斗輪式取料機頭部改向滾筒優化設計

史偉彬，厚汝軍

（河北港口集團秦皇島港股份有限公司，河北秦皇島 066000）

1 問題及原因分析

斗輪式取料機是煤炭、礦石等干散貨運輸常用的大型自動化電動裝卸設備。懸臂皮帶機構將斗輪取上來的物料運輸至地面皮帶機，以完成取料工藝。懸臂皮帶頭部改向滾筒緊挨斗輪體，由于取料機的生產工藝特點，頭部滾筒處煤炭運動不規則。斜溜斗與輪斗之間存在間隙，一部分灑落的煤炭順著間隙卷入頭部滾筒，造成頭部滾筒包膠或筒皮磨損，以及皮帶的擠壓磨損，嚴重縮短了頭部滾筒以及懸臂皮帶的使用壽命。斜溜斗與斗輪之間的間隙是用來防止轉動的輪斗與斜溜斗之間發生磕碰而預留的安全距離，所以，斜溜斗與輪斗之間的間隙量不能改變，即無法避免一部分煤炭順著間隙卷入頭部滾筒。

為了最大限度地降低卷入的煤炭對頭部滾筒以及皮帶的磨損，設計一種滾筒：筒皮及兩側幅板均采用鼠籠式鏤空結構，滾筒中部設計成鼓式倒錐體結構，作業過程中卷入的煤炭可以通過板塊間隙進入滾筒內部再通過倒錐體結構從滾筒兩側排出，避免卷煤對滾筒筒皮以及皮帶的磨損。普通包膠滾筒和排渣滾筒的結構對比見圖1。

如圖1所示，排渣滾筒的鼠籠式結構特點削弱了整機結構的力學性能。優化改造的目的是排渣滾筒的結構設計滿足結構強度要求，保證滾筒有足夠的使用壽命。

2 排渣滾筒的結構設計與強度校核

（1）利用大型三維建模軟件SOLIDWORKS建立排渣滾筒模型（圖 2）。

（2）利用有限元分析軟件ANSYS進行結構應力分析。

①將模型導入ANSYS WORKBENCH，設定滾筒軸材料為40Cr，其他部分材料為Q235-A以及其他力學性能參數，并劃分網格（圖 3）。

②對模型進行加載，給定邊界條件（圖4）。秦皇島煤一期取料機提速改造后懸臂皮帶帶速4 m/s，懸臂皮帶機配重5 t。頭部改向滾筒主要受皮帶張緊壓力和旋轉離心力的作用。筒角速度v=wr，線速度v=4 m/s，滾筒半徑r=0.4 m，求得滾筒角速度w=10 rad/s。根據皮帶機配重5 t，可換算滾筒在包角范圍內受壓力為50 000 N。

圖1 排渣滾筒與普通滾筒

圖2 排渣滾筒模型

圖3 模型網格劃分

圖4 給定邊界條件

③求解計算。計算結果如圖5所示。

圖5 計算結果

（3）滾筒軸及鼠籠結構的強度校核

滾筒軸材料為40Cr，鼠籠結構材料為Q235-A，材料不同，力學性能不同，分別進行強度校核。

①滾筒軸靜強度校核

滾筒軸應力計算結果如圖5a所示，最大應力σmax=28.99 MPa。40Cr的屈服極限 σu=980 MPa，σmax＜＜σu，滾筒軸靜強度滿足要求。

②滾筒軸疲勞強度校核

滾筒軸最大應力點出現在軸端，考慮到滾筒軸具有周向對稱，旋轉過程中軸端各點應力重復著“從σmin=10 498 Pa到σmax=28.99 MPa”的交變載荷。根據雨流計數法分析滾筒軸載荷-時間歷程，存在著旋轉過程中σmin=10 498 Pa到σmax=28.99 MPa的循環以及σmin=0到σmax=28.99 MPa的啟停脈動循環。

旋轉過程中的周期性載荷循環：根據平均應力與應力幅公式（1），公式（2）計算。

式中 σm——平均應力，MPa

σα—— —應力幅，MPa

(3)對于合并糖尿病且服用二甲雙胍等雙胍類降糖藥的受檢者,必須在其停藥后的48h才安排進行CT檢查,且檢查后48h才開始服藥。

代入σmin=10 498 Pa，σmax=28.99 MPa，計算得到 σm=14.55 MPa，σα=14.44MPa。由疲勞強度的等壽命理論Gerber曲線，公式（3）。

式中 σ-1——對稱循環下的強度極限

40Cr的 σ-1為（198～291）MPa，取最小值 198 MPa，σu=980 MPa，并代入 σm=14.55 MPa，可求得[σα]=197.96 MPa，σα＜[σα]。在旋轉過程中，滾筒軸疲勞損傷累計為0。

啟停載荷循環：滾筒軸啟停載荷為“σmin=0到σmax=28.99 MPa”的交變載荷。代入式（1）、式（2），計算得到 σm=14.49 MPa，σα=14.49 MPa。代入 σ-1=198 MPa，σu=980 MPa，σm=14.55 MPa至式（3），可求得[σα]=197.957 MPa，σα＜[σα]。在啟停瞬間，滾筒軸疲勞損傷累計為0。

③鼠籠結構靜強度校核

鼠籠結構應力計算結果如圖5b所示，最大應力σmax=41.955 MPa。鼠籠材料 Q235-A的屈服極限 σu=235 MPa，σmax＜＜σu，滾筒軸靜強度滿足要求。

類似鼠籠結構也存在著這兩種循環。

旋轉過程中的周期性載荷循環：鼠籠結構最大應力點出現在板塊筒皮兩端，考慮到鼠籠結構也具有周向對稱，在旋轉過程中，板塊兩端各點應力重復著“從σmin=23 520 Pa到σmax=41.955 MPa”的交變載荷。代入式（1）、式（2），σmin=23 520 Pa，σmax=41.955 MPa，計算得到 σm=21.1 MPa，σα=20.86 MPa。

Q235-A 的 σ-1為（160～310）MPa，取最小值 160 MPa，σu=235 MPa，并代入式（3）可求得[σα]=158.7 MPa，σα＜[σα]。鼠籠結構旋轉過程中疲勞損傷累計為0。

啟停載荷循環：鼠籠結構啟停載荷為“從σmin=0到σmax=41.955 MPa”的交變載荷。代入式（1）、式（2），計算得到 σm=20.978 MPa，σα=20.978 MPa。代入 σ-1=160MPa，σu=235 MPa，σm=20.978 MPa 至式（3），可求得[σα]=158.7MPa，σα＜[σα]。在啟停瞬間，鼠籠結構疲勞損傷累計也為0。

核算結果表明，排渣滾筒作為懸臂皮帶頭部改向滾筒，結構強度滿足要求。

3 優化改造效果

秦皇島煤一期4#取料機將頭部改向滾筒改型為排渣滾筒，單機已經連續運行2 a零6個月，未出現故障。改型前該部位滾筒使用壽命一般為6個月，改造后，大大改善了頭部滾筒卷煤磨滾筒的現象，延長了頭部滾筒的使用壽命，提高了設備的可靠性。

［1］李海梅.金屬材料疲勞極限的估算［J］.鄭州大學學報，2002（12）：45-47.

［2］王曉鋼.利用熱像法快速獲取Q235鋼的疲勞極限與S-N曲線［C］.2010年海峽兩岸材料破壞/斷裂學術會議.