吳 珊

（山西焦煤西山煤電屯蘭礦，山西 太原 030206）

0 引言

帶式輸送機(jī)是進(jìn)行物料輸送的常見機(jī)械設(shè)備，在礦山開采、港口、冶金、建筑等行業(yè)中具有廣泛的應(yīng)用，特別是在礦井及野外的煤炭開采輸送中更是主要的運輸設(shè)備。帶式輸送機(jī)的安裝布置方便、操作簡單[1]，在煤礦輸送中不易受到其他因素的影響，具有較高的運輸效率及穩(wěn)定性，有助于提高煤礦的輸送效率。在帶式輸送機(jī)的結(jié)構(gòu)組成中，托輥是重要的組成部件，對輸送帶起到支撐作用，防止輸送帶產(chǎn)生較大的變形[2]，保證輸送過程的順利進(jìn)行。托輥對輸送帶進(jìn)行支撐承載，對其自身性能具有較高的要求，采用ANSYS 模擬的形式對托輥的性能進(jìn)行仿真分析[3]，并針對其應(yīng)力及變形進(jìn)行一定的優(yōu)化設(shè)計，提高托輥的承載性能，保證帶式輸送機(jī)的穩(wěn)定輸送。

1 帶式輸送機(jī)托輥分析模型的建立

托輥作為帶式輸送機(jī)重要的承載部件，其主要結(jié)構(gòu)包括中間管體、托輥軸、兩端軸承座及密封裝置組成，我國多采用焊接鋼管制成的管體作為托輥的主體結(jié)構(gòu)[4]，焊接鋼管的壁厚均勻，產(chǎn)生的動載荷作用低，適用于帶式輸送機(jī)高速旋轉(zhuǎn)場合。

采用有限元分析的方式對托輥的性能進(jìn)行仿真分析，將托輥的復(fù)雜構(gòu)件離散劃分為多個相互關(guān)聯(lián)的單元[5]，通過節(jié)點將各單元進(jìn)行連接，通過單元之間的相互關(guān)系計算整體方程，從而得到托輥整體的性能變化。

采用ANSYS 有限元分析軟件對托輥的性能進(jìn)行分析，首先選取煤礦帶式輸送機(jī)上使用的108 mm×465 mm 系列的托輥進(jìn)行分析，管體外徑為108 mm、長度為465 mm、壁厚為3.2 mm，軸承座的外徑為103 mm，軸承座壁厚為3 mm，軸承座長度為54 mm，通過管體模型進(jìn)行拉伸建立托輥的三維結(jié)構(gòu)模型如圖1 所示。

圖1 托輥軸承裝配結(jié)構(gòu)模型

將所建立的托輥結(jié)構(gòu)模型導(dǎo)入到ANSYS 中進(jìn)行前處理，設(shè)定管體的材質(zhì)為Q235B，其泊松比為0.3，許用強(qiáng)度為113 MPa，密度為7850 kg/m3，彈性模量為2.1×105MPa；軸承座的材質(zhì)為08F，其泊松比為0.3，許用強(qiáng)度為99 MPa，密度為7850 kg/m3，彈性模量為2.0×105MPa[6]。采用自由網(wǎng)格的形式對模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分處理，設(shè)定網(wǎng)格的大小為3 mm，得到托輥的網(wǎng)格劃分模型[7]。

在ANSYS 中對托輥模型施加約束，依據(jù)托輥實際的運動狀態(tài)，滾梯及軸承座運動過程中受到軸承及密封裝置的支撐及限制，在軸承及密封裝置與軸承座接觸的位置施加約束，限制托輥的移動，僅可作繞軸線的旋轉(zhuǎn)運動[8]。在輸送帶與托輥接觸的位置即托輥管體表面上六分之一的節(jié)點位置處施加載荷作用，輸送帶的速度為2.5 m/s，托輥的轉(zhuǎn)速為442 r/min，對托輥施加最大的極限載荷，所選用的托輥的極限載荷為6965 N，對托輥的性能進(jìn)行計算分析。

2 帶式輸送機(jī)托輥性能的分析及優(yōu)化

2.1 托輥性能的仿真計算分析

對托輥的應(yīng)力及變形進(jìn)行仿真計算，得到托輥管體的應(yīng)力變化如圖2 所示。從圖2 中可以看出，托輥管體部分的最大應(yīng)力位于管體的外表面中間位置處，最大值為96.77 MPa，其許用應(yīng)力為113 MPa，管體材料能滿足使用要求[9]，但接近許用應(yīng)力，且具有較強(qiáng)的應(yīng)力集中現(xiàn)象，不利于托輥的長期使用。托輥管體的應(yīng)力分布為中間位置最大，向兩側(cè)逐漸減小，應(yīng)對中間位置進(jìn)行重點考慮。

圖2 托輥管體的應(yīng)力分布

對托輥的變形進(jìn)行仿真計算，得到管體的變形分布如圖3 所示，從圖3 中可以看出，管體的最大變形位于中間位置，最大值為0.173 mm，管體的許用變形為[10]：

圖3 托輥管體的變形分布

式中：[y]為許用變形量，mm；L1為管體的長度，取465mm。

將相關(guān)參數(shù)代入式（1）計算其許用變形量為0.233 mm，管體的最大變形滿足使用需求。

2.2 托輥結(jié)構(gòu)的優(yōu)化及仿真分析

通過上述的分析可知，托輥的最大應(yīng)力及變形位置均位于管體的中間，當(dāng)應(yīng)力及變形量過大時容易造成托輥的失效甚至斷裂，影響帶式輸送機(jī)的運行，甚至造成安全事故。在托輥的承載結(jié)構(gòu)中，可將托輥管體的承載看作兩端支撐的簡支梁結(jié)構(gòu)，一端為鉸接支座，另一端為無水平約束的可動鉸接支座[11]。在托輥進(jìn)行支撐作業(yè)時，兩端的跨度越大，則產(chǎn)生的應(yīng)力及撓度越大，要降低管體的應(yīng)力及撓度應(yīng)降低管體的跨度[12]。依據(jù)托輥的實際工作狀態(tài)，在管體的內(nèi)部進(jìn)行焊接腹板結(jié)構(gòu)，從而減小管體中間位置的應(yīng)力及變形，采用厚3 mm 的腹板在管體內(nèi)部中間位置進(jìn)行焊接，并采用同樣的方式對其應(yīng)力及變形進(jìn)行分析。

對增加腹板結(jié)構(gòu)的托輥進(jìn)行應(yīng)力的仿真計算，得到其應(yīng)力分布如圖4 所示，從圖4 中可以看出，增加腹板結(jié)構(gòu)后管體的應(yīng)力分布分成兩段式的結(jié)構(gòu)，其中最大應(yīng)力位于腹板兩側(cè)與兩端軸承座之間的中間位置處，最大應(yīng)力為45 MPa，且在腹板與管體的連接位置處存在少的應(yīng)力較大的點。托輥管體的最大應(yīng)力相對之前降低了53.4%，采用焊接腹板的結(jié)構(gòu)對其應(yīng)力具有較大的改善優(yōu)化作用。

圖4 焊接腹板結(jié)構(gòu)后托輥管體的應(yīng)力分布

對增加腹板結(jié)構(gòu)的托輥變形進(jìn)行仿真計算，得到其變形分布如圖5 所示，從圖5 中可以看出，增加腹板結(jié)構(gòu)后，管體的變形以腹板為中心同樣呈兩段式的分布方式，其中最大變形出現(xiàn)在腹板與兩端軸承支撐的中間位置處，最大值為0.102 mm，相對未焊接腹板結(jié)構(gòu)前降低41%，最大變形量明顯降低，可以降低托輥使用過程中的徑向跳動及橫向的振動，增加托輥運行的平穩(wěn)性，具有較好的優(yōu)化效果。

圖5 焊接腹板結(jié)構(gòu)后托輥管體的變形分布

3 結(jié)論

1）托輥是帶式輸送機(jī)運行的重要承載部件，對輸送帶起到支撐作用，其結(jié)構(gòu)及性能對帶式輸送機(jī)的運行具有重要的影響作用。針對托輥的結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析，建立了托輥的結(jié)構(gòu)模型，并采用ANSYS 有限元分析軟件進(jìn)行前處理，劃分網(wǎng)格，設(shè)定材質(zhì)參數(shù)，并進(jìn)行約束及加載分析。

2）對托輥的應(yīng)力及變形進(jìn)行仿真計算，經(jīng)過計算，托輥的最大應(yīng)力為96.77 MPa，最大變形量為0.173 mm，最大應(yīng)力及變形均符合材質(zhì)要求，位置均于托輥管體的中間位置處，不利于托輥的長期使用。

3）采用在管體的中間位置處焊接腹板結(jié)構(gòu)的形式對托輥管體進(jìn)行優(yōu)化，并進(jìn)行仿真計算，經(jīng)過計算，得到優(yōu)化后的托輥管體的最大應(yīng)力為45 MPa，最大變形為0.102 mm，相對未焊接腹板結(jié)構(gòu)的管體最大應(yīng)力降低53.4%，最大變形量降低41%，且分散了最大應(yīng)力的分布位置，具有較好的改善效果，可降低托輥的跳動及振動，提高運行的穩(wěn)定性。