胡　艷，吳　焱

（安徽工貿(mào)職業(yè)技術(shù)學(xué)院機(jī)械與汽車工程系，安徽淮南232001）

帶式輸送機(jī)自移卸載裝置優(yōu)化設(shè)計(jì)

胡艷，吳焱

（安徽工貿(mào)職業(yè)技術(shù)學(xué)院機(jī)械與汽車工程系，安徽淮南232001）

針對自主設(shè)計(jì)的帶式輸送機(jī)自移卸載裝置進(jìn)行優(yōu)化分析，并對改進(jìn)前和改進(jìn)后的自移卸載裝置整體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度進(jìn)行有限元分析得到應(yīng)力云圖，比較了兩者的差異。分析結(jié)果表明：改進(jìn)后的自移式卸載伸縮帶式輸送機(jī)大大提高了矸石的連續(xù)排放運(yùn)輸效率，可有效適應(yīng)煤炭行業(yè)機(jī)械化高效生產(chǎn)需求。

帶式輸送機(jī)；自移卸載裝置；優(yōu)化設(shè)計(jì)；有限元

隨著煤炭需求量和采煤的機(jī)械化，煤矸石排量也在劇增，現(xiàn)在全世界每年排放近億噸，而矸石的連續(xù)排放運(yùn)輸問題逐漸被提到議程中來［1、2］。縱觀目前，國內(nèi)外排矸任務(wù)基本上都是采用可伸縮式帶式輸送機(jī)來完成，但由于卸載裝置較為笨重，矸石又很容易松動(dòng)這樣卸載裝置很容易陷在矸石中，造成移動(dòng)困難，工作效率低，成為該系統(tǒng)中的瓶頸，急需解決［3、4］。

基于以上問題，所在課題組提出了一種自移式卸載伸縮帶式輸送機(jī)，可實(shí)現(xiàn)機(jī)械化操完成卸載裝置的自移，保障排矸，提高效率。本文采用限元的方法對該卸載裝置的進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，提高其結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和安全可靠性。

1　帶式輸送機(jī)自移卸載裝置的工作原理

自移式卸載裝置由液壓泵站1、調(diào)姿油缸2、推進(jìn)油缸3、移動(dòng)卸載架4、軌道5組成，它可以在一定傾角α內(nèi)沿軌道移動(dòng)，如圖1所示。自移卸載裝置采用液壓缸可調(diào)節(jié)自身平衡，可適應(yīng)軟硬條件不同的基礎(chǔ)。

圖1　自移式卸載裝置圖

2　基于ANSYS自移卸載裝置結(jié)構(gòu)的優(yōu)化分析

2.1現(xiàn)有自移卸載裝置的受力分析

（1）自移卸載裝置有限元模型的建立

由于自移卸載裝置模型比較復(fù)雜，因此利用三維建模軟件SolidWorks建立模型，為了簡化分析，去除了多余的螺栓和液壓缸，只保留移動(dòng)卸載架，導(dǎo)入ANSYSWorkbench中的Static Structual分析系統(tǒng)中，各部分通過固定約束連接，設(shè)置材料為Structural Steel，材料保持系統(tǒng)默認(rèn)。各結(jié)構(gòu)件采用捆定接觸方式連接。網(wǎng)格劃分方式為自由劃分，共劃分247 981個(gè)單元、94060個(gè)節(jié)點(diǎn)，如下圖2所示。

圖2　自移卸載裝置的網(wǎng)格圖

載荷的施加主要是滾筒扭矩為40 kN·m，滾筒合力為260 kN；托輥和皮帶以及上面的貨物對支架的力大約為10 kN；其它部件作用在橫梁上的力約為20 kN，調(diào)姿油缸和推進(jìn)油缸簡化為作用力，如圖3所示。

圖3　自移卸載裝置的受力簡圖

（2）自移卸載裝置靜力學(xué)分析

下面主要對不同極端工作狀態(tài)下進(jìn)行受力分析。

工況1：自移卸載裝置被矸石掩埋，所需的推力達(dá)到推進(jìn)油缸的最大推進(jìn)力500 kN時(shí)，下方兩個(gè)推進(jìn)油缸同時(shí)工作時(shí)，受力情況如圖4所示。

圖4　工況1推進(jìn)油缸支座局部受力云圖

工況2：自移卸載裝置被矸石掩埋，所需的推力達(dá)到調(diào)姿油缸的最大調(diào)姿力240 kN時(shí)，上前方兩個(gè)調(diào)姿油缸工作時(shí)，受力情況如圖5所示。

圖5　工況2調(diào)姿油缸支座局部受力云圖

工況3：自移卸載裝置被矸石掩埋，所需的調(diào)姿力達(dá)到調(diào)姿油缸的最大調(diào)姿力240 kN，上方四個(gè)調(diào)姿油缸同時(shí)工作時(shí)，受力情況如圖6所示。

圖6　工況3托輥架的支撐座局部受力云圖

工況4：自移卸載裝置被矸石掩埋，所需的調(diào)姿力達(dá)到調(diào)姿油缸的最大調(diào)姿力240 kN并且此時(shí)所需的推進(jìn)力也達(dá)到最大值500 kN，上方四個(gè)調(diào)姿油缸同時(shí)工作下方兩個(gè)推進(jìn)油缸工作時(shí)，受力情況如圖7所示。

圖7　工況4托輥架的支撐座局部受力云圖

由圖4可以看出兩個(gè)推進(jìn)油缸同時(shí)工作時(shí)在最大推進(jìn)力500 kN下的最大應(yīng)力為159.7 MPa，最大應(yīng)力發(fā)生在推進(jìn)油缸支座處；由圖5可以看出前兩個(gè)調(diào)姿油缸同時(shí)工作時(shí)在最大調(diào)姿力240 kN下的最大應(yīng)力為452.5 MPa，最大應(yīng)力發(fā)生在前方調(diào)姿油缸支座應(yīng)力處；由圖6可以看出四個(gè)調(diào)姿油缸同時(shí)工作時(shí)在最大調(diào)姿力240 kN下的為378.5 MPa，最大應(yīng)力發(fā)生在托輥架的支撐座處；由圖7可以看出四個(gè)調(diào)姿油缸和下方兩個(gè)推進(jìn)油缸同時(shí)工作時(shí)在最大調(diào)姿力240 kN和最大推進(jìn)力500 kN下的最大應(yīng)力為380 MPa；最大應(yīng)力發(fā)生在托輥架的支撐座處。綜合圖4~7，可以看出，現(xiàn)有帶式輸送機(jī)在自移時(shí)，推進(jìn)缸支座、調(diào)姿油缸支座、托輥架的支撐座造成應(yīng)力集中，長期作業(yè)時(shí)極有可能遭到破壞，且會(huì)對機(jī)架產(chǎn)生一定的扭曲并產(chǎn)生的不良后果。

2.2改進(jìn)型自移卸載裝置的受力分析

改進(jìn)型的自移卸載裝置主要是在上方加了三根橫梁，以提高其結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和安全可靠性，其網(wǎng)格模型如圖8所示，其他參數(shù)與2.1節(jié)（1）部分一致。同現(xiàn)有的自移卸載裝置一樣也分為四種工況進(jìn)行有限元分析，四種工況云圖如圖9~圖12，具體結(jié)果如下：

圖8　改進(jìn)型的自移卸載裝置的網(wǎng)格圖

由圖9可以看出改進(jìn)后兩個(gè)推進(jìn)油缸同時(shí)工作時(shí)在最大推進(jìn)力500 kN下的最大應(yīng)力為119.1 MPa，最大應(yīng)力發(fā)生在托輥架的支撐座處；由圖10可以看出改進(jìn)前兩個(gè)調(diào)姿油缸工作時(shí)在最大調(diào)姿力240 kN下的最大應(yīng)力為359 MPa，最大應(yīng)力發(fā)生在前方調(diào)姿油缸支座應(yīng)力處；由圖11可以看出改后前四個(gè)調(diào)姿油缸同時(shí)工作時(shí)在最大調(diào)姿力240 kN下的最大應(yīng)力為267.9 MPa，最大應(yīng)力發(fā)生在前方調(diào)姿油缸支座應(yīng)力處；由圖12可以看出四個(gè)調(diào)姿油缸和下方兩個(gè)推進(jìn)油缸同時(shí)工作時(shí)在最大調(diào)姿力240 kN和最大推進(jìn)力500 kN下的最大應(yīng)力為310 MPa，最大應(yīng)力發(fā)生在前方調(diào)姿油缸支座應(yīng)力處。綜合圖9～12，可以看出，與現(xiàn)有自移卸載裝置相比最大應(yīng)力主要發(fā)生在調(diào)姿油缸支座，且最大應(yīng)力小了很多，載荷分布較以前更合理合理，減了應(yīng)力集中，降低了自移卸載裝置損壞幾率，延長使用壽命。

圖9　工況1改進(jìn)型推進(jìn)油缸支座局部受力云圖

圖10　工況2改進(jìn)型調(diào)姿油缸支座局部受力云圖

圖11　工況3改進(jìn)型調(diào)姿油缸支座局部受力云圖

圖12　工況4改進(jìn)型調(diào)姿油缸支座局部受力云圖

3　結(jié)束語

安裝橫梁改進(jìn)前后自移卸載裝置的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度有了很大的提高。最大位移較以前也比較有規(guī)律，最大位移發(fā)生在托輥架，位移主要是托輥受力造成。這說明改進(jìn)后的自移卸載裝置載荷分布較以前合理，結(jié)構(gòu)性能和可靠性有顯著的改善。

［1］趙玉文，李云海，帶式輸送機(jī)的現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢［J］.煤礦機(jī)械，2004，（4）：1-3.

［2］蔣衛(wèi)良，韓東勁，我國煤礦帶式輸送機(jī)現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢［J］.煤礦機(jī)電，2008，（1）：1-6.

［3］李鉻，李春廣，梁睦，等.煤礦帶式輸送機(jī)事故分析及防護(hù)措施［J］.中國安全科學(xué)學(xué)報(bào)，2006，16（3）：140-144.

［4］陳清華，潘地林，李松.帶式輸送機(jī)傳動(dòng)滾筒軸的有限元分析［J］.煤礦機(jī)械，2004，（5）：55-56.

Optimum Design of Self-unloading Device of BeltConveyor

HU Yan，WU Yan
（Department ofMechanical and Automotive Engineering，Anhui Industry&Trade Vocational Technical College，Huainan Anhui 232001，China）

This article for the independent design belt conveyor selfmoving and unloading device to analyze and optimize；and of the improved and the improvement of selfmoving unloading device for the overall strength of the structure of finite element analysis of the stress nephogram，compared the differences between the two.The analysis results show that the improved self moving unloading telescopic belt conveyor can greatly improve the efficiency of continuous discharge of waste rock，and can effectively adapt to the demand of coal industry mechanization and high efficiency.

belt conveyor；self unloading device；optimization design；finite elementmethod

TD528

A

1672-545X（2016）06-0014-03

2016-03-01

安徽省高校質(zhì)量工程“機(jī)械制造與自動(dòng)化專業(yè)綜合改革試點(diǎn)”項(xiàng)目（2014zy120）；安徽省高校省級質(zhì)量工程“數(shù)控技術(shù)特色專業(yè)”項(xiàng)目（20101657）。

胡艷（1982-），女，安徽淮南人，碩士，講師，主要從事機(jī)械設(shè)計(jì)與制造等方面的科研與教學(xué)工作；吳焱（1981-），男，安徽淮南人，碩士，講師，主要從事機(jī)械CAD/CAM方面研究。