基于Workbench的刮板輸送機鏈輪動力學分析

馬朝峻

（大同煤礦集團有限責任公司綜采裝備安裝分公司，山西 大同 037000）

引言

刮板輸送機作為一種在煤礦開采中被廣泛使用的運送散料的設備，是現(xiàn)代化采煤工業(yè)中不可或缺的重要設備。刮板輸送機必須保持連續(xù)運轉(zhuǎn)，這樣與它相關的生產(chǎn)才能正常進行[1-2]。一旦刮板輸送機出現(xiàn)故障，對下游的生產(chǎn)作業(yè)會造成巨大影響，甚至是停產(chǎn)。驅(qū)動鏈輪在工作時受力情況復雜，其作為易損件，常常造成鏈輪與鏈條的過度磨損，從而導致鏈輪失效或鏈條斷裂[3]。因此，需要了解驅(qū)動鏈輪與鏈條在擬合過程中整個動態(tài)的變化。

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(qū)動鏈輪的主要失效形式包括磨損、壓潰、齒根斷裂等，以下分別對3 種常見的鏈輪失效形式作簡要說明[4]。

1.1 磨損破壞

磨損在鏈輪工作中是不可避免的，因工作環(huán)境會產(chǎn)生一些微小固體顆粒掉落在鏈輪與鏈條接觸的鏈窩中，在循環(huán)載荷的作用下，在輪齒表面形成凹坑。凹坑進一步發(fā)展，形成微裂紋，從而不斷擴散，最后導致斷裂失效。

1.2 壓潰失效

壓潰失效通常是指工作載荷過大或鏈輪本身結(jié)構問題在加工工藝的處理上有些問題。鏈輪容易受到由鏈條傳遞而來的沖擊載荷，從而導致鏈輪產(chǎn)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。

1.3 齒根斷裂

齒根斷裂是指鏈輪在不斷微小沖擊反復作用下，經(jīng)過一定的循環(huán)次數(shù)，鏈輪輪齒發(fā)生疲勞斷裂的現(xiàn)象。

與齒輪結(jié)構類似，驅(qū)動鏈輪的結(jié)構設計參數(shù)包括齒數(shù)、節(jié)圓直徑、分度圓直徑、齒寬、齒厚等，鏈輪的優(yōu)化從這些設計參數(shù)入手[5]。

2 瞬態(tài)動力學分析

瞬態(tài)動力學分析問題主要是將連續(xù)的時間周期分為多個時間間隔，可以求解結(jié)構在不同時間對應不同的載荷工況下的應力分布。在模型分析中，如果阻尼與慣性均不影響分析結(jié)果，則可以使用多狀態(tài)下的靜力分析代替瞬態(tài)動力學分析[6]。

因此，以GB20型刮板輸送機為研究對象，在ANSYS Workbench 中創(chuàng)建鏈輪與鏈條接觸瞬態(tài)動力學分析模型，首先基于Solid works 建立鏈輪與鏈條的三維模型，然后將模型導入Workbench，創(chuàng)建瞬態(tài)分析”Transient”模塊，鏈條的材料是23MnCrNiMo，泊松比μ=0.25，彈性模量E=210 GPa。驅(qū)動鏈輪的材料選擇30GrMnTi，彈性模量E=206 GPa，泊松比μ=0.30。

模型采用自動劃分網(wǎng)格技術，并對兩模型相互接觸地方的網(wǎng)格進行優(yōu)化。將導入模型時自動生成的接觸設置刪除，在鏈輪與鏈條之間創(chuàng)建摩擦接觸，設置摩擦系數(shù)為0.2。然后在模型工具欄中的Body-Ground 設置鏈輪軸心為轉(zhuǎn)動副，鏈輪與鏈條嚙合模型示意圖如圖1 所示。

圖1 轉(zhuǎn)動副的設置

設置載荷與邊界條件，鏈條所受拉力F=7.4 kN，鏈條線速度設置為0.81 m/s，仿真時間設置為2 s，步長設置為20，鏈輪轉(zhuǎn)動副載荷設置為65.4 r/min。

由圖2 表明，最大應力值為282.69 MPa，最大應力位于鏈條與鏈輪接觸區(qū)的鏈窩側(cè)面，所以可以推斷鏈條與鏈輪在該區(qū)域會有較大的摩擦損耗。

圖2 瞬態(tài)分析結(jié)果

3 靜態(tài)分析

為研究鏈輪每旋轉(zhuǎn)一個小角度時，鏈輪與鏈條之間接觸應力分布情況。在創(chuàng)建模型時，以鏈窩與水平面平行時設為0°，依次每增加2°設置一個模型。一直到鏈輪與鏈條相接觸到脫離為止。模型材料參數(shù)前文中已提到，對所有模型進行求解，得到各個角度下的應力分布。在此不再對每個角度的模型計算結(jié)果進行展示，只列出2°、4°、12°、14°的應力分布圖，如圖3 所示。

圖3 不同旋轉(zhuǎn)角度應力分布情況

從所有角度計算結(jié)果來看，最大應力點均出現(xiàn)在鏈輪與鏈條相接觸的區(qū)域，也就是鏈窩位置。為了探究在鏈輪旋轉(zhuǎn)過程中鏈窩中應力變化情況，另選接觸區(qū)域的6 點作為應力記錄點。從統(tǒng)計6 點應力分布情況來看，應力隨鏈輪旋轉(zhuǎn)角度的分布情況較相似，應力最大值點為施加力的鏈窩底面位置，其應力隨旋轉(zhuǎn)角度的分布情況如圖4 所示。

由圖4 可以看出：鏈輪從32°旋轉(zhuǎn)到46°時，應力變化明顯；平均應力為194.36 MPa。鏈窩的最大應力常出現(xiàn)在中部槽兩側(cè)的側(cè)面及靠近側(cè)面的底面上，這反應了鏈輪接觸點上應力隨鏈輪旋轉(zhuǎn)的特征，且只有當輪齒與鏈條直接嚙合接觸時，應力才急劇增加。

圖4 鏈窩側(cè)面與底面應力隨轉(zhuǎn)動角度分布

綜合分析6 個觀察點的應力情況可以得到，鏈窩最下面的最大應力是齒根圓弧面上觀察點應力的2 倍，說明接觸面是圓弧面且與鏈條面面接觸，此時對應力具有緩解的作用。鏈輪的磨損自然會減弱，而在鏈窩最下面的點，其應力出現(xiàn)集中的情況。說明對于鏈輪輪齒的結(jié)構設計應盡量采用平滑過渡，以此減少磨損。

4 優(yōu)化后鏈輪接觸分析

根據(jù)對刮板輸送機運行過程中對鏈輪與鏈條嚙合過程進行受力分析，從問題的出發(fā)點入手，對鏈輪的結(jié)構優(yōu)化是為了減小鏈輪與鏈條之間的接觸應力。常規(guī)分析可以確定驅(qū)動鏈輪的主要承載位置，從而可以選擇決定鏈輪輪齒結(jié)構設計的重要參數(shù)。

依據(jù)本文中多角度靜態(tài)分析結(jié)果，同時提取了接觸位置6 個參考點應力隨旋轉(zhuǎn)角度的對應關系，研究得到鏈窩是整個鏈條與鏈輪嚙合過程中應力最大的區(qū)域。所以在此選擇齒厚、齒形圓半徑、鏈窩弧半徑3 個參數(shù)來設計優(yōu)化仿真試驗。希望通過改變這3 個參數(shù)后，鏈輪與鏈條的擬合應力能夠進一步得到減小。

如圖5 所示，計算結(jié)果也表明鏈輪接觸應力對鏈窩弧的半徑敏感度最強，將單一參數(shù)作為最優(yōu)解。本文中選擇對鏈輪的鏈窩弧半徑進行優(yōu)化。設計中任然采用最原始的列舉法，建立不同參數(shù)值的模型進行分析對比，獲得相對最優(yōu)的結(jié)果。

圖5 修改單參數(shù)下與原鏈輪應力情況

鏈輪優(yōu)化后齒形圓弧半徑30 mm，鏈窩弧半徑24.5 mm。下頁圖6 所示為優(yōu)化后鏈輪與原版應力值對比情況。優(yōu)化后在整個嚙合旋轉(zhuǎn)過程中，應力均有明顯減小，在應力最大值點，減小度最為明顯。原始狀態(tài)下最大應力值為84.2 MPa，優(yōu)化后最大應力值為58.4 MPa，由此可得優(yōu)化模型對鏈輪性能提升明顯，對刮板輸送機的設計具有重要參考意義。

圖6 優(yōu)化后鏈輪應力對比

5 結(jié)論

1）通過對鏈輪與鏈條嚙合的瞬態(tài)動力學分析，求得鏈輪側(cè)面的應力變化情況。

2）通過多角度靜態(tài)分析，得到鏈輪在不同旋轉(zhuǎn)角度下的應力分布情況。

3）選擇嚙合接觸區(qū)域6 個參考點，再分析6 個點應力隨旋轉(zhuǎn)角度的變化關系，得到鏈輪應力敏感參數(shù)。

4）對應力敏感參數(shù)進行優(yōu)化，采用列舉法選擇最優(yōu)的結(jié)果。原始狀態(tài)下最大應力值為84.2 MPa，優(yōu)化后最大應力值為58.4 MPa，說明此設計對鏈輪優(yōu)化作用明顯。