礦用帶式輸送機(jī)傳動(dòng)滾筒靜力學(xué)分析及其結(jié)構(gòu)優(yōu)化研究

李 勇，蘇恒瑜，馬 曙

(1.煤炭工業(yè)石家莊設(shè)計(jì)研究院有限公司 貴州分公司，貴州 貴陽(yáng) 550000；2.貴州民族大學(xué) 建筑工程學(xué)院，貴州 貴陽(yáng) 550000；3.貴州省煤礦設(shè)計(jì)研究院，貴州 貴陽(yáng) 550000)

帶式輸送機(jī)作為重要的運(yùn)輸裝備，具有靈活性強(qiáng)、輸送能力強(qiáng)、穩(wěn)定性好等顯著優(yōu)勢(shì)，在很多領(lǐng)域都有比較廣泛的應(yīng)用，其中就包括煤礦開采領(lǐng)域[1]。帶式輸送機(jī)運(yùn)行過(guò)程的穩(wěn)定性會(huì)對(duì)煤礦開采過(guò)程產(chǎn)生比較重要的影響，主要是影響煤礦開采效率[2]。滾筒結(jié)構(gòu)是帶式輸送機(jī)中最主要的機(jī)械結(jié)構(gòu)之一，可以分為傳動(dòng)滾筒和改向滾筒，其中傳動(dòng)滾筒承受的作用力比改向滾筒要大得多，因?yàn)殡姍C(jī)輸出的動(dòng)力需要通過(guò)傳動(dòng)滾筒帶動(dòng)膠帶運(yùn)動(dòng)[3]。再加上傳動(dòng)滾筒工作時(shí)需要承受循環(huán)周期載荷，容易發(fā)生疲勞現(xiàn)象，從而加劇材料的損傷。在工程實(shí)踐中，傳動(dòng)滾筒是比較容易出現(xiàn)故障問(wèn)題的零部件之一[4]?；诖耍斜匾獙?duì)傳動(dòng)滾筒的受力情況進(jìn)行分析，并對(duì)其結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)，以提升結(jié)構(gòu)整體的力學(xué)性能，為帶式輸送機(jī)的可靠運(yùn)行奠定堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)[5]。本文主要以DTL120型帶式輸送機(jī)為研究對(duì)象，對(duì)其傳動(dòng)滾筒的靜力學(xué)情況進(jìn)行分析，并對(duì)其結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)，取得了理想的效果。

1 帶式輸送機(jī)及其傳動(dòng)滾筒結(jié)構(gòu)

本文主要以煤礦中比較常用的DTL120型帶式輸送機(jī)為研究對(duì)象。就機(jī)械結(jié)構(gòu)層面而言，帶式輸送機(jī)主要由驅(qū)動(dòng)裝置、傳動(dòng)裝置、驅(qū)動(dòng)滾筒、改向滾筒、上托輥、下托輥、膠帶等部分構(gòu)成[6]。工作過(guò)程中，電機(jī)輸出的動(dòng)力經(jīng)傳動(dòng)裝置輸入到驅(qū)動(dòng)滾筒中，驅(qū)動(dòng)滾筒與膠帶之間通過(guò)摩擦力帶動(dòng)膠帶做循環(huán)往復(fù)運(yùn)動(dòng)，放置在膠帶上方的煤礦得以運(yùn)輸?？梢?，驅(qū)動(dòng)滾筒是比較重要的承力結(jié)構(gòu)件，并且承受的是周期性載荷。DTL120型帶式輸送機(jī)傳動(dòng)滾筒的主要結(jié)構(gòu)如圖1所示。由圖1可知，傳動(dòng)滾筒內(nèi)部同樣包含多個(gè)機(jī)械結(jié)構(gòu)，主要包括軸承、輻板、輪轂、筒殼和脹套等，脹套的作用是確保軸與輻板之間的緊固連接。筒殼為空心結(jié)構(gòu)，受力容易發(fā)生變形。由于傳動(dòng)滾筒工作時(shí)需要承受比較復(fù)雜的工作力，所以本文主要以該機(jī)構(gòu)為對(duì)象進(jìn)行分析。

圖1 DTL120型帶式輸送機(jī)傳動(dòng)滾筒結(jié)構(gòu)Fig.1 DTL120 belt conveyor drive roller structure

2 傳動(dòng)滾筒靜力學(xué)模型的建立

2.1 幾何模型的建立

利用SolidWorks軟件建立傳動(dòng)滾筒的三維幾何模型，建模時(shí)嚴(yán)格按照實(shí)際尺寸執(zhí)行。其中，筒殼寬度、直徑和厚度分別為1 200、500、10 mm，軸的長(zhǎng)度為1 600 mm，脹套部位和軸承部位的直徑分別為140 mm和120 mm。考慮到傳動(dòng)滾筒實(shí)際結(jié)構(gòu)非常復(fù)雜，如果嚴(yán)格按照實(shí)際結(jié)構(gòu)建模，必然會(huì)影響計(jì)算過(guò)程的速度。所以在建立時(shí)對(duì)一些尺寸較小的結(jié)構(gòu)進(jìn)行省略處理，比如倒角和倒圓結(jié)構(gòu)等。已有的實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)表明，這種簡(jiǎn)化不會(huì)對(duì)計(jì)算結(jié)果產(chǎn)生直接影響。

2.2 有限元模型的建立

在SolidWorks軟件中建立的三維模型導(dǎo)入到Ansys軟件中進(jìn)行后續(xù)有限元模型的建立。首先需要進(jìn)行材料屬性的設(shè)置，軸、輻板輪轂、脹套和筒殼使用的材料分別為45鋼、ZG230-450、40Cr、Q235A，查閱材料手冊(cè)可知這些材料的物理屬性，見表1。將表1中所列材料物理參數(shù)輸入到有限元模型中，以便得到準(zhǔn)確的計(jì)算結(jié)果(圖2)。

表1 傳動(dòng)滾筒主要結(jié)構(gòu)的材料屬性Tab.1 Material properties of the main structure of drive drum

圖2 基于Ansys軟件建立的傳動(dòng)滾筒有限元模型Fig.2 Finite element model of transmission drum based on Ansys software

網(wǎng)格劃分同樣是有限元建模中非常關(guān)鍵和重要的環(huán)節(jié)，會(huì)對(duì)計(jì)算過(guò)程和結(jié)果產(chǎn)生比較重要的影響。網(wǎng)格劃分越細(xì)，所得結(jié)果愈加精確，但是過(guò)細(xì)的網(wǎng)格會(huì)延長(zhǎng)計(jì)算過(guò)程，甚至導(dǎo)致計(jì)算過(guò)程不收斂，無(wú)法得到理想的結(jié)果；網(wǎng)格越大意味著結(jié)果精度越低，但計(jì)算過(guò)程越快[7]。所以在實(shí)踐中需要結(jié)合實(shí)際情況合理選擇網(wǎng)格單元的尺寸。Ansys軟件中自帶有多種類型的網(wǎng)格單元，這里選用比較常見的六面體單元類型進(jìn)行劃分，網(wǎng)格邊長(zhǎng)基于軟件進(jìn)行自動(dòng)確定，最終劃分得到的單元數(shù)量和節(jié)點(diǎn)數(shù)量分別為19 342和21 289個(gè)。

3 傳動(dòng)滾筒的靜力學(xué)分析結(jié)果

3.1 傳動(dòng)滾筒的應(yīng)力分布情況

在Ansys有限元軟件中建立好對(duì)應(yīng)的模型以后，可以調(diào)用軟件中內(nèi)置的求解器對(duì)模型進(jìn)行分析和計(jì)算，完成計(jì)算工作后可利用后處理器對(duì)結(jié)果進(jìn)行分析[8]。本文主要對(duì)傳動(dòng)滾筒的應(yīng)力和位移變形情況進(jìn)行統(tǒng)計(jì)分析。通過(guò)對(duì)主要零部件的應(yīng)力和位移變形情況分析，可以清晰地判斷傳動(dòng)滾筒工作時(shí)的危險(xiǎn)位置，為結(jié)構(gòu)優(yōu)化改進(jìn)提供理論依據(jù)。

帶式輸送機(jī)傳動(dòng)滾筒中軸、筒殼和輻板輪轂的應(yīng)力分布云圖如圖3所示。由圖3可知，傳動(dòng)滾筒內(nèi)部不同結(jié)構(gòu)件的應(yīng)力分布存在明顯的差異。其中，軸的應(yīng)力值最大，其次為輻板輪轂，筒殼的應(yīng)力相對(duì)較小。原因在于軸、輻板輪轂、筒殼的直徑依次增大，而各個(gè)零件承受的力矩相差不大，所以上述3個(gè)零件的受力情況依次降低。另外，即便在同一個(gè)零件內(nèi)部不同位置的應(yīng)力分布也呈現(xiàn)出嚴(yán)重的不均勻性。絕大部分部位的應(yīng)力相對(duì)較小，但是每個(gè)零件局部位置都出現(xiàn)了明顯的應(yīng)力集中現(xiàn)象。其中，軸結(jié)構(gòu)的最大應(yīng)力值為257.23 MPa，出現(xiàn)的位置為與脹套發(fā)生接觸的部位；筒殼結(jié)構(gòu)的最大應(yīng)力值為100.65 MPa，出現(xiàn)的位置為與輻板輪轂相接觸的部位，與膠帶相接觸的部位應(yīng)力相對(duì)較小，因?yàn)橥矚づc膠帶之間主要發(fā)生摩擦實(shí)現(xiàn)力的傳遞，接觸面積較大；輻板輪轂結(jié)構(gòu)的最大應(yīng)力值為159.40 MPa，出現(xiàn)的位置為輻板與輪轂相接觸的部位，主要是因?yàn)檩棸宓暮穸认鄬?duì)較小，特別容易出現(xiàn)應(yīng)力集中現(xiàn)象。

圖3 傳動(dòng)滾筒主要結(jié)構(gòu)件的受力云圖Fig.3 Force cloud diagram of the main structural parts of the transmission drum

3.2 傳動(dòng)滾筒的位移變形分布情況

帶式輸送機(jī)傳動(dòng)滾筒中軸、筒殼和輻板輪轂的位移變形分布云圖如圖4所示。

圖4 傳動(dòng)滾筒主要結(jié)構(gòu)件的位移變形云圖Fig.4 Deformation cloud diagram of the main structural parts of the transmission drum

由圖4可知，傳動(dòng)滾筒中不同的結(jié)構(gòu)件位移變形情況存在一定的差異，其中筒殼的位移變形情況最為顯著，其次為輻板輪轂，位移變形量最小的是軸結(jié)構(gòu)。另外，相同結(jié)構(gòu)件內(nèi)部不同位置的位移變形量也存在明顯的差異。每個(gè)結(jié)構(gòu)件局部位置都出現(xiàn)了明顯的位移變形集中現(xiàn)象。軸結(jié)構(gòu)的最大位移變形量為0.12 mm，出現(xiàn)的位置為中部區(qū)域，越往兩端位移變形量越??；筒殼結(jié)構(gòu)的最大位移變形量為0.38 mm，出現(xiàn)的區(qū)域同樣位于結(jié)構(gòu)中部位置，越往兩端靠近，位移變形量越小，主要是因?yàn)橥矚ぬ幱趹铱諣顟B(tài)，中部區(qū)域沒(méi)有支撐所以容易發(fā)生變形；輻板輪轂結(jié)構(gòu)最大位移變形量為0.22 mm，出現(xiàn)的位置為輻板與筒殼相接觸的區(qū)域。

3.3 傳動(dòng)滾筒的安全系數(shù)校核

傳動(dòng)滾筒中主要的結(jié)構(gòu)件軸、筒殼和輻板輪轂，其使用時(shí)的安全系數(shù)通常要求達(dá)到1.5，其中安全系數(shù)為材料的屈服強(qiáng)度與實(shí)際受力情況之間的比值[9]。以上3個(gè)結(jié)構(gòu)件的生產(chǎn)制作材料分別為45鋼、Q235A和ZG230-450，查閱材料手冊(cè)可知，這3種材料的屈服強(qiáng)度分別為355、235、230 MPa。基于以上靜力學(xué)分析結(jié)果可知，3種結(jié)構(gòu)件的最大應(yīng)力分別為257.23、100.65、159.40 MPa。雖然最大應(yīng)力值均沒(méi)有超過(guò)對(duì)應(yīng)材料的屈服強(qiáng)度，但是可以計(jì)算得到其實(shí)際安全系數(shù)分別為1.38、2.33、1.44，傳動(dòng)滾筒主要結(jié)構(gòu)件的安全系數(shù)如圖5所示。由圖5可以看出，軸和輻板輪轂的安全系數(shù)均小于基本要求1.5，只有筒殼的安全系數(shù)達(dá)到了實(shí)際使用需要。

圖5 傳動(dòng)滾筒主要結(jié)構(gòu)件的安全系數(shù)Fig.5 Safety factor of the main structural parts of the transmission drum

對(duì)于傳動(dòng)滾筒中使用的筒殼，除了應(yīng)力方面的要求以外，對(duì)位移變形情況也有特殊要求。通常筒殼的最大位移變形量不得超過(guò)筒殼直徑與膠帶寬度之間的比值。DTL120型帶式輸送機(jī)的筒殼直徑為500 mm，膠帶寬度為1 200 mm，兩者之間的比值為0.416 6。筒殼的最大位移變形量為0.38 mm，沒(méi)有超過(guò)要求值。所以傳滾筒結(jié)構(gòu)相對(duì)比較安全，但是傳動(dòng)滾筒的實(shí)際變形量與要求之間比較接近，仍然有進(jìn)一步優(yōu)化改進(jìn)的空間。

4 傳動(dòng)滾筒結(jié)構(gòu)的優(yōu)化改進(jìn)與應(yīng)用

4.1 優(yōu)化改進(jìn)方案

基于以上分析可以看出，傳動(dòng)滾筒的軸、輻板輪轂的應(yīng)力集中現(xiàn)象比較明顯，導(dǎo)致零件的安全系數(shù)較低，另外筒殼的未變形量相對(duì)較大。基于此，有必要對(duì)傳動(dòng)滾筒的結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)，以降低零件的應(yīng)力和位移變形量，提設(shè)備運(yùn)行過(guò)程的可靠性和穩(wěn)定性。由于DTL120型帶式輸送機(jī)的整體結(jié)構(gòu)已經(jīng)固定，所以在對(duì)傳動(dòng)滾筒進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)時(shí)，不得進(jìn)行較大范圍的改動(dòng)[10]?？紤]以上因素，本研究主要對(duì)傳動(dòng)滾筒中主要的零部件尺寸進(jìn)行優(yōu)化，提升零件整體的剛性和強(qiáng)度。

(1)優(yōu)化變量選擇。傳動(dòng)滾筒中主要是軸、輻板和筒殼零件出現(xiàn)了明顯的應(yīng)力集中或者位移變形集中現(xiàn)象，因此在對(duì)結(jié)構(gòu)件進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)時(shí)，以上述3個(gè)零件的關(guān)鍵尺寸為優(yōu)化變量，開展優(yōu)化改進(jìn)工作。主要的思路是優(yōu)化以上零部件的直徑或者厚度，以提升整體的剛度和強(qiáng)度，減小零件承受的應(yīng)力和位移變形量?？紤]到軸結(jié)構(gòu)與脹套接觸的部位出現(xiàn)了應(yīng)力集中，所以以該位置直徑為優(yōu)化變量。傳動(dòng)滾筒的優(yōu)化變量及其變化范圍見表2。

表2 優(yōu)化變量及其變化范圍Tab.2 Optimize variables and their range of change

(2)優(yōu)化約束條件。開展優(yōu)化改進(jìn)工作最主要的約束條件是傳動(dòng)滾筒中主要零件的最大應(yīng)力值，至少應(yīng)該滿足安全系數(shù)高于1.5的基本條件。前文已經(jīng)給出了軸、輻板和筒殼3種材料的屈服強(qiáng)度，根據(jù)安全系數(shù)可以計(jì)算得到以上3種零件工作時(shí)的最大應(yīng)力值，分別為236、153、156 MPa。在開展優(yōu)化改進(jìn)工作時(shí)，確保3個(gè)零件的最大應(yīng)力值不超過(guò)對(duì)應(yīng)的臨界值。另一方面，考慮到傳動(dòng)滾筒的生產(chǎn)制作成本，要求在保障基本約束條件的基礎(chǔ)上，傳動(dòng)滾筒的整體質(zhì)量最小，即需要將3個(gè)零件的各項(xiàng)尺寸控制在最小水平。優(yōu)化改進(jìn)工作基于Ansys軟件完成，根據(jù)上述尺寸變化范圍，利用軟件建立對(duì)應(yīng)的有限元模型，并計(jì)算得到結(jié)果。通過(guò)對(duì)結(jié)果比較分析，確定最優(yōu)結(jié)構(gòu)尺寸。

4.2 優(yōu)化改進(jìn)結(jié)果

完成優(yōu)化改進(jìn)工作后，Ansys軟件給出了對(duì)應(yīng)的優(yōu)化改進(jìn)結(jié)果。其中軸直徑、輻板厚度和筒殼厚度分別為155.0、8.5、12.5 mm。與原始的尺寸相比較而言，通過(guò)優(yōu)化改進(jìn)使得主要零件的結(jié)構(gòu)尺寸均出現(xiàn)了不同程度的變化。優(yōu)化改進(jìn)后帶式輸送機(jī)傳動(dòng)滾筒主要零件的應(yīng)力分布云圖如圖6所示。由圖6可知，軸、筒殼和輻板輪轂整體的應(yīng)力分布規(guī)律與優(yōu)化改進(jìn)前相比較，變化不大。整體的應(yīng)力分布不均勻，大部分位置的應(yīng)力相對(duì)較小，只有局部位置出現(xiàn)了應(yīng)力集中現(xiàn)象。但是最大應(yīng)力值與優(yōu)化改進(jìn)前相比有了一定程度的降低。其中，軸、筒殼和輻板輪轂的最大應(yīng)力分別降低到了149.27、91.50、100.83 MPa，降低幅度分別為41.97%、9.09%和36.74%，可以看出軸和輻板輪轂的降低量相對(duì)較大。更重要的是，優(yōu)化改進(jìn)后3個(gè)零件的安全系數(shù)全部高于1.5，完全能夠滿足實(shí)際使用需要。

圖6 優(yōu)化改進(jìn)后傳動(dòng)滾筒主要零件的應(yīng)力分布云圖Fig.6 Stress distribution cloud diagram of main parts of transmission drum after improvement

優(yōu)化改進(jìn)后帶式輸送機(jī)傳動(dòng)滾筒主要零件的位移變形分布云圖如圖7所示。由圖7可知，3個(gè)主要零件的位移變形分布規(guī)律與優(yōu)化改進(jìn)之前相比較基本類似。不同零件之間以及相同零件不同區(qū)域之間的位移變形情況呈現(xiàn)出很大的不均勻性。大部分部位的位移變形量相對(duì)較小，只有局部位置出現(xiàn)了比較明顯的位移變形現(xiàn)象。其中，軸和筒殼2個(gè)零件中部位置的位移變形量越大，與中心部位距離越遠(yuǎn)對(duì)應(yīng)的變形量越小；輻板中與筒殼相接觸的部位位移變形量最大。但是與優(yōu)化改進(jìn)前相比較，由于各個(gè)零件的關(guān)鍵尺寸有所增大，剛性有所增強(qiáng)，所以最大位移變形量均出現(xiàn)了不同程度的降低。優(yōu)化后，軸、筒殼、輻板輪轂的最大位移變形量分別為0.11、0.35、0.20 mm，降低幅度分別為5.00%、7.03%和11.50%。

圖7 優(yōu)化改進(jìn)后傳動(dòng)滾筒主要零件的位移變形分布云圖Fig.7 Deformation distribution cloud diagram of main parts of transmission drum after optimization and improvement

綜上，通過(guò)對(duì)軸、筒殼和輻板輪轂進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化改進(jìn)，帶式輸送機(jī)傳動(dòng)滾筒整體的受力情況得到明顯的改善，位移變形情況也有了一定程度的降低。在相同的工作環(huán)境下，優(yōu)化改進(jìn)后的傳動(dòng)滾筒運(yùn)行過(guò)程必然會(huì)更加可靠與穩(wěn)定。

4.3 應(yīng)用效果分析

基于上文所述的優(yōu)化改進(jìn)方案，對(duì)DTL120型帶式輸送機(jī)傳動(dòng)滾筒進(jìn)行技術(shù)改造，并對(duì)其實(shí)際運(yùn)行效果進(jìn)行連續(xù)3個(gè)月的測(cè)試。結(jié)果發(fā)現(xiàn)，傳動(dòng)滾筒整體運(yùn)行情況良好，相對(duì)比較穩(wěn)定，整個(gè)測(cè)試期間沒(méi)有出現(xiàn)明顯的故障問(wèn)題。此次傳動(dòng)滾筒技術(shù)改造工作，在一定程度上提升了帶式輸送機(jī)運(yùn)行過(guò)程的可靠性。分析優(yōu)化改造前后帶式輸送機(jī)故障率發(fā)現(xiàn)，優(yōu)化后設(shè)備的故障率降低了20%以上，為煤礦企業(yè)節(jié)省了大量的設(shè)備維護(hù)、保養(yǎng)、維修成本，創(chuàng)造了良好的經(jīng)濟(jì)效益。此次針對(duì)DTL120型帶式輸送機(jī)傳動(dòng)滾筒的分析與優(yōu)化改進(jìn)工作，達(dá)到了預(yù)期效果，獲得了相關(guān)技術(shù)人員的一致好評(píng)。

5 結(jié)論

本文主要以DTL120型帶式輸送機(jī)為研究對(duì)象，對(duì)其傳動(dòng)滾筒的靜力學(xué)進(jìn)行分析，同時(shí)對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)。所得結(jié)論主要如下。

(1)基于SolidWorks和Ansys軟件建立了傳動(dòng)滾筒的有限元模型，根據(jù)模型分析結(jié)果發(fā)現(xiàn)，主要零部件存在應(yīng)力集中和位移變形集中現(xiàn)象，不利于傳動(dòng)滾筒運(yùn)行過(guò)程的穩(wěn)定性，會(huì)增加零件運(yùn)行時(shí)的故障率。

(2)利用Ansys軟件，以軸、筒殼和輻板的主要尺寸為優(yōu)化變量，以上述零件的安全系數(shù)為約束條件，開展優(yōu)化改進(jìn)工作。優(yōu)化改進(jìn)后零件的主要尺寸有了一定程度的增加，使得應(yīng)力分布和位移變形分布情況有所改善。

(3)基于設(shè)計(jì)的優(yōu)化改進(jìn)方案，對(duì)DTL120型帶式輸送機(jī)傳動(dòng)滾筒開展技術(shù)改造工作，對(duì)改造后的設(shè)備進(jìn)行3個(gè)月的實(shí)踐測(cè)試，發(fā)現(xiàn)整體運(yùn)行穩(wěn)定良好，為設(shè)備的穩(wěn)定運(yùn)行奠定了堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)，也為煤礦企業(yè)創(chuàng)造了良好的經(jīng)濟(jì)效益。