宮韶華

（晉能控股裝備制造集團(tuán)大同科大煤機(jī)有限公司，山西 大同 037000）

引言

帶式輸送機(jī)作為煤炭生產(chǎn)過程中極為關(guān)鍵的輸送設(shè)備，負(fù)責(zé)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(jì)性提出了更高的要求[1-2]。傳動滾筒作為帶式輸送機(jī)的組成部分，工作過程中連續(xù)回轉(zhuǎn)，與帶式輸送機(jī)的能耗與經(jīng)濟(jì)性息息相關(guān)[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(jìn)行回轉(zhuǎn)運動，不僅需要具有足夠的強(qiáng)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(jī)的整體經(jīng)濟(jì)性[4-6]。針對某煤炭企業(yè)服役的帶式輸送機(jī)，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(qiáng)度分析與優(yōu)化設(shè)計工作，對于進(jìn)一步提升帶式輸送機(jī)的運行經(jīng)濟(jì)性具有重要意義。

1 傳動滾筒結(jié)構(gòu)概述

傳動滾筒作為帶式輸送機(jī)重要的組成部件，軸端連接帶式輸送機(jī)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(jī)運輸能力大小要求的不同，有的傳動滾筒兩軸端均可進(jìn)行驅(qū)動，載荷要求較小的則設(shè)置為單軸端驅(qū)動，當(dāng)前服役的帶式輸送機(jī)傳動滾筒結(jié)構(gòu)為單端驅(qū)動。單端驅(qū)動傳動滾筒結(jié)構(gòu)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(jī)傳動滾筒輻板輪轂技術(shù)資料及測繪結(jié)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(dǎo)入ANSYS仿真計算軟件中的準(zhǔn)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(jié)構(gòu)組成

2.2 材料屬性設(shè)置

為了更好地仿真帶式輸送機(jī)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(dǎo)入ANSYS仿真分析軟件之后需要對各個零部件進(jìn)行材料屬性的設(shè)置。滾筒軸使用的是45號鋼，其彈性模量設(shè)置為193 GPa、泊松比設(shè)置為0.28；輻板輪轂使用的是ZG230-450，其彈性模量設(shè)置為207 GPa、泊松比設(shè)置為0.28；脹套使用的是40Cr，彈性模量設(shè)置為206 GPa，泊松比設(shè)置為0.3；筒殼使用的是Q235，彈性模量設(shè)置為200 GPa，泊松比設(shè)置為0.29。

2.3 網(wǎng)格劃分

網(wǎng)格劃分質(zhì)量好壞直接關(guān)系著有限元仿真分析的結(jié)果準(zhǔn)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(jié)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(shè)置重力加速度的方法進(jìn)行設(shè)置，即添加重力加速度9.8 m/s2；張緊力設(shè)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(shè)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(jié)果

完成傳動滾筒輻板輪轂強(qiáng)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(jìn)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(jié)果，包括輻板輪轂的等效應(yīng)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(yīng)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(yīng)力分布云圖，可得工作時輻板輪轂的最大工作應(yīng)力為39.85 MPa，應(yīng)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(yīng)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(qiáng)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(shè)計強(qiáng)度足夠，具有進(jìn)一步優(yōu)化設(shè)計的可能。

3 輕量化設(shè)計

類似輻板輪轂這種結(jié)構(gòu)件的優(yōu)化主要包括以下幾個方向：第一是改進(jìn)結(jié)構(gòu)件的整體強(qiáng)度，保證使用過程中的安全和可靠；第二是降低結(jié)構(gòu)件的質(zhì)量，由于其屬于輻板輪轂這種連續(xù)回轉(zhuǎn)的結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)件的尺寸，以便充分發(fā)揮結(jié)構(gòu)件材料的強(qiáng)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(jìn)行強(qiáng)度提高優(yōu)化，可以優(yōu)化的方向是輕量化設(shè)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(dāng)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(jìn)方案設(shè)計。

4 優(yōu)化結(jié)果驗證

根據(jù)輻板輪轂輕量化改進(jìn)方案進(jìn)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(shè)置相一致。啟動ANSYS仿真軟件自帶求解器完成輻板輪轂的強(qiáng)度分析，提取輻板輪轂的等效應(yīng)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(yīng)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(yīng)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(yīng)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(jié)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(shè)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(jié)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(jìn)一步的優(yōu)化工作。

5 結(jié)論

輻板輪轂作為帶式輸送機(jī)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(jì)性相關(guān)。針對某煤炭企業(yè)服役的帶式輸送機(jī)，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(qiáng)度分析，結(jié)果表明，輻板輪轂設(shè)計強(qiáng)度高于要求強(qiáng)度較多，有必要進(jìn)一步進(jìn)行優(yōu)化設(shè)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(jié)果表明，輻板輪轂在使用強(qiáng)度剛度足夠的情況下，質(zhì)量降低了約22.11%，優(yōu)化結(jié)果顯著。