關于煤礦帶式輸送機傳動滾筒的優化設計及其應用

李 帆

（山西焦煤霍州煤電汾源煤業， 山西 忻州 035100）

0 引言

帶式輸送機在煤礦領域中的應用非常廣泛，是對煤礦及相關工具進行運輸的重要裝備，輸送機的穩定可靠運行對于煤礦開采過程有一定程度的影響[1]。隨著煤礦領域技術水平地不斷提升，對帶式輸送機的運行穩定性和可靠性要求越來越高[2]。傳動滾筒是輸送機中重要和關鍵的結構件，由傳動系統輸入的動力需要通過傳動滾筒驅動皮帶做循環往復運動[3]。鑒于傳動滾筒的高可靠性要求，利用傳統方法設計時，通常將相關結構尺寸設置過大，存在冗余現象[4]。此現象不僅造成材料資源浪費，還會增加傳動滾筒的加工制作成本[5]。

本文基于Ansys 軟件對帶式輸送機傳動滾筒進行受力分析，并對其結構進行優化改進，最后應用到工程實踐中，取得了良好的經濟效益。

1 傳動滾筒的結構概述

帶式輸送機整體的結構相對簡單，主要包括傳動滾筒、換向滾筒、上托輥、下托輥、張緊裝置等[6]。其中，傳動滾筒是比較重要的結構件，從電機及傳動系統輸入的動力，會傳入傳動滾筒，傳動滾筒與皮帶接觸通過摩擦力驅動皮帶運動。如圖1 所示為傳動滾筒的典型結構示意圖?？梢钥闯?，滾筒由多個結構件構成，主要包括脹套、輪轂、輻板、筒體等，筒體中間部位處于懸空狀態，最容易發生變形，因此設置有加強環，目的是提升中間部位剛度，避免工作時中間部位發生過大的變形，影響傳動滾筒的正常工作。

圖1 傳動滾筒的結構示意圖

2 傳動滾筒模型建立及受力結果

2.1 模型的建立

傳動滾筒的長度和滾筒直徑分別為1 600 mm、1 670 mm，筒體厚度為40 mm，脹套寬度、內徑和外徑分別為116 mm、400 mm 和495 mm，輪轂寬度、內徑和外徑分別為170 mm、495 mm 和695 mm，輪轂厚度、內徑和外徑分別為60 mm、695 mm 和1 594 mm。根據以上尺寸利用SolidWorks 軟件構建三維幾何模型，建模時為了簡化，可以將倒角和倒圓等細小結構進行省略。完成建模后將模型導入Ansys 軟件中進行網格劃分和材料屬性設置。傳動滾筒中的結構類型較多，不同結構使用的材料存在差異，如傳動軸使用的材料為45 號鋼、輪轂和輻板使用的材料為ZG250、脹套材料為50Cr 等，嚴格按照對應材料的基本屬性設置模型，以保證模型計算的準確性。網格劃分是有限元建模時比較關鍵的環節，劃分質量會對模型計算速度和精度產生直接影響。Ansys 軟件中提供了多種類型的網格，本案例中選用的是六面體網格進行劃分，網格大小由模型自動確定，最終劃分得到的網格單元數量為33 964 個（見圖2）。

圖2 傳動滾筒的有限元模型

2.2 受力結果分析

完成傳動滾筒有限元模型的建立工作后，可以利用軟件的計算模塊對模型進行計算，然后利用后處理模塊對結果進行提取分析。本文研究重點關注傳動滾筒工作時的受力和變形情況，因此提取了滾筒的應力分布云圖和位移變形分布云圖，結果如圖3 所示。由圖3 可知，不管是應力場分布還是位移變形場分布，傳動滾筒不同位置都呈現出明顯的不均勻性，即不同位置的應力和位移變形量存在較大差異。大部分位置的應力和位移變形量均相對較小，只有局部位置出現的應力集中和位移變形集中現象，最大應力為98.8 MPa，最大位移變形為0.498 mm。應力集中部位主要出現在三個位置，分別為軸承與軸相接觸的部位、滾筒表面剛開始與皮帶接觸的部位、筒體與幅板相接觸的部位。位移變形量最大的位置處于筒體中間并且與皮帶相接觸的部位。

圖3 傳動滾筒的應力場和應變場分布

傳動滾筒中筒體部分需要與皮帶接觸，因此對其位移變形量提出了一定的要求，如果位移變形量太大會影響兩者的接觸摩擦。根據相關設計規范，滾筒允許的最大位移變形量=1.04 mm，其中：D、B 分別為傳動滾筒的直徑和寬度。而傳動滾筒實際的最大位移變形量為0.498 mm，未超過規范標準值，因此能滿足基本要求。滾筒加工材料中ZG250的屈服強度最低為250 MPa，安全系數為1.5，可以計算得到材料的許用應力為166.67 MPa。滾筒的最大應力沒有超過材料的許用應力。

從傳動滾筒的受力和位移變形兩個層面都說明在設計階段存在明顯的冗余現象，會造成材料浪費問題，加大滾筒的加工制作成本，存在一定的優化改進空間。

3 傳動滾筒的優化設計與應用

3.1 優化設計

通過對傳動滾筒的靜力學分析，發現滾筒在結構設計方面存在很大的浪費，可以利用先進的有限元技術對傳動滾筒的結構進行優化改進。對滾筒性能造成影響的結構參數是多方面的，選取了三個比較典型的結構參數作為優化改進對象，分別為滾筒厚度、加強環長度和寬度。為了不對滾筒結構做大幅度改動，并壓縮優化改進計算時間，對三個優化對象的取值范圍進行限定，分別在20～35 mm、80～130 mm、35～65 mm 范圍內取值。優化改進思路是基于試錯法思想，在上述三個范圍內分別取值后，利用Ansys 軟件構建有限元模型進行分析，并對相關結果進行對比以獲得最優結果。

優化改進時，以材料的許用應力和結構允許的最大位移變形作為約束條件，即要求傳動滾筒的最大應力不得超過166.67 MPa，最大位移變形不超過1.04 mm。完成優化改進工作后，最終確定的滾筒厚度、加強環長度和厚度分別為32 mm、82 mm 和42 mm，此時對應的最大應力和最大位移變形分別為137.87 MPa 和0.97 mm，在安全范圍內，不會影響滾筒的運行穩定性和可靠性。如圖4 所示為傳動滾筒優化前后優化對象和滾筒質量的數據對比情況。由圖中數據可知，通過優化改進使傳動滾筒各結構件尺寸均出現了不同程度降低，導致滾筒整體質量出現了大幅度降低，由優化前的7.95 t 降低到了優化后的6.19 t，降低幅度為22.14%。整體質量的降低可以為企業節省設備的加工制作成本。

圖4 傳動滾筒優化前后的數據對比情況

3.2 優化效果分析

為了驗證傳動滾筒優化改進方案的可靠性，根據以上優化改進結果加工制作傳動滾筒，并將其應用到帶式輸送機工程實踐中。目前優化后的傳動滾筒在工程中的應用時間已經超過6 個月。通過對傳動滾筒的應用情況進行統計分析，發現其整體運行良好，整個運行期間沒有出現明顯的故障問題，說明此次針對傳動滾筒的優化改進工作是有效的。在保障設備穩定可靠運行的基礎上，有效降低了整體重量，不僅可以節省加工制作成本，還可以降低后續的運行成本，取得了良好的經濟效益。

4 結論

1）由于傳動滾筒結構尺寸過大，導致滾筒的最大應力和最大位移變形均遠低于安全標準，會增加滾筒的加工制作成本；

2）以筒體厚度、加強環長度和厚度為優化對象，以允許的最大應力和位移變形為約束條件，對傳動滾筒進行結構優化，優化后的滾筒不僅能正常穩定運行，還使其質量降低了22.14%；

3）將優化后的傳動滾筒應用到工程實踐中，發現其運行過程比較穩定，驗證了優化改進方案的可靠性。