帶式輸送機(jī)重型滾筒承載應(yīng)力分析

陳 澤

（晉能控股集團(tuán)虎龍溝煤業(yè)公司技措隊(duì)， 山西 朔州 038300）

引言

隨著煤炭開采自動(dòng)化技術(shù)的提高，煤炭開采效率的提高，對(duì)帶式輸送機(jī)的輸送能力也提出了更高的要求，具有較大的承載能力的帶式輸送機(jī)被逐漸應(yīng)用到煤礦開采中。滾筒作為帶式輸送機(jī)的主要傳動(dòng)部件，隨著載重的增加，滾筒的承載也需要隨之增加，避免出現(xiàn)滾筒的損壞[1]。重型滾筒是為滿足這一要求而設(shè)計(jì)的，滾筒結(jié)構(gòu)復(fù)雜，采用有限元分析軟件ANSYS Workbench 對(duì)重型滾筒的承載應(yīng)力進(jìn)行分析，確定其受力及變形狀態(tài)，可保證重型滾筒安全穩(wěn)定地工作。

1 滾筒有限元模型的建立

滾筒的結(jié)構(gòu)形式多樣，對(duì)于重型滾筒采用帶有加強(qiáng)環(huán)的鑄焊結(jié)構(gòu)，結(jié)構(gòu)形式如圖1 所示，在筒體內(nèi)部焊接加強(qiáng)環(huán)，降低筒體在傳動(dòng)過(guò)程中的變形，提高承載能力，傳動(dòng)軸與筒體之間采用脹套進(jìn)行連接，使接盤的應(yīng)力分布更加均勻，滾筒的承載增加[2]。

圖1 滾筒結(jié)構(gòu)示意圖（單位：mm）

采用SolidWorks 建立滾筒的三維模型，為便于展示滾筒的內(nèi)部結(jié)構(gòu)，采用剖面圖的形式展示滾筒模型，如圖2 所示。將滾筒直接導(dǎo)入到有限元分析軟件ANSYS Workbench 中，進(jìn)行有限元分析的前處理。

圖2 滾筒剖面模型

對(duì)滾筒的承載應(yīng)力進(jìn)行分析，選取接觸類型為摩擦（frictional）來(lái)得到接觸周邊的應(yīng)力變化，脹套采用設(shè)定偏移量的方式來(lái)模擬脹套的過(guò)盈量。采用ANSYS Workbench 對(duì)滾筒模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分處理，使用處于模型中心的正方形網(wǎng)格，提高網(wǎng)格劃分的質(zhì)量，便于進(jìn)行滾筒的應(yīng)力計(jì)算。對(duì)軸承所在滾筒的位置處施加圓柱型約束對(duì)滾筒實(shí)現(xiàn)徑向及軸向的固定約束，滾筒的軸向保持自由狀態(tài)，對(duì)傳動(dòng)軸同樣施加圓柱約束[3]，實(shí)現(xiàn)軸向位置的約束。對(duì)筒體表面施加相應(yīng)的載荷，為進(jìn)一步分析滾筒應(yīng)力及變形的產(chǎn)生過(guò)程，分別添加預(yù)緊力載荷及工作載荷，對(duì)滾筒的應(yīng)力及變形進(jìn)行分析。

2 滾筒有限元應(yīng)力應(yīng)變的分析

依據(jù)上述的模型設(shè)置，采用ANSYS Workbench有限元分析軟件對(duì)模型進(jìn)行計(jì)算，對(duì)計(jì)算得到的結(jié)果進(jìn)行后處理并輸出。在分析過(guò)程中，針對(duì)預(yù)緊力載荷及工作載荷采用不同的時(shí)間進(jìn)行加載，首先加載預(yù)緊力，得到滾筒在預(yù)緊力作用下的應(yīng)力應(yīng)變；然后在此基礎(chǔ)上，加載工作載荷進(jìn)行分析，得到滾筒在預(yù)緊力載荷和工作載荷共同作用下的應(yīng)力應(yīng)變，即滾筒在工作過(guò)程中的狀態(tài)[4]。

對(duì)于得到的結(jié)果進(jìn)行對(duì)比分析，滾筒的應(yīng)變位移變化如下頁(yè)圖3 所示，從圖3 中可以看出，滾筒在預(yù)緊力作用下的最大位移量為0.28 mm，最大位移的位置出現(xiàn)在脹套與筒體的接觸位置處，在預(yù)緊力作用下，筋板向外形變，筒體在各個(gè)筋板的位置處均產(chǎn)生變形；在預(yù)緊力載荷和工作載荷的共同作用下，滾筒的變形量明顯增加[5]，最大變形量為1.4 mm，最大變形位置出現(xiàn)在筒體的中心位置處，這是由于筒體在工作載荷作用下旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的變形。

圖3 不同載荷下滾筒的變形位移（mm）圖

滾筒的應(yīng)力狀態(tài)分布如圖4 所示，從圖4 中可以看出，在僅有預(yù)緊力載荷的作用下，筒體的最大應(yīng)力值為274 MPa，最大應(yīng)力的位置位于與脹套相連接的輪轂位置處，在預(yù)緊力載荷及工作載荷共同作用下的最大應(yīng)力值為295 MPa，位置同樣是與脹套相連接的輪轂。在數(shù)值上，輪轂的材料采用ZG275鋼，其屈服強(qiáng)度為275 MPa，最大應(yīng)力值與屈服強(qiáng)度接近并略有增加，在輪轂的位置處產(chǎn)生一定的塑性變形，由于輪轂面加工精度較高，存在冷作硬化，會(huì)提高該位置處的強(qiáng)度，且不會(huì)造成輪轂位置處的破壞[6]。在預(yù)緊力載荷及工作載荷共同作用下的最大應(yīng)力值增加量不大，說(shuō)明滾筒的應(yīng)力主要是由預(yù)緊力載荷作用引起的。

3 結(jié)論

1）通過(guò)對(duì)重型滾筒在預(yù)緊力載荷及工作載荷作用下的應(yīng)力應(yīng)變分析，結(jié)果表明，在兩種不同的載荷加載作用下，滾筒的最大變形量在數(shù)值上相差較大，并且最大變形的位置不同，說(shuō)明滾筒的變形主要是由工作載荷引起的，在工作狀態(tài)下的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，成為變形的主要原因。在兩種不同的載荷加載作用下，滾筒的最大應(yīng)力值相差不大，并且出現(xiàn)最大應(yīng)力的位置相同，說(shuō)明滾筒的應(yīng)力主要是由預(yù)緊力載荷引起的，工作載荷對(duì)于應(yīng)力的影響不大，在預(yù)緊力載荷作用下，滾筒的輪轂位置處產(chǎn)生一定的塑性硬化，可以提高輪轂的強(qiáng)度，滿足重型滾筒的使用需求。

圖4 不同載荷下滾筒的應(yīng)力（MPa）分布圖

2）對(duì)重型滾筒的應(yīng)力應(yīng)變進(jìn)行分析，由于重型滾筒采用焊接的方式進(jìn)行加工，在進(jìn)行分析時(shí)，對(duì)焊縫采用統(tǒng)一性材料進(jìn)行處理，在進(jìn)行生產(chǎn)過(guò)程中，要提高焊接的工藝，保證焊縫的質(zhì)量，避免焊縫位置處出現(xiàn)開焊、氣孔等現(xiàn)象損壞重型滾筒的使用，對(duì)帶式輸送機(jī)的運(yùn)行穩(wěn)定性造成障礙。