帶式輸送機傳動滾筒輻板輪轂強度分析與優(yōu)化設計

宮韶華

（晉能控股裝備制造集團大同科大煤機有限公司，山西 大同 037000）

引言

帶式輸送機作為煤炭生產(chǎn)過程中極為關鍵的輸送設備，負責將井下原煤輸送至地面，處于長時間連續(xù)運行狀態(tài)，因此，煤炭行業(yè)對其運行的可靠性和經(jīng)濟性提出了更高的要求[1-2]。傳動滾筒作為帶式輸送機的組成部分，工作過程中連續(xù)回轉(zhuǎn)，與帶式輸送機的能耗與經(jīng)濟性息息相關[3]。輻板輪轂作為傳動滾筒殼的主要支撐零件，與傳動滾筒一同進行回轉(zhuǎn)運動，不僅需要具有足夠的強度和剛度，還要具有較輕的質(zhì)量，獲得較小的轉(zhuǎn)動慣量，以減少滾筒啟動與連續(xù)運轉(zhuǎn)時的能耗，保證帶式輸送機的整體經(jīng)濟性[4-6]。針對某煤炭企業(yè)服役的帶式輸送機，以其傳動滾筒輻板輪轂為研究對象，開展傳動滾筒輻板輪轂強度分析與優(yōu)化設計工作，對于進一步提升帶式輸送機的運行經(jīng)濟性具有重要意義。

1 傳動滾筒結構概述

傳動滾筒作為帶式輸送機重要的組成部件，軸端連接帶式輸送機的驅(qū)動裝置輸出的轉(zhuǎn)矩，筒殼表面包覆著輸送帶。工作時驅(qū)動裝置驅(qū)動傳動滾筒運轉(zhuǎn)，之后借助輸送帶與傳動滾筒之間張緊力產(chǎn)生的摩擦力驅(qū)動輸送帶連續(xù)運轉(zhuǎn)，井下原煤置于輸送帶上實現(xiàn)原煤的輸送功能。根據(jù)帶式輸送機運輸能力大小要求的不同，有的傳動滾筒兩軸端均可進行驅(qū)動，載荷要求較小的則設置為單軸端驅(qū)動，當前服役的帶式輸送機傳動滾筒結構為單端驅(qū)動。單端驅(qū)動傳動滾筒結構如圖1所示，包括滾筒軸、軸承、輻板、脹套、筒殼和輪轂等。

2 有限元仿真分析

2.1 三維模型建立

依據(jù)帶式輸送機傳動滾筒輻板輪轂技術資料及測繪結果，運用SolidWorks建模軟件完成輻板輪轂的三維模型建立，為了確保三維模型導入ANSYS仿真計算軟件中的準確性，提高仿真計算效率，簡化了輻板輪轂的倒角特征。

圖1 傳動滾筒結構組成

2.2 材料屬性設置

為了更好地仿真帶式輸送機傳動滾筒輻板輪轂的工作情況，建立整個傳動滾筒的三維模型，導入ANSYS仿真分析軟件之后需要對各個零部件進行材料屬性的設置。滾筒軸使用的是45號鋼，其彈性模量設置為193 GPa、泊松比設置為0.28；輻板輪轂使用的是ZG230-450，其彈性模量設置為207 GPa、泊松比設置為0.28；脹套使用的是40Cr，彈性模量設置為206 GPa，泊松比設置為0.3；筒殼使用的是Q235，彈性模量設置為200 GPa，泊松比設置為0.29。

2.3 網(wǎng)格劃分

網(wǎng)格劃分質(zhì)量好壞直接關系著有限元仿真分析的結果準確性和計算效率，為了確保傳動滾筒網(wǎng)格劃分的合理性，此處使用ANSYS仿真軟件自帶的網(wǎng)格劃分工具，選擇自由劃分網(wǎng)格功能，完成傳動滾筒網(wǎng)格的劃分。

2.4 約束和載荷

結合傳動滾筒實際工作情況，分析工作受力情況可知，傳動滾筒工作時主要承受自重、張緊力、單軸端的輸入扭矩。自重載荷的施加通常采用對整個模型設置重力加速度的方法進行設置，即添加重力加速度9.8 m/s2；張緊力設置為垂直于滾筒軸軸線的作用力；單端輸入扭矩轉(zhuǎn)換為沿滾筒切線方向的切向力。傳動滾筒工作時的約束主要是兩端軸承的支撐約束，故而還要設置傳動滾筒兩端的軸承約束。完成約束和載荷施加之后的有限元仿真模型如圖2所示。

圖2 傳動滾筒有限元仿真模型

2.5 仿真結果

完成傳動滾筒輻板輪轂強度分析的前處理工作之后即可啟動ANSYS仿真計算軟件自帶的求解器進行仿真計算，待仿真計算完成之后提取輻板輪轂的仿真計算結果，包括輻板輪轂的等效應力分布云圖和位移分布云圖，分別如圖3和圖4所示。

圖3 輻板輪轂等效應力（MPa）分布云圖

圖4 輻板輪轂位移（mm）分布云圖

圖3為輻板輪轂等效應力分布云圖，可得工作時輻板輪轂的最大工作應力為39.85 MPa，應力集中發(fā)生在輻板與輪轂接觸的位置，主要原因是輻板和輪轂接觸位置存在較明顯的截面尺寸變化，接觸尖角位置存在應力集中。圖4為輻板輪轂位移分布云圖，可得工作時輻板輪轂的最大變形為0.22 mm，出現(xiàn)在輻板和筒殼接觸的邊緣位置，主要原因是傳統(tǒng)滾筒工作時輻板受到筒殼的壓力較大。輻板輪轂的材料使用的是ZG230-450，極限屈服強度數(shù)值為230 MPa，由此計算可得輻板輪轂的安全系數(shù)約為5.14，相較于傳動滾筒實際使用要求的安全系數(shù)1.5，設計強度足夠，具有進一步優(yōu)化設計的可能。

3 輕量化設計

類似輻板輪轂這種結構件的優(yōu)化主要包括以下幾個方向：第一是改進結構件的整體強度，保證使用過程中的安全和可靠；第二是降低結構件的質(zhì)量，由于其屬于輻板輪轂這種連續(xù)回轉(zhuǎn)的結構件，質(zhì)量降低有利于降低輻板輪轂的啟動慣性力矩和運轉(zhuǎn)時的回轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩；第三是優(yōu)化結構件的尺寸，以便充分發(fā)揮結構件材料的強度和剛度潛力。綜合目前輻板輪轂的實際情況，安全系數(shù)足夠，不需要進行強度提高優(yōu)化，可以優(yōu)化的方向是輕量化設計，降低輻板輪轂的質(zhì)量，提高其啟動和連續(xù)運轉(zhuǎn)性能。當前輻板厚度為6.25 mm，將其降低至4.85 mm，完成輕量化優(yōu)化改進方案設計。

4 優(yōu)化結果驗證

根據(jù)輻板輪轂輕量化改進方案進行有限元模型的修改，主要完成輻板厚度數(shù)值的修改，之后的前處理工作參數(shù)均與優(yōu)化之前的設置相一致。啟動ANSYS仿真軟件自帶求解器完成輻板輪轂的強度分析，提取輻板輪轂的等效應力分布云圖和位移分布云圖，分別如圖5和圖6所示。

圖5 優(yōu)化后輻板輪轂等效應力分布云圖

圖6 優(yōu)化后輻板輪轂位移分布云圖

由圖5優(yōu)化之后的輻板輪轂等效應力分布云圖可得，優(yōu)化前后相同工作情況下，優(yōu)化之后的輻板輪轂的最大工作應力為100.83 MPa，位置仍然出現(xiàn)在輻板與輪轂接觸的位置。相較于優(yōu)化之前的39.85 MPa，出現(xiàn)了明顯的升高，但是計算可知輻板輪轂的安全系數(shù)為2.28，對比傳動滾筒要求的安全系數(shù)不低于1.5而言依然滿足安全使用要求。由圖6優(yōu)化之后的輻板輪轂位移分布云圖可得，優(yōu)化后的輻板輪轂最大變形數(shù)值為0.57 mm，處于輻板與筒殼接觸的邊緣位置。相較于優(yōu)化之前出現(xiàn)了一定的提高，但是依然能夠滿足輻板輪轂的正常使用要求。

統(tǒng)計結果顯示，優(yōu)化之前的輻板輪轂質(zhì)量約為24.56 kg，厚度降低1.4 mm之后輻板輪轂的質(zhì)量為19.13 kg，由此可見實現(xiàn)了輻板輪轂輕量化設計的目的，優(yōu)化后質(zhì)量降低了約22.11%，取得了很好的優(yōu)化效果。由上述結果可知，輻板輪轂依然存在繼續(xù)減重的可能，但是為了保證輻板輪轂的使用安全性，未開展進一步的優(yōu)化工作。

5 結論

輻板輪轂作為帶式輸送機傳動滾筒的組成部件，工作時連續(xù)回轉(zhuǎn)運動，質(zhì)量屬性直接與其運行經(jīng)濟性相關。針對某煤炭企業(yè)服役的帶式輸送機，以其傳動滾筒輻板輪轂為研究對象，開展傳動滾筒輻板輪轂強度分析，結果表明，輻板輪轂設計強度高于要求強度較多，有必要進一步進行優(yōu)化設計。通過將輻板厚度由6.25 mm降低至4.85 mm的方法完成了優(yōu)化，結果表明，輻板輪轂在使用強度剛度足夠的情況下，質(zhì)量降低了約22.11%，優(yōu)化結果顯著。