帶式輸送機(jī)滾筒結(jié)構(gòu)的受力及安全性分析

曹 宇

（晉能控股煤業(yè)集團(tuán)云崗礦，山西 大同 037000）

引言

帶式輸送機(jī)是煤礦井下進(jìn)行物料輸送的重要設(shè)備，具有結(jié)構(gòu)簡單、穩(wěn)定性高、輸送效率高等優(yōu)點(diǎn)，在煤礦、港口、礦山開采中得到廣泛的應(yīng)用。滾筒作為帶式輸送機(jī)的主要結(jié)構(gòu)，在工作過程中承受較大的載荷作用，特別是傳動滾筒[1]，對輸送帶進(jìn)行驅(qū)動扭矩的傳遞，且受到輸送帶交變載荷的影響，在長期的使用中容易產(chǎn)生疲勞損傷[2]。傳動滾筒是出現(xiàn)故障較多的零部件，因此對傳動滾筒的受力及安全性進(jìn)行分析[3]，是提高帶式輸送機(jī)整體使用性能的重要步驟，為帶式輸送機(jī)的穩(wěn)定運(yùn)行提供保障。

1 帶式輸送機(jī)滾筒結(jié)構(gòu)分析模型的建立

對帶式輸送機(jī)的滾筒進(jìn)行分析，以DTL120 型帶式輸送機(jī)為例，結(jié)構(gòu)主要包括驅(qū)動裝置、傳動裝置、驅(qū)動滾筒、改向滾筒及輸送帶等。傳動滾筒的結(jié)構(gòu)主要包括傳動軸、軸承、筒體、輪轂、輻板及脹套等[4]。采用三維建模軟件SolidWorks 建立傳動滾筒的三維模型，對模型進(jìn)行一定的簡化處理，忽略滾筒的細(xì)小結(jié)構(gòu)[5]，其中傳動軸長度為1 600 mm、直徑為120 mm，筒體的寬度為1 200 mm、直徑為500 mm，筒體的厚度采用10 mm。

將傳動滾筒的三維模型導(dǎo)入到有限元分析軟件ANSYS 中進(jìn)行有限元模型的設(shè)定[6]，設(shè)定傳動軸采用45 號鋼，其彈性模量為193 GPa、泊松比為0.28、屈服強(qiáng)度為355 MPa；滾筒筒體采用Q235A，其彈性模量為200 GPa、泊松比為0.29、屈服強(qiáng)度為235 MPa；輻板及輪轂采用ZG230-450 鑄造碳鋼，其彈性模量為207 GPa、泊松比為0.28、屈服強(qiáng)度為230 MPa[7]，得到傳動滾筒的有限元模型如圖1 所示。

圖1 傳動滾筒的有限元模型

對滾筒進(jìn)行網(wǎng)格劃分處理，在進(jìn)行滾筒的受力分析過程中，網(wǎng)格劃分是非常重要的步驟，網(wǎng)格劃分的質(zhì)量對滾筒的計(jì)算結(jié)果具有重要的影響[8]。ANSYS 中自帶有多種類型的網(wǎng)格單元采用六面體的單元類型對滾筒進(jìn)行網(wǎng)格劃分處理，得到滾筒的網(wǎng)格劃分模型。

2 帶式輸送機(jī)滾筒受力分析

在ANSYS 中內(nèi)置有多種類型的求解器對滾筒進(jìn)行分析及計(jì)算，建立滾筒的分析模型后，進(jìn)行載荷及約束條件的設(shè)定，對傳動滾筒受到的應(yīng)力及變形量進(jìn)行分析。由于滾筒傳動軸、筒體及輪轂輻板是主要的結(jié)構(gòu)組成[9]，對滾筒的使用具有直接的影響，對三者進(jìn)行應(yīng)力及位移變形的分析，從而可以清晰地判斷滾筒的整體工作狀態(tài)。

2.1 傳動滾筒結(jié)構(gòu)的應(yīng)力分析

對傳動滾筒進(jìn)行應(yīng)力計(jì)算，得到傳動軸、筒體及輪轂輻板的應(yīng)力分布如圖2 所示。從圖2 中可以看出，傳動滾筒的各零部件所受到的應(yīng)力相差較大，其中傳動軸的應(yīng)力最大，其次為輪轂輻板，筒體受到的應(yīng)力值最小。這是由于三者之中傳動軸、輻板及筒體的直徑逐漸增加，各零件之間承受的扭矩作用相差不大，所受到的應(yīng)力逐漸下降[10]。

圖2 傳動滾筒主要結(jié)構(gòu)的應(yīng)力分布

在一個零部件中的不同位置處，也存在著應(yīng)力分布不均的現(xiàn)象，傳動軸的最大應(yīng)力值為257.23 MPa，最大應(yīng)力位于傳動軸與脹套的連接位置處，存在一定的應(yīng)力集中現(xiàn)象；筒體的最大應(yīng)力值為100.65 MPa，最大應(yīng)力位于筒體與輻板輪轂相接觸的位置，與輸送帶相接觸的筒體表面的應(yīng)力值較小，這是由于進(jìn)行扭矩傳遞的過程中與輸送帶的接觸面積較大；輪轂輻板的最大應(yīng)力值為159.40 MPa，最大應(yīng)力位于輻板與輪轂接觸的位置，連接位置處輻板的厚度較小，同樣出現(xiàn)一定的應(yīng)力集中現(xiàn)象。三者之中受到的應(yīng)力作用不同，存在一定的應(yīng)力集中現(xiàn)象，可對應(yīng)力集中的位置進(jìn)行一定的結(jié)構(gòu)優(yōu)化[11]，減小應(yīng)力集中的作用，最大應(yīng)力值均小于自身的屈服強(qiáng)度，滿足傳動滾筒的使用需求。

2.2 傳動滾筒結(jié)構(gòu)的位移變形分析

對傳動滾筒進(jìn)行位移變形計(jì)算，得到傳動軸、筒體及輪轂輻板的位移變形分布如圖3 所示。從圖3 中可以看出，傳動滾筒的各零部件產(chǎn)生的位移變形具有一定的差異，其中筒體的位移變形量最大，其次為輪轂輻板，傳動軸的位移變形量最小。在同一零部件中，位移變形量也存在著明顯的變形集中現(xiàn)象[12]。傳動軸的最大位移變形量為0.12 mm，最大變形位于傳動軸的中間位置，由中間向兩邊變形量逐漸減小；筒體結(jié)構(gòu)的最大位移變形量為0.38 mm，同樣位于筒體的中間位置，向著兩邊位移變形量逐漸減小，傳動軸及筒體均采用兩邊支撐的形式，中間位置處于懸空的狀態(tài)，產(chǎn)生的位移變形量較大；輪轂輻板的最大位移變形量為0.22 mm，最大變形位于輻板與筒體相接觸的位置。三者所產(chǎn)生的位移變形量相對滾筒的整體結(jié)構(gòu)尺寸均較小，滿足滾筒的使用需求。

圖3 傳動滾筒主要結(jié)構(gòu)的位移變形分布

3 滾筒結(jié)構(gòu)的安全校核分析

傳動滾筒的主要結(jié)構(gòu)件在使用過程中的安全系數(shù)均要求大于1.2 以上，安全系數(shù)為屈服強(qiáng)度與實(shí)際受力之間的比值。通過上述的分析可知，三個主要構(gòu)件所受到的最大應(yīng)力分別為257.23 MPa、100.65 MPa、159.40 MPa，三者所選用的材質(zhì)各不相同，其屈服強(qiáng)度分別為355MPa、235 MPa、230 MPa，最大應(yīng)力值均小于屈服強(qiáng)度，對其安全系數(shù)進(jìn)行計(jì)算，得到傳動滾筒的主要構(gòu)件的最小安全系數(shù)如圖4 所示。從圖4 中可以看出，三種主要構(gòu)件的最小安全系數(shù)均大于1.2，滿足安全系數(shù)的使用要求。

圖4 傳動滾筒主要構(gòu)件最小安全系數(shù)

4 結(jié)語

帶式輸送機(jī)是煤礦進(jìn)行煤炭輸送的重要設(shè)備，傳動滾筒在工作過程中的承載較大，對其進(jìn)行結(jié)構(gòu)受力及安全分析是進(jìn)行帶式輸送機(jī)設(shè)計(jì)的關(guān)鍵。以DTL120 型帶式輸送機(jī)為研究對象，對傳動滾筒的受力及安全性進(jìn)行分析，建立了傳動滾筒的有限元模型，對傳動滾筒進(jìn)行應(yīng)力分析，傳動軸的應(yīng)力最大，其次為輪轂輻板，筒體受到的應(yīng)力值最小，三者最大應(yīng)力均小于屈服強(qiáng)度；對傳動滾筒進(jìn)行位移變形分析，筒體的位移變形量最大，其次為輪轂輻板，傳動軸的位移變形最小，三者位移變形量較小，滿足系統(tǒng)的使用要求；傳動滾筒的最小安全系數(shù)為：傳動軸1.38、筒體2.33、輪轂輻板1.44，最小安全系數(shù)均大于1.2，滿足傳動滾筒的設(shè)計(jì)要求。

對傳動滾筒的受力及安全分析，滾筒的結(jié)構(gòu)滿足系統(tǒng)的設(shè)計(jì)使用要求，同時滾筒的分析中存在著應(yīng)力集中及變形集中的問題，滾筒整體的應(yīng)力值及變形量相對較小，對滾筒的材料造成一定的浪費(fèi)，可對滾筒的結(jié)構(gòu)進(jìn)行進(jìn)一步的優(yōu)化，從而減小應(yīng)力集中及變形集中的問題，減少滾筒使用的材料，提高滾筒的整體性能，保證帶式輸送機(jī)的穩(wěn)定運(yùn)行。