陳 其

（湛江港（集團）股份有限公司第二分公司，廣東 湛江 524008）

0 引言

皮帶輸送廣泛應(yīng)用于港口物料輸送中，其運行可靠性直接影響港口的整體性能[1]。

金琦淳等人[2]通過分析皮帶輸送機在穩(wěn)定和非穩(wěn)定工況下運行時對膠帶張力的要求，探討了膠帶張力計算校核方法，運用運行阻力的近似方法，克服了分類不同導(dǎo)致的皮帶輸送機運行阻力計算差異；冷以康[3]探討了皮帶輸送機的基礎(chǔ)載荷計算方法；鄭永等人[4]深入探討了皮帶輸送機驅(qū)動系統(tǒng)改造中，采用永磁電機作為驅(qū)動電機的可行性及其優(yōu)缺點，并詳細分析了對皮帶輸送機驅(qū)動系統(tǒng)進行改造的可行性。

某港口轉(zhuǎn)換房BC103、BC104皮帶輸送機系統(tǒng)在正常工作運行過程中，驅(qū)動系統(tǒng)的傳動系統(tǒng)出現(xiàn)振動，導(dǎo)致電機、減速機地腳螺栓松動，以及減速機輸入軸、電機輸出軸軸承損壞等。

經(jīng)測試為驅(qū)動裝置支撐基礎(chǔ)剛性不足引起，隨后對皮帶輸送機系統(tǒng)的驅(qū)動位置進行了改造，將驅(qū)動裝置由原來位置下移至地面基礎(chǔ)上。

但皮帶輸送機系統(tǒng)在正常工作運行中仍然出現(xiàn)傳動系統(tǒng)振動，電機、減速機地腳螺栓松動等問題。

針對上述工程實際問題，本文在系統(tǒng)分析皮帶輸送機驅(qū)動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上，深入分析了振動故障產(chǎn)生的原因，指出了質(zhì)量偏心是激勵振動的主要誘因，同時計算得到了關(guān)鍵部位在偏心離心力作用下的應(yīng)力分布云圖和強度校核結(jié)果。

1 皮帶輸送機驅(qū)動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)分析

BC103、BC104皮帶輸送機采用兩套相同的驅(qū)動系統(tǒng)（圖1（a）），驅(qū)動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖1所示。系統(tǒng)采用高壓電機，通過液力耦合器、制動器與減速器高速軸相連接。皮帶輸送機驅(qū)動滾筒兩端通過軸承座支撐，其傳動軸通過聯(lián)軸器與減速器低速軸相連。電機、制動器、減速器的支撐座為一體剛性結(jié)構(gòu)。

圖1 皮帶輸送機驅(qū)動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖

電機輸出軸至減速器輸入軸之間距離為1 700 mm，中間有液力耦合器、制動輪、聯(lián)軸器。液力耦合器中心線至電機軸端距離為720 mm，制動輪中心線至電機軸端距離為1 200 mm，包括其他旋轉(zhuǎn)裝置，其合成質(zhì)量約為390 kg，如圖1（b）所示。

2 皮帶輸送機驅(qū)動系統(tǒng)異常振動故障分析

2.1 皮帶輸送機驅(qū)動系統(tǒng)支座受力分析

皮帶輸送機驅(qū)動系統(tǒng)電機、減速器支座采用一體鋼制結(jié)構(gòu)，電機、減速器通過螺栓固定在支座上，支座通過焊接與土建基礎(chǔ)相連。驅(qū)動系統(tǒng)支座所承受的載荷主要包括：1）電機、減速器自重載荷；2）電機、減速器所傳遞扭矩轉(zhuǎn)換到支座螺栓上的載荷；3）旋轉(zhuǎn)質(zhì)量離心慣性力作用在支座螺栓上的載荷，以及自重沖擊載荷等。

皮帶輸送機采用兩套相同的驅(qū)動裝置對稱驅(qū)動，重載時，皮帶先繞入卷筒裝置為主驅(qū)動裝置，皮帶后繞入卷筒裝置為從驅(qū)動裝置，由于主驅(qū)動裝置皮帶張力比從驅(qū)動裝置大，計算時以主驅(qū)動裝置為準(zhǔn)。皮帶張力載荷是驅(qū)動系統(tǒng)設(shè)計的依據(jù)，也是支座所受的主要外力。該驅(qū)動單元處載荷的具體作用情況如圖2所示，皮帶繞入導(dǎo)向滾筒拉力為314 kN，對繞入驅(qū)動滾筒產(chǎn)生的拉力為318 kN，驅(qū)動端皮帶拉力為198 kN，兩個拉力差為驅(qū)動滾筒所傳遞的牽引力，所以作用于驅(qū)動滾筒支座處的載荷為120 kN，驅(qū)動滾筒的直徑為1 000 mm，所以作用在驅(qū)動滾筒上的扭矩為60 kN·m。

圖2 驅(qū)動單元處的作用載荷

2.2 旋轉(zhuǎn)質(zhì)量偏心激勵的皮帶輸送機驅(qū)動系統(tǒng)振動分析

由于電機至減速器之間具有多種旋轉(zhuǎn)元件，各構(gòu)件制造材質(zhì)存在不均勻性，制造和安裝存在誤差，支承距離內(nèi)傳動軸存在變形等因素，使得安裝于電機輸出端至減速器輸入端的旋轉(zhuǎn)質(zhì)量通常會存在偏心，即其質(zhì)心不在中心位置。

將偏心狀態(tài)簡化成圖3所示運動模型，l0為電機輸出端和減速器輸入端之間的距離；l1為偏心質(zhì)量和電機輸出端的距離。

圖3 電機、減速器之間旋轉(zhuǎn)質(zhì)量簡化模型圖

當(dāng)皮帶輸送機驅(qū)動裝置工作時，等效轉(zhuǎn)動質(zhì)量由于偏心的作用將產(chǎn)生離心慣性力，該力作用在電機和減速器軸的徑向方向，可表示為：

式中：mz為等效質(zhì)量；ac為質(zhì)心加速度；ω為電機軸的角速度，ω=2πn，n為電機轉(zhuǎn)速；e為等效質(zhì)量偏心距。

已知BC103、BC104皮帶輸送機的等效質(zhì)量mz為390 kg，電機的輸入轉(zhuǎn)速n為1 500 r/min。參數(shù)e受聯(lián)軸器不對中、轉(zhuǎn)動軸彎曲變形等因素影響，為一個變化的數(shù)據(jù)，可以根據(jù)聯(lián)軸器的調(diào)心要求和液力耦合器的動平衡試驗情況以及電機輸出軸至減速器輸入軸之間的距離等取值。驅(qū)動系統(tǒng)支座受力包括：

1）電機自重：4 530 kg。

2）減速器自重：3 150 kg。

3）液力耦合器自重：350 kg。

則由液力耦合器自重產(chǎn)生的各支座受力為：R電機=185.3 kg≈1.816 kN；R減速器=164.7 kg≈1.614 kN。

4）由最大離心慣性力產(chǎn)生的各支座受力情況：

根據(jù)BC103、BC104皮帶輸送機實際結(jié)構(gòu)，質(zhì)量偏心距e值可在2～10.5 mm范圍內(nèi)變化，考慮最危險的情況，等效質(zhì)量偏心距e取最大值10.5 mm時，得到最大離心慣性力P1=101.04 kN。可得電機端和減速器端支座受力分別為：R減速器=47.548 kN，R電機=53.492 kN。

由液力耦合器自重和質(zhì)量偏心引起的離心力作用于皮帶輸送機驅(qū)動系統(tǒng)旋轉(zhuǎn)軸上，與轉(zhuǎn)軸同步旋轉(zhuǎn)，將激勵驅(qū)動系統(tǒng)旋轉(zhuǎn)軸工頻振動。

5）電機最大扭矩：所選電機的最大扭矩M電機=60 kN·m，扭矩計算公式為M電機=F載荷l距離，所選電機到各螺栓的距離為1.8 m，分配在連接螺栓上，螺栓的剪力

6）減速器輸入軸最大扭矩：所選減速器的最大扭矩M電機=60 kN·m，扭矩計算公式為M減速器=F載荷l距離，所選減速器到各螺栓的距離為1.92 m，分配在連接螺栓上，螺栓的剪力為

3 旋轉(zhuǎn)質(zhì)量偏心激勵的皮帶輸送機驅(qū)動系統(tǒng)強度分析

3.1 皮帶輸送機驅(qū)動系統(tǒng)支座強度分析

針對電機、減速器地腳螺栓松動等問題，對電機、減速器的支座強度和剛度進行校驗。皮帶驅(qū)動系統(tǒng)支座的計算模型由有限元分析軟件ANSYS APDL創(chuàng)建，模型單元為殼單元SHELL63。

有限元模型的計算載荷包括皮帶驅(qū)動系統(tǒng)支座所承受6類載荷，加載原則為：1）電機、減速器自重載荷按均布載荷施加在支承座面板上；2）液力耦合器自重和旋轉(zhuǎn)裝置最大離心慣性力分解到電機、減速器支撐端，按壓力方向分別施加在各自的支承面板上；3）電機最大輸出扭矩和減速器輸入扭矩轉(zhuǎn)換成電機、減速器連接螺栓的剪切載荷，并均勻分配在每個連接螺栓上。

支座受到電機和減速器自重及旋轉(zhuǎn)部件重力分配到各支座的均布力作用，電機支座受到載荷約為99.7 kN，減速器支座受到載荷約為80 kN，支座強度應(yīng)力計算結(jié)果如圖4所示。

圖4 計算應(yīng)力分布云圖

從圖4中可以看出，在支座螺栓孔附近易產(chǎn)生應(yīng)力集中，最大應(yīng)力出現(xiàn)在電機螺栓孔處且最大應(yīng)力值約49 MPa，遠小于Q345材料的許用應(yīng)力265 MPa，符合強度要求。

支座剛度變形計算結(jié)果如圖5所示，最大變形出現(xiàn)在電機螺栓孔附近，且最大變形量為0.178 mm。該變形量微小，不會對支座的正常工作造成影響。

圖5 計算變形量局部放大云圖

3.2 皮帶輸送機驅(qū)動系統(tǒng)連接螺栓強度分析

電機及減速器螺栓在傳動系統(tǒng)運行過程中承受剪切作用，其作用力主要來源于電機傳遞扭矩和旋轉(zhuǎn)元件的離心慣性力，由電機、減速器的自重所產(chǎn)生的壓力作用在垂直方向，使螺栓產(chǎn)生拉伸，由離心慣性力和扭矩所產(chǎn)生的載荷主要作用在水平方向，使螺栓產(chǎn)生剪切。

3.2.1 螺栓的受力

電機、減速器螺栓直徑皆為40 mm，截面積S=1 256.6 mm2，電機螺栓個數(shù)n1=4，減速器螺栓個數(shù)n2=8，則電機端連接螺栓所受總剪切力為F電機剪=各個螺栓上的剪切力為8.325 kN。減速器端連接螺栓所受總剪切力為F減速器剪=31.25 kN，各個螺栓上的剪切力為3.906 kN。

3.2.2 螺栓的計算應(yīng)力

減速器端連接螺栓所受拉應(yīng)力為σ減速器拉=剪應(yīng)力為

計算結(jié)果表明：螺栓計算應(yīng)力均滿足要求。

4 原因分析與改進措施

4.1 振動原因分析

造成皮帶輸送機驅(qū)動系統(tǒng)產(chǎn)生振動的主要原因為旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的不平衡產(chǎn)生交變的離心力，而交變離心力的產(chǎn)生和作用力大小受多種因素影響，本系統(tǒng)主要包括以下方面：

1）旋轉(zhuǎn)構(gòu)件的支承距離。旋轉(zhuǎn)構(gòu)件的支承距離可以直接影響旋轉(zhuǎn)裝置的對中精度和支承剛性，造成構(gòu)件質(zhì)量的偏心旋轉(zhuǎn)，從而產(chǎn)生附加不平衡離心力，形成具有交變特征的激振載荷。從本皮帶輸送機驅(qū)動系統(tǒng)的設(shè)計參數(shù)看，電機輸出軸至減速器輸入軸之間的距離達1.7 m，當(dāng)接近400 kg等效質(zhì)量在1 500 r/min的轉(zhuǎn)速下旋轉(zhuǎn)時，隨著質(zhì)量偏心距的改變，其附加離心力也快速增加，當(dāng)偏心距為10 mm時，該載荷達到101.04 kN。

2）旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的動平衡特性。旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的動平衡特性也是影響離心力是否平衡的重要因素。本驅(qū)動裝置的電機輸入轉(zhuǎn)速為1 500 r/min，屬于高速旋轉(zhuǎn)系統(tǒng)，其旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的動平衡特性影響尤其明顯。系統(tǒng)在電機和減速器之間連接有液力耦合器、制動器和聯(lián)軸器等構(gòu)件，由于各構(gòu)件具有相互獨立的動平衡特性，當(dāng)幾個旋轉(zhuǎn)構(gòu)件組合在同一旋轉(zhuǎn)軸上時，各構(gòu)件的動平衡會出現(xiàn)不協(xié)調(diào)而相互影響，造成整個旋轉(zhuǎn)系統(tǒng)動平衡特性的惡化，由此放大不平衡慣性離心力，造成系統(tǒng)的振動加劇。

4.2 改進措施

重新布置皮帶輸送機驅(qū)動系統(tǒng)機電設(shè)備，縮小電機輸出軸至減速器輸入軸之間的距離，或在現(xiàn)有布置條件下改用性能相同、質(zhì)量較小的旋轉(zhuǎn)構(gòu)件，或?qū)λ行D(zhuǎn)軸上的構(gòu)件進行配對調(diào)整動平衡。

5 結(jié)束語

本文通過對皮帶輸送機驅(qū)動系統(tǒng)異常振動進行分析與診斷，指出了質(zhì)量偏心是激勵振動的主要誘因；同時通過對支座、連接螺栓在偏心離心力作用下的強度校核，分析得出偏心離心力對支座穩(wěn)定性的影響。研究結(jié)果可為同類型皮帶輸送機振動異常處理提供參考。