓環后其對應的最大等效應力和位移均減小，即能夠對托輥的徑向跳動進行有效抑制，對托輥的橫向激勵振動也得到緩解，從而解決了托輥所造成的輸送帶跑偏的問題[4]。

采取同樣思路，分別在托輥內部焊接2 個、3個、4 個以及5 個圓環，并對焊接圓環后托輥的最大等效應力和最大位移進行仿真研究。注意：所托輥內部所焊接的圓環均是均勻分布的。焊接不同數量圓環對應的最大等效應力和最大位移的仿真結果如表1 所示。

表1 焊接不同圓環數量對應的仿真結果

如表1 所示，隨著托輥內部焊接圓環數量的增加，對應托輥所承受最大等效應力和最大位移均在減小，即隨著焊接圓環數量的增加對應托輥的強度增加。但是，當托輥焊接數量增加時，對整機質量的影響較大，而且，當圓環數量大于2 個時，其對應托輥中部的等效應力減小量不是很明顯；當圓環數量大于3 個，其對應托輥變形量減小不是很明顯。

因此，綜合焊接圓環對托輥強度和變形的改善情況和托輥質量的增加情況，在托輥內部均勻焊接兩個圓環為最佳[5]。

3 結論

托輥為帶式輸送機的主要承載結構，在實際生產中常出現托輥斷裂或輸送帶磨損嚴重的問題，最終導致輸送帶跑偏，從而嚴重威脅帶式輸送機的安全和運輸效率。為此，本文擬采用在托輥壁內部焊接圓環的方式對托輥強度進行強化，減小托輥的變形，并得出結論：

1）當托輥中部焊接圓環后對應托輥的最大等效應力值和變形均得到改善；

2）為了兼顧托輥強度改善和整機質量兩方面的因素，在托輥中部焊接兩個圓環為最佳。