王 菁

（晉能控股煤業(yè)集團(tuán)有限公司煤峪口礦， 山西 大同 037000）

引言

煤礦的煤炭開采生產(chǎn)離不開帶式輸送機對煤炭的輸送，帶式輸送機具有結(jié)構(gòu)簡單、輸送能力強的特點，在煤礦、港口等行業(yè)具有廣泛的應(yīng)用[1]。帶式輸送機的結(jié)構(gòu)簡單，易于布置，可以依據(jù)煤礦的特點進(jìn)行布置，實現(xiàn)對煤炭的輸送。隨著煤礦開采技術(shù)的進(jìn)步，帶式輸送機的輸送距離不斷延伸[2]，對設(shè)備的運行速度及承載量也提出了較高的要求。運動滾筒作為帶式輸送機的重要部件，其結(jié)構(gòu)及承載性能對帶式輸送機的使用具有重要的影響[3]。針對帶式輸送機滾筒的結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計分析，并對其承載能力進(jìn)行分析，保證傳動滾筒使用可靠性，提高煤礦的生產(chǎn)效率。

1 帶式輸送機傳動滾筒的結(jié)構(gòu)設(shè)計

在帶式輸送機的運行過程中，傳動滾筒對輸送帶供給動力，滾筒的軸與電動機經(jīng)變速箱連接，從而將電機的動能傳遞給滾筒[4]，通過滾筒外表面與輸送帶之間的摩擦實現(xiàn)帶式輸送帶的運行。傳動滾筒的典型結(jié)構(gòu)如圖1 所示，傳動軸與滾筒之間采用脹套進(jìn)行聯(lián)接，脹套通過止動螺釘?shù)臄Q緊實現(xiàn)擴(kuò)展[5]，與輪轂形成過盈配合，從而加強聯(lián)接的緊固性。

圖1 傳動滾筒的典型結(jié)構(gòu)示意圖

帶式輸送機的工作環(huán)境惡劣，以輸送量為2 200 t/h、輸送長度為135 m、輸送帶寬度為1 400 mm、提升傾斜度為10°為參數(shù)進(jìn)行傳動滾筒的設(shè)計。傳動滾筒的直徑是進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計的重要參數(shù)，帶式輸送機整

式中：S入為輸送帶在傳動滾筒進(jìn)入端的張力，N；S出為輸送帶在傳動滾筒繞出端的張力，N；[p] 為輸送帶的許用比壓值，選用尼龍和聚酯輸送帶，取0.04 MPa；α 為輸送帶在滾筒的圍包角，rad；B 為輸送帶的寬度，mm。

依據(jù)傳動滾筒歐拉傳動公式進(jìn)行輸送帶進(jìn)入端和繞出端張力的計算，由此進(jìn)行傳動滾筒直徑的計算[7]，得到傳動滾筒的直徑為800 mm，輸送帶寬度為1400 mm，設(shè)計傳動滾筒的寬度為1 600 mm，根據(jù)滾筒的設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)依據(jù)滾筒的直徑及滾筒長度對傳動滾筒筒體厚度進(jìn)行選取，確定滾筒筒體的厚度為18 mm。滾筒的傳動軸在工作過程中主要受到周向和軸向載荷的作用，依據(jù)傳動軸的疲勞強度及撓度變化進(jìn)行傳動軸的設(shè)計[8]，選取直徑為220 mm 的傳動軸。體的使用壽命也和滾筒的直徑成正比關(guān)系。依據(jù)許用比壓，滾筒的最小直徑D 計算為[6]：

2 帶式輸送機傳動滾筒的承載性能分析

2.1 傳動滾筒仿真分析模型的建立

采用有限元仿真分析的形式對所設(shè)計的傳動滾筒的承載能力進(jìn)行分析，首先建立傳動滾筒的模型。在進(jìn)行滾筒建模的過程中，為簡化計算過程，對模型進(jìn)行一定的簡化處理。在建模過程中將相近的滾筒軸直徑作為相同尺寸進(jìn)行處理，對滾筒的鍵槽及倒角等細(xì)小結(jié)構(gòu)忽略處理[9]，進(jìn)行滾筒模型的建立。

針對所建立的滾筒模型導(dǎo)入到有限元分析軟件ANSYS 中對其進(jìn)行網(wǎng)格劃分。網(wǎng)格劃分是進(jìn)行仿真分析的前提，傳動滾筒的整體結(jié)構(gòu)包括滾筒軸、輻板、連接盤及筒體等，結(jié)構(gòu)的規(guī)則度較低，選用自由網(wǎng)格的形式進(jìn)行網(wǎng)格劃分處理，得到傳動滾筒的模型如下頁圖2 所示。

圖2 傳動滾筒網(wǎng)格劃分模型

傳動滾筒在生產(chǎn)過程中采用不同的材質(zhì)進(jìn)行焊接及裝配完成，滾筒軸采用的材料為45 鋼，其彈性模量為2.06×1011MPa，泊松比為0.28；輪轂及輻板的材料為ZG25 碳素結(jié)構(gòu)鋼，其彈性模量為1.75×105MPa，泊松比為0.3；脹套的材料為50Cr 合金結(jié)構(gòu)鋼，其彈性模量為2.1×105MPa，泊松比為0.3。

對傳動滾筒進(jìn)行約束邊界的設(shè)置，約束其中節(jié)點的自由度，在傳動滾筒中節(jié)點的自由度與單元的類型具有直接的關(guān)系，每個節(jié)點具有6 個方向的自由度。帶式輸送機軸承的約束是進(jìn)行仿真分析的約束條件，傳動滾筒約束的加載位置位于軸承的安裝位置，軸頸的外圓表面。對傳動滾筒限制3 個方向的移動和2 個方向的旋轉(zhuǎn)運動，僅作周向的轉(zhuǎn)動。

依據(jù)滾筒受到的張力作用對傳動滾筒進(jìn)行載荷施加，輸送帶運行過程中對滾筒表面施加的壓力是持續(xù)隨機性變化的，由于有限元分析的方式不能達(dá)到理想化持續(xù)性的載荷效果，對滾筒受到的最大載荷進(jìn)行載荷函數(shù)的設(shè)定。設(shè)定滾筒受到的載荷作用為均布載荷，將載荷加載在滾筒的節(jié)點上，對滾筒的承載能力進(jìn)行分析。

2.2 傳動滾筒承載能力的結(jié)果分析

后處理是進(jìn)行有限元分析的核心步驟，依據(jù)分析的結(jié)果進(jìn)行滾筒承載能力的分析，依據(jù)所設(shè)定的仿真條件，對傳動滾筒的應(yīng)力及應(yīng)變進(jìn)行分析，得到傳動滾筒的應(yīng)力及應(yīng)變分布如圖3、圖4 所示。

從圖3 中可以看出，帶式輸送機傳動滾筒受到的最大應(yīng)力位于傳動軸與軸承相連接的位置及輻板與滾筒筒體相連接的位置，最大應(yīng)力值為973 kPa，小于材料的屈服極限；從圖4 中可以看出傳動滾筒產(chǎn)生的變形的位置主要位于滾筒傳動軸的中間位置及輻板的位置，最大變形位于傳動滾筒筒體表面靠近進(jìn)入端的位置，最大的變形量為0.498 mm。依據(jù)滾筒的剛性要求，其最大允許變形量||ymax||≤2D/2 800=0.698 mm。

圖3 傳動滾筒的應(yīng)力（Pa）分布

圖4 傳動滾筒的變形（mm）分布

由此可知，傳動滾筒的最大變形量滿足滾筒的剛性要求，傳動滾筒的設(shè)計承載滿足系統(tǒng)的使用需求。通過對傳動滾筒的分析可知，滾筒的應(yīng)力集中主要位于軸承與傳動軸的連接位置，滾筒表面進(jìn)入端的位置，輻板與筒體之間的連接位置；滾筒的主要變形部位位于傳動軸及筒體的中間位置及實際應(yīng)用中輻板的中間位置。所設(shè)計的滾筒滿足系統(tǒng)的使用需求，且具有較大的安全裕量，可對滾筒的結(jié)構(gòu)進(jìn)行一定的優(yōu)化設(shè)計，降低生產(chǎn)制造過程中的成本。

3 結(jié)語

傳動滾筒是帶式輸送機進(jìn)行物料輸送的重要的驅(qū)動部件，對帶式輸送機的穩(wěn)定運行具有重要的影響。隨著煤礦開采能力的提升，帶式輸送機的運載量、速度及輸送距離都有所提高，對帶式輸送機傳動滾筒的結(jié)構(gòu)及承載性能具有較高的要求。針對帶式輸送機的傳動滾筒結(jié)構(gòu)，依據(jù)輸送條件進(jìn)行傳動滾筒的設(shè)計，采用脹套的結(jié)構(gòu)形式聯(lián)接，并計算分析滾筒的直徑及厚度。采用有限元仿真分析的形式對滾筒的承載能力進(jìn)行分析，結(jié)果表明所設(shè)計的滾筒的應(yīng)力及應(yīng)變符合系統(tǒng)的使用需求。傳動滾筒的使用過程中的最大應(yīng)力主要位于軸承與傳動軸的連接位置，滾筒表面進(jìn)入端的位置，輻板與筒體之間的連接位置;主要變形部位位于傳動軸及筒體的中間位置及實際應(yīng)用中輻板的中間位置。在實際應(yīng)用時，針對上述位置進(jìn)行一定的結(jié)構(gòu)優(yōu)化，提高傳動滾筒的使用壽命，保證煤礦的高效運輸。