胡 斌
(山西西山煤電股份有限公司馬蘭礦機(jī)電科, 山西 古交 030205)
煤炭作為國(guó)民經(jīng)濟(jì)發(fā)展的重要能源資源,對(duì)人類經(jīng)濟(jì)社會(huì)的發(fā)展提供了巨大的助力,特別是在現(xiàn)代社會(huì)對(duì)電力、冶金行業(yè)需求不斷擴(kuò)大的同時(shí),作為基礎(chǔ)動(dòng)力的煤炭資源的需求劇增,因此各煤礦生產(chǎn)企業(yè)不斷提升井下煤炭開采效率,為了適應(yīng)井下復(fù)雜的地質(zhì)環(huán)境和大運(yùn)量的需求,各類型的帶式輸送機(jī)不斷投入應(yīng)用。滾筒作為輸送機(jī)傳遞動(dòng)力和改變方向的機(jī)構(gòu),在工作時(shí)需要承受巨大應(yīng)力、扭矩,在長(zhǎng)期運(yùn)行時(shí)極易在結(jié)構(gòu)強(qiáng)度較弱的地方出現(xiàn)扭曲變形或者斷裂,輕者造成輸送機(jī)系統(tǒng)停機(jī)維修,重則造成輸送帶下滑、煤炭散落甚至人員傷亡事故,因此為了提升輸送機(jī)滾筒軸的可靠性,迫切需要改變盲目增加安全系數(shù)確保滾筒軸工作安全性的方法。本文以某礦用輸送機(jī)系統(tǒng)的滾筒軸為研究對(duì)象,利用仿真軟件對(duì)其結(jié)構(gòu)強(qiáng)度進(jìn)行分析,研究滾筒軸結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案,降低滾筒軸質(zhì)量,提升結(jié)構(gòu)強(qiáng)度[1]。
輸送帶在工作時(shí)是利用驅(qū)動(dòng)滾筒和輸送帶之間的摩擦力實(shí)現(xiàn)輸送帶的運(yùn)行,在摩擦力作用下,輸送帶的驅(qū)動(dòng)滾筒的輸入側(cè)產(chǎn)生張緊,在驅(qū)動(dòng)滾筒的輸出側(cè)有一定的松弛,由受力平衡分析可知,輸送帶在驅(qū)動(dòng)滾筒兩側(cè)的張緊力的差值和驅(qū)動(dòng)滾筒作用在輸送帶上的摩擦力相等,可表示為[1]:
式中:S1為輸送帶輸入側(cè)的張緊力;S2為輸送帶輸出側(cè)的張緊力;Sf為滾筒作用在輸送帶上的圓周力。
輸送帶在驅(qū)動(dòng)滾筒的作用下實(shí)現(xiàn)圓周運(yùn)動(dòng),其工作狀態(tài)下輸送帶內(nèi)的受力情況如圖1所示。
圖1 輸送機(jī)工作時(shí)輸送帶的傳動(dòng)受力圖
由圖1可知,驅(qū)動(dòng)滾筒在工作時(shí)的受力情況與帶傳動(dòng)主動(dòng)輪受力情況一致,由帶傳動(dòng)的摩擦驅(qū)動(dòng)理論分析可知,工作時(shí)輸送帶在驅(qū)動(dòng)滾筒兩側(cè)分別為緊邊和松邊,在兩側(cè)邊應(yīng)力差值的作用下作用在驅(qū)動(dòng)滾筒上的合力將會(huì)是作用在滾筒軸中心線上的一個(gè)水平力的分量F及一個(gè)力矩T,在其共同作用下,將導(dǎo)致滾筒軸在水平截面內(nèi)產(chǎn)生一個(gè)扭轉(zhuǎn)和彎曲的彎扭組合受力[2]。
滾筒軸在受到彎扭組合作用力的同時(shí),滾筒兩端脹套對(duì)滾筒軸的作用力分別為F1、F2,滾筒軸兩側(cè)的軸承支座會(huì)對(duì)其產(chǎn)生一個(gè)反作用力F3、F4的作用,作用在滾筒軸上的受力如圖2所示[2]。
由圖2可知,在滾筒軸的2-3段、4-5段所受到的作用力F=(S1+S2)/2,滾筒軸內(nèi)的彎矩從圖示位置2處開始產(chǎn)生,在位置3和位置4之間彎矩保持不變,在位置4處開始減小,直到位置5處彎矩降低為零。由帶傳動(dòng)的摩擦驅(qū)動(dòng)理論及輸送機(jī)工作時(shí)的受力平衡[3]可知:
圖2 滾筒軸受力結(jié)構(gòu)模型
式中:e為自然對(duì)數(shù)的底數(shù);α為輸送帶和驅(qū)動(dòng)滾筒之間的圍包角;μ為輸送帶和驅(qū)動(dòng)滾筒之間的摩擦系數(shù)。
作用在滾筒軸上的彎矩M、扭矩T及剪力F可分別表示為:
式中:b為受力點(diǎn)距離滾筒軸端部的距離,取0.419 m;D為受力點(diǎn)處滾筒軸的直徑,取1.25 m。
本文以某礦用輸送機(jī)系統(tǒng)的滾筒軸為研究對(duì)象,利用CREO三維建模軟件建立該滾筒軸的三維模型,將其導(dǎo)入到ANSYS workench仿真分析軟件中利用自動(dòng)網(wǎng)格劃分的方法對(duì)其進(jìn)行網(wǎng)格劃分,如圖3所示。
圖3 滾筒軸三維結(jié)構(gòu)模型
根據(jù)輸送機(jī)系統(tǒng)工作時(shí)的負(fù)載和受力情況,對(duì)輸送機(jī)滾筒軸在最大受力工況下的應(yīng)力分布情況進(jìn)行計(jì)算,設(shè) F1=F2=289 kN,利用式(2)、式(3)可得輸送帶工作時(shí)輸入側(cè)的張緊力S1=443.67 kN,輸送帶工作時(shí)輸出側(cè)的張緊力S2=134.33 kN,通過式(4)、式(5)、式(6)可得在正常工作時(shí)滾筒軸所受到的彎矩、扭矩及剪力大小分別為:M=121.06 kN·m,T=193.99 kN·m,F(xiàn)=289 kN。
由分析可知,在工作時(shí)作用在滾筒軸上的力主要包括位于滾筒軸端部的扭矩、軸承座對(duì)滾筒軸的支撐力、滾筒脹套位置對(duì)滾筒軸的力等,在仿真分析時(shí)為了簡(jiǎn)化受力分析,將滾筒軸端部的扭矩作用忽略,僅考慮驅(qū)動(dòng)滾筒對(duì)滾筒軸的作用力,僅在驅(qū)動(dòng)滾筒與滾筒軸接觸的表面上施加剪切力F1、F2以及扭矩T,在滾筒軸下端施加模擬支撐力F3=F4,在仿真分析時(shí)使?jié)L筒軸僅保留在切向旋轉(zhuǎn)[4],仿真分析結(jié)果如圖4所示[3]。
圖4 滾筒軸應(yīng)力(Pa)分布云圖
在對(duì)滾筒軸的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí),本文采用力第四強(qiáng)度理論進(jìn)行校核:
可得:
式中:d為滾筒軸的最大處的直徑,取360 mm;W為抗彎截面系數(shù)。
根據(jù)該滾筒軸所采用的材料,校核可知,該軸的最大可承受應(yīng)力為44.3 MPa,滾筒軸受力下的最大應(yīng)力集中在安裝軸承部位的肩部,其應(yīng)力集中可達(dá)42.8 MPa,滾筒軸中間位置工作時(shí)的應(yīng)力集中最小,僅約21.4 MPa,但該處軸的結(jié)構(gòu)直徑為360 mm,存在著結(jié)構(gòu)強(qiáng)度過度,因此由結(jié)構(gòu)計(jì)算和仿真分析可知,該滾筒軸在工作時(shí)在應(yīng)力集中處易產(chǎn)生彎曲和折斷,因此可通過加強(qiáng)該位置結(jié)構(gòu),設(shè)置圓弧面過度結(jié)構(gòu)實(shí)現(xiàn)降低應(yīng)力集中的目的,同時(shí)可減小軸中間位置的直徑,實(shí)現(xiàn)對(duì)滾筒軸質(zhì)量的減輕[4]。
在對(duì)滾筒軸在工作時(shí)的受力情況進(jìn)行分析的前提下,利用ANSYS Workench分析軟件對(duì)滾筒軸工作時(shí)的應(yīng)力集中情況進(jìn)行了分析,分析結(jié)果表明該滾筒軸在軸端部應(yīng)力集中較為嚴(yán)重,易出現(xiàn)損壞,但在中間位置強(qiáng)度過度導(dǎo)致滾筒軸整體質(zhì)量增加,因此可通過加強(qiáng)該位置結(jié)構(gòu),設(shè)置圓弧面過度結(jié)構(gòu)實(shí)現(xiàn)降低應(yīng)力集中的目的。通過分析可知,利用三維仿真分析軟件能夠快速、準(zhǔn)確對(duì)滾筒軸工作時(shí)的受力情況進(jìn)行分析,針對(duì)性地對(duì)其結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化,能夠在確保在使用安全的前提下大幅降低滾筒軸的結(jié)構(gòu)重量,為后續(xù)滾筒軸的結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供了理論指導(dǎo)。