郭 剛

（山西華實(shí)礦山設(shè)備有限公司，山西 太原 030024）

引言

帶式輸送機(jī)為工作面的關(guān)鍵運(yùn)輸設(shè)備，為滿足生產(chǎn)需求，帶式輸送機(jī)朝著大運(yùn)量、長距離以及高運(yùn)速的方向發(fā)展。托輥?zhàn)鳛閹捷斔蜋C(jī)的關(guān)鍵承載部件，其結(jié)構(gòu)及布置數(shù)量直接決定設(shè)備的運(yùn)行狀態(tài)和運(yùn)營成本。對于長距離帶式輸送機(jī)而言，托輥數(shù)量隨著運(yùn)輸距離的增加而增多，導(dǎo)致帶式輸送機(jī)的成本增加[1]。此外，需對托輥的薄弱環(huán)節(jié)進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)，提升托輥的強(qiáng)度和剛度。本文著重對帶式輸送機(jī)的托輥進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

1 皮帶機(jī)托輥結(jié)構(gòu)研究

本文以皮帶機(jī)普通托輥為研究對象，普通托輥的結(jié)構(gòu)如圖1 所示：

圖1 皮帶機(jī)托輥結(jié)構(gòu)

如圖1 所示，皮帶機(jī)托輥主要由五部分組成。托輥?zhàn)鳛槠C(jī)的主要承載部件，當(dāng)皮帶機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，在皮帶與托輥皮摩擦力的作用下使得托輥皮、軸承座以及密封裝置等隨著皮帶的旋轉(zhuǎn)而旋轉(zhuǎn)，而托輥軸與軸承內(nèi)圈固定不動(dòng)[2]。一般的，皮帶機(jī)托輥軸所采用材質(zhì)為Q235 冷拔鋼；托輥皮為無縫鋼管；托輥軸承為滾動(dòng)軸承；軸承座可通過沖壓或鑄造兩種加工方式所得；密封裝置以迷宮式密封方式為主。

2 皮帶機(jī)托輥的模型建立與有限元分析

2.1 皮帶機(jī)托輥模型搭建及參數(shù)設(shè)置

本文將從理論上分析當(dāng)前普通托輥結(jié)構(gòu)在實(shí)際運(yùn)輸過程中的應(yīng)力和應(yīng)變情況，掌握皮帶機(jī)普通托輥結(jié)構(gòu)的薄弱環(huán)節(jié)，為后續(xù)托輥結(jié)構(gòu)的改進(jìn)和優(yōu)化設(shè)計(jì)提供依據(jù)。本文將基于ANSYS 軟件對托輥進(jìn)行有限元分析。以某型皮帶機(jī)托輥為仿真對象，其關(guān)鍵參數(shù)如表1 所示。

表1 皮帶機(jī)托輥結(jié)構(gòu)參數(shù) mm

鑒于托輥及其軸承座為曲面薄壁結(jié)構(gòu)，建模仿真時(shí)需采用SHELL63 殼單元。將所搭建的三維模型導(dǎo)入ANSYS 有限元分析軟件中，并在有限元分析軟件中對托輥及軸承座的密度、彈性模量、泊松比等參數(shù)進(jìn)行設(shè)置（托輥皮密度及軸承座的密度為7 850 kg/m3、托輥皮的彈性模型為210 MPa、軸承座的彈性模量為200 MPa[3]；托輥皮及軸承座的泊松比為0.3）；對模型完成參數(shù)設(shè)置后對其模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，并施加相應(yīng)的載荷和約束（根據(jù)皮帶機(jī)的運(yùn)行工況，為模型所施加的載荷為0.265 MPa）。

2.2 皮帶機(jī)托輥的有限元分析

完成上述各項(xiàng)設(shè)置后，對皮帶機(jī)托輥進(jìn)行有限元分析，具體結(jié)果如下：

1）在托輥皮中部位置的四周各存在一個(gè)最大應(yīng)力點(diǎn)，托輥皮的最大應(yīng)力為91.6 MPa，小于其所采用材料的需用應(yīng)力113 MPa；托輥皮的最大變形量為0.165 mm。

2）軸承座的最大應(yīng)力值為76.4 MPa，小于其所選材料的許用應(yīng)力值99 MPa；軸承座的最大變形量為0.022 1 mm，小于其所選材料的需用變形量0.255 mm。

3）托輥軸的最大應(yīng)力值為32.9 MPa，遠(yuǎn)小于其所選材料的屈服強(qiáng)度值235 MPa；托輥軸的最大變形量為0.010 8 mm，根據(jù)托輥長度為497 mm 其對應(yīng)許用應(yīng)變?yōu)?.994 mm。此外，在托輥軸的兩端出現(xiàn)應(yīng)力集中的現(xiàn)象。

3 皮帶機(jī)托輥結(jié)構(gòu)的改進(jìn)及優(yōu)化設(shè)計(jì)

3.1 皮帶機(jī)托輥結(jié)構(gòu)的改進(jìn)

皮帶機(jī)在實(shí)際運(yùn)輸過程中托輥皮的中間位置常出現(xiàn)斷裂、變形較大的失效，從而導(dǎo)致皮帶機(jī)跑偏、輸送帶磨損嚴(yán)重等問題的出現(xiàn)。結(jié)合“2”中對皮帶機(jī)托輥結(jié)構(gòu)有限元分析的結(jié)果，得出皮帶機(jī)出現(xiàn)上述問題的主要原因?yàn)橥休伷ぶ胁砍霈F(xiàn)應(yīng)力集中，對應(yīng)變形增大的現(xiàn)象所導(dǎo)致[4]。

為解決由于托輥皮中間位置應(yīng)力集中所導(dǎo)致的問題，采用在托輥皮中部焊接圓環(huán)的方式對托輥結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)。從理論上分析，托輥皮中部焊接圓環(huán)的數(shù)量越多，托輥皮中部的強(qiáng)度和剛度會越好，即托輥皮中部的應(yīng)力集中現(xiàn)象會隨之消除且應(yīng)變會減小。但是，隨著圓環(huán)焊接數(shù)量的增加，托輥皮的數(shù)量也會隨之增大。為確定托輥皮中部所焊接圓環(huán)的最佳數(shù)量，分別對比托輥皮中部分別焊接1、2、3、4、5 個(gè)圓環(huán)時(shí)對應(yīng)托輥皮中部的應(yīng)力值、應(yīng)變情況，對比結(jié)果如表2 所示。

表2 托輥皮中部應(yīng)力及應(yīng)變隨焊接圓環(huán)數(shù)量的變化情況

如表2 所示，隨著焊接圓環(huán)數(shù)量的增加，托輥皮中部的最大應(yīng)力值和最大應(yīng)變值均在減小。而且，當(dāng)焊接圓環(huán)數(shù)量達(dá)到3 個(gè)后，隨著圓環(huán)數(shù)量的增加托輥皮中部最大應(yīng)力值和應(yīng)變值的減小速度減緩。因此，綜合分析，采用托輥皮中部焊接三個(gè)圓環(huán)的方式對其結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)。

3.2 皮帶機(jī)托輥的優(yōu)化設(shè)計(jì)

目前，針對托輥尺寸的設(shè)計(jì)主要以基礎(chǔ)理論和經(jīng)驗(yàn)為主。一般情況，為保證托輥的可靠性和安全性，常選用較大的安全系數(shù)，導(dǎo)致托輥存在設(shè)計(jì)過量的問題，不僅造成托輥材料的浪費(fèi)，而且還增大托輥運(yùn)行中的阻力[5]。

在保證托輥強(qiáng)度和剛度要求的基礎(chǔ)上，為避免材料浪費(fèi)，減少皮帶機(jī)運(yùn)行阻力，以托輥質(zhì)量為目標(biāo)函數(shù)，以托輥皮和軸承座強(qiáng)度和剛度為約束條件，對托輥壁厚和軸承座壁厚兩項(xiàng)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

約束條件：要求托輥皮強(qiáng)度不低于113 MPa；托輥皮剛度不小于0.232 5 mm；軸承座強(qiáng)度不低于99 MPa；軸承座剛度不小于0.025 5 mm。

目標(biāo)函數(shù)表達(dá)式如式（1）所示：

式中：T1為托輥皮的壁厚；T2為軸承座的壁厚；m 為托輥的質(zhì)量。

經(jīng)優(yōu)化設(shè)計(jì)后，托輥皮的最佳壁厚為3.048 7 mm，圓整為3 mm；軸承座的最佳壁厚為2.715 5 mm，圓整為2.8 mm。對優(yōu)化后托輥進(jìn)行有限元分析可得：托輥皮最大應(yīng)力為109 MPa，最大應(yīng)變值為0.19 mm；軸承座最大應(yīng)力值為82 MPa，最大應(yīng)變值為0.024 9 mm；優(yōu)化后托輥質(zhì)量減少了6.2%。

4 結(jié)論

隨著長距離、大運(yùn)量以及大運(yùn)速皮帶機(jī)的出現(xiàn)對其托輥提出了更高的要求。皮帶機(jī)常出現(xiàn)輸送帶斷裂、跑偏等事故，經(jīng)分析導(dǎo)致上述事故的主要原因?yàn)橥休伷ぶ胁繎?yīng)力集中現(xiàn)象以及托輥質(zhì)量較大。對皮帶機(jī)托輥結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)及優(yōu)化設(shè)計(jì)后，得出如下結(jié)論：

1）采用在托輥皮中部焊接3 個(gè)圓環(huán)的方式對其結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)，且改進(jìn)后托輥皮的應(yīng)力和應(yīng)變值均得到有效降低；

2）對托輥皮、軸承座壁厚進(jìn)行優(yōu)化，優(yōu)化后，托輥皮的最佳壁厚為3 mm，軸承座的最佳壁厚為2.8 mm。優(yōu)化后托輥皮及軸承座的剛度和強(qiáng)度滿足要求，重量減少6.2%。