劉 軍 陳 靜（河南工程學院機械工程學院，河南省鄭州市，451191）

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★煤礦安全★

基于Solid Works的帶式輸送機滾筒裝置的優(yōu)化設(shè)計

劉 軍 陳 靜
（河南工程學院機械工程學院，河南省鄭州市，451191）

摘 要常規(guī)帶式輸送機的設(shè)計采用平面受力分析的方法，難以得到滾筒裝置的準確受力狀況，因此往往選取較大的安全系數(shù)而增大了設(shè)備的重量和成本。采用有限元分析的方法對滾筒裝置進行強度分析和結(jié)構(gòu)優(yōu)化，能夠得到較合理的安全系數(shù)，為改進滾筒裝置設(shè)計、減輕滾筒裝置重量以及提高其綜合性能提供參考依據(jù)。

關(guān)鍵詞帶式輸送機 滾筒裝置 優(yōu)化設(shè)計 有限元分析

滾筒裝置是帶式輸送機的重要組成部分，其安全性影響到輸送機是否安全正常地工作運行。常規(guī)的滾筒裝置設(shè)計采用平面受力的分析方法，難以得到準確的受力狀況，因此往往選取較大的安全系數(shù)確保其正常工作，這不僅增加了設(shè)備的重量，而且增大了設(shè)備的成本。有限元分析的方法為帶式輸送機提供了一種更合理的計算方法，通過對滾筒裝置各個部分的受力分析校核，檢驗帶式輸送機滾筒裝置的安全性能，并對滾筒裝置進行優(yōu)化，達到較合理的安全系數(shù)，減輕滾筒裝置的重量。

1　滾筒裝置的結(jié)構(gòu)及建模

本文選取DTII型帶式輸送機進行分析，DTII型帶式輸送機的滾筒裝置是由左右兩個滾筒、滾動軸承、軸承座和鋼架結(jié)構(gòu)組成。兩個滾筒直徑均為830 mm，軸承座采用螺栓與機架相連接，整個滾筒裝置通過地腳螺栓與地板固定，鋼架結(jié)構(gòu)是由鋼板焊接而成。DTII型帶式輸送機滾筒裝置結(jié)構(gòu)圖如圖1所示。

圖1　DTII型帶式輸送機滾筒裝置結(jié)構(gòu)圖

鋼架結(jié)構(gòu)中由于鋼板的長度和寬度是厚度的20倍以上，符合殼體的要求，因此鋼架結(jié)構(gòu)采用了曲面建模；滾筒的長度為1400 mm，直徑為830 mm，壁厚為20 mm，也符合殼體的要求，因此滾筒壁也選用曲面建模。滾筒軸、軸承和軸承座等零部件的特征符合實體分析的要求，故采用實體建模。由于有限元分析時需要將模型簡化，故去除不影響主體應(yīng)力的細小結(jié)構(gòu)和不承載的結(jié)構(gòu)，同時考慮到滾筒裝置對垂直滾筒軸的中面是前后對稱的，利用其對稱性可以減小數(shù)據(jù)的計算規(guī)模并獲得更為準確的結(jié)果，因此對分析模型進行了對稱簡化，簡化后的分析模型如圖2所示。

圖2　簡化后分析模型

2　滾筒裝置受力及載荷施加

滾筒裝置受力示意圖如圖3所示。

圖3　滾筒裝置受力示意圖

（1）右滾筒受力分析。右滾筒受膠帶拉力F1 為69393 N，與水平面夾角為2.25°；拉力F4為44516 N，與水平面夾角為29.89°。根據(jù)余弦定理可以求出膠帶的合力F5為110770.1 N，與水平面夾角為13°。建立參考基準面通過滾筒軸心并指定合力F5的方向，參考基準面垂直于力的方向。由于滾筒包角為207.6°，使用軟件中分割線命令將滾筒面分割開，將合力F5加載在該包角范圍的滾筒面上。

（2）左滾筒受力分析。左滾筒受膠帶拉力F2 為19639 N，與水平面夾角為2.25°；拉力F3為44516 N，與水平面夾角為29.89°。同樣可求得F2與F3的合力F6為62580.5 N，與水平面夾角為21.52°。參考基準面及加載方法同右滾筒。

（3）除拉力外，滾筒裝置所受載荷還有其自重。使用載荷里的引力功能，重力加速度取9.8 m/s2以施加重力。加載完成后模型如圖4所示。

圖4　加載后模型

3　有限元分析

滾筒及裝置架的鋼結(jié)構(gòu)材料選用Q235A，軸承座材料為鑄造碳鋼。采用FFEPLUS解算器進行解算得出分析結(jié)果，分析的應(yīng)力云圖和位移云圖如圖5和圖6所示。

圖5　應(yīng)力云圖

圖6　位移云圖

由圖5可知，滾筒及滾筒鋼架結(jié)構(gòu)的應(yīng)力均能滿足要求，滾筒鋼架結(jié)構(gòu)上的應(yīng)力最大值σmax= 40.653 MPa，安全系數(shù)n=σs/σmax= 235 MPa/ 40.653 MPa=5.78，滿足強度要求且安全系數(shù)較大。由圖6可知，滾筒鋼架結(jié)構(gòu)上的最大位移量位于滾筒中部為0.81 mm，滿足剛度要求。

4　滾筒裝置鋼架結(jié)構(gòu)優(yōu)化

由于滾筒為標準件，本次優(yōu)化主要針對鋼架結(jié)構(gòu)進行。根據(jù)以上分析，滾筒鋼架結(jié)構(gòu)的強度和剛度不僅滿足要求，而且安全系數(shù)很大，在一定程度上導致了成本的增加，所以對其進行優(yōu)化驗證。

4.1 優(yōu)化步驟一

優(yōu)化主要通過減小滾筒鋼架結(jié)構(gòu)的鋼板厚度來實現(xiàn)。鋼架結(jié)構(gòu)中鋼板的原始厚度分別為上下橫板A= 12 mm，中間豎支撐板B=8 mm，兩側(cè)加強肋板C= 12 mm。鋼架結(jié)構(gòu)鋼板厚度示意圖如圖7所示。

圖7　鋼架結(jié)構(gòu)鋼板厚度示意圖

優(yōu)化時將板厚減少為:A= C=10 mm，B=7 mm，其他條件不變進行分析，此時分析的應(yīng)力云圖和位移云圖如圖8和圖9所示。由分析結(jié)果得出鋼架結(jié)構(gòu)最大應(yīng)力σmax=66.302 MPa，應(yīng)力有所增大，安全系數(shù)n=σs/σmax=235 MPa/66.302 MPa=3.54，設(shè)計余量仍然較大，最大位移數(shù)值為0.88 mm，出現(xiàn)在滾筒軸中部，滿足設(shè)計要求。

圖8　優(yōu)化一應(yīng)力云圖

圖9　優(yōu)化一位移云圖

4.2 優(yōu)化步驟二

考慮到上一步優(yōu)化后的安全系數(shù)仍然較大，這次取A=C=8 mm，B=6 mm，其他參數(shù)不變，此時分析的應(yīng)力云圖和位移云圖如圖10和圖11所示。由分析結(jié)果得出鋼架結(jié)構(gòu)最大應(yīng)力σmax= 98.301 MPa，應(yīng)力有所增大，安全系數(shù)n=σs/σmax=235 MPa/98.301 MPa =2.39。同時最大位移數(shù)值為0.89 mm，變化很小，出現(xiàn)在滾筒軸中部，滿足設(shè)計要求。

圖10　優(yōu)化二應(yīng)力云圖

圖11　優(yōu)化二位移云圖

4.3 優(yōu)化步驟三

通過前面的兩次優(yōu)化可以看出，右側(cè)軸承座附近的鋼架結(jié)構(gòu)是應(yīng)力較大的區(qū)域，可以考慮在此處進行加強，同時可以看出地腳螺栓附近的鋼板應(yīng)力較小。因此嘗試在右側(cè)軸承座附近的鋼架結(jié)構(gòu)處添加新的加強肋板，增加此處強度，同時減少地腳螺栓處加強肋板的數(shù)量，并且進一步減少鋼架結(jié)構(gòu)的板厚，取A=C=6 mm，B=5 mm，其他參數(shù)不變。鋼架結(jié)構(gòu)調(diào)整前后示意圖如圖12和圖13所示，優(yōu)化后應(yīng)力云圖和位移云圖如圖14和圖15所示。

圖12　鋼架結(jié)構(gòu)調(diào)整前示意圖

圖13　鋼架結(jié)構(gòu)調(diào)整后示意圖

圖14　優(yōu)化三應(yīng)力云圖

由圖14和圖15可以看出，最大應(yīng)力仍在右軸承座附近，σmax=85.341 MPa，安全系數(shù)n=σs/ σmax=235MPa/85.341 MPa= 2.75，同時最大位移值為0.88 mm，能夠滿足設(shè)計要求。盡管板厚減少，但是最大應(yīng)力值卻略有下降，地腳螺栓處的應(yīng)力也沒有明顯上升，與原始設(shè)計方案相比較，應(yīng)力分布也更加均勻，滿足了設(shè)計中載荷均布的原則，說明對滾筒鋼架結(jié)構(gòu)的調(diào)整起到了較好的作用。

圖15　優(yōu)化三位移云圖

5　結(jié)語

通過三次優(yōu)化后，在滿足強度和剛度的前提下，滾筒裝置鋼板厚度由最初的A=C=12 mm，B=8 mm，減少到A=C=6 mm，B=5 mm，優(yōu)化后的滾筒裝置重量從1012 kg減少到706 kg，重量減少了30%。通過優(yōu)化分析，滾筒裝置鋼架結(jié)構(gòu)更加合理，應(yīng)力分布更加均勻，滿足了使用要求，為帶式輸送機滾筒裝置的設(shè)計優(yōu)化提供了參考。

參考文獻：

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（責任編輯 路 強）

Optimization design of drum device of belt conveyor based on Solid Works

Liu Jun，Chen Jing
（School of Mechanical Engineering，Henan University of Engineering，Zhengzhou，Henan 451191，China）

AbstractThe conventional design of belt conveyor was based on the method of plane stress analysis，it is difficult to obtain the accurate stress state of drum device，therefore the safety factor was often too large，so that the weight and cost of the device were increased.Strength analysis and structure optimization of the drum device was done to achieve a more reasonable safety factor by the finite element analysis method，which provided the references for improving the design and reducing the weight and enhancing the combination properties of the drum device.

Key wordsbelt conveyor，drum device，optimization design，finite element analysis

中圖分類號TD402

文獻標識碼A

作者簡介：劉軍（1978－），男，河南杞縣人，講師，現(xiàn)任職于河南工程學院機械工程學院，主要研究方向為機械設(shè)計及制造。