帶式輸送機受料段的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計

吳立俁

（山西焦煤西山煤電集團(tuán)公司東曲煤礦機電科， 山西 古交 030200）

引言

帶式輸送機系統(tǒng)的受料端是輸送機系統(tǒng)接受物料的部分，也是輸送機的重要組成部分。輸送機的受料端在實際使用過程中，長期受到煤炭不規(guī)則大小、重量、沖擊力的作用，極易發(fā)生磨損和故障[1]，從而影響煤炭的輸送，因此如何提高帶式輸送機系統(tǒng)受料段的可靠性，確保輸送機系統(tǒng)工作的穩(wěn)定性，便成了煤炭生產(chǎn)企業(yè)迫切需要攻克的難題。

1 輸送機受料段數(shù)學(xué)模型的建立

根據(jù)實際使用情況，在建立輸送機受料段的數(shù)學(xué)模型時，需要考慮以下因素[2]：

1）受料段的輸送帶，在物料沖擊時產(chǎn)生的縱向震動情況類似于大跨度的梁在受力時上下震動情況，因此將該段的輸送帶簡化為梁；

2）因輸送帶的震動主要是由其受沖擊時的縱向震動引起，因此在我們分析忽略其橫向震動，只考慮其縱向振動；

3）輸送機受料段的距離較短，且輸送帶所具有的黏彈性特性對于輸送帶的縱向震動的影響很小，因此輸送帶在受料段的數(shù)學(xué)建模不考慮輸送帶所具有的黏彈性特性；

4）將輸送機受料段的緩沖托輥結(jié)構(gòu)簡化為簡單的彈性支撐結(jié)構(gòu)。

根據(jù)以上因素，在建立輸送機受料段的數(shù)學(xué)模型時，可以把它簡化成為帶有均勻分布載荷的彈性梁系統(tǒng)，簡化后的力學(xué)模型如圖1所示。

2 受料段輸送帶的振動方程

假設(shè)帶式輸送機受料段的托輥之間的距離為L，以沿輸送帶運動方向的起始端為原點，以輸送帶的運行方向為X軸，以輸送帶受沖擊力的方向（垂直方向）為W軸，建立坐標(biāo)系，對輸送帶上x點，長度為dx的輸送帶的微單元進(jìn)行分析，其受力示意圖如圖2所示。

圖1 輸送機受料段力學(xué)模型

圖2 輸送帶微元段受力示意圖

圖 2 中：A（x）為輸送帶的橫截面積；E（x）為輸送帶的彈性模量；P（x）為輸送帶上物料的密度；I（x）為輸送帶橫截面積關(guān)于中性軸的慣性矩；W（x，t）為表示x處的截面中性軸在t時間的位移。

由圖2可知，輸送帶的縱向振動方程可表示為[3]：

式中：P為輸送帶內(nèi)的密度；S為輸送帶內(nèi)部張力；A為輸送帶內(nèi)的橫截面積；Q為t時刻輸送帶橫截面上的剪力；W為x處的截面中性軸在t時間的位移；f為輸送帶所受的外力；θ為輸送帶受力方向和水平方向的夾角。

式中：M為輸送帶所受的外力矩；E為輸送帶的彈性模量；I為截面關(guān)于中性軸的慣性矩。則式（1）可簡化為

帶式輸送機輸送帶的固有頻率的振動公式可表示為：

式中：W表示x處的截面中性軸在t時間的位移；E為輸送帶的彈性模量；n為輸送帶微元個數(shù)；L為輸送帶長度。

帶式輸送機系統(tǒng)輸送帶的兩側(cè)為彈性托輥系統(tǒng)，因此為其設(shè)置如下的邊界條件：

式中：k為輸送帶線性系數(shù)，一般取0.4。

3 振動段振動特性的仿真分析

本文以某煤礦帶式輸送機為例進(jìn)行模擬計算[4]，其基本參數(shù)如表1所示。

表1 輸送機參數(shù)分布表

根據(jù)以上基本參數(shù)，假設(shè)受料時的位置位于x=0.2 m處，采用Matlab仿真分析軟件對其進(jìn)行仿真分析，可得出該處受到物料沖擊時帶式輸送機在受料段的輸送帶的縱向針動幅值的變化情況，如圖3所示。

圖3 受沖擊時的振動幅值

為了明確影響輸送機系統(tǒng)受料段振動特性的主要因素，針對性的提出優(yōu)化解決方案，因此我們分別以輸送機系統(tǒng)受料段的托輥間距、張緊力為變量，對其對輸送機受料段的影響特性進(jìn)行分析，結(jié)果如圖4—圖7所示。

由圖4、圖5可知，當(dāng)其他條件不變的情況下，受料段的托輥距離為600 mm時，受料段在物料沖擊作用下的振幅約為75 mm，其波動的頻率約為208 Hz，當(dāng)托輥間的距離為400 mm時，受料段在物料沖擊作用下的振幅約為2 mm，其波動的頻率約為322 Hz。

圖4 托輥間距為600 mm時的振動幅值

圖5 托輥間距為400 mm時的振動幅值

由圖6、圖7可知，當(dāng)其他條件不變的情況下，當(dāng)輸送機系統(tǒng)的張緊力為50 000 N時，受料段在物料沖擊作用下的振幅約為12 mm，其波動的頻率約為263 Hz，當(dāng)輸送機系統(tǒng)的張緊力為5 000 N時，受料段在物料沖擊作用下的振幅約為26.5 mm，其波動的頻率約為249 Hz。

圖6 張緊力為50 000 N時的振動幅值

由仿真結(jié)果分析可知，當(dāng)帶式輸送機系統(tǒng)受料段其他各參數(shù)保持不變的情況下，降低受料段托輥之間的距離或者增加輸送機系統(tǒng)的張緊力均可以減少輸送帶在受沖擊力作用下的振動幅度。因此在綜合考慮煤礦綜合生產(chǎn)效益及改造可行性上，我們采用增加導(dǎo)料槽長度，同時增加托輥間距的方案來降低輸送機系統(tǒng)受料段在受料時的振動沖擊，提高其工作穩(wěn)定性和使用壽命。

圖7 張緊力為5 000 N時的振動幅值

4 結(jié)論

帶式輸送機系統(tǒng)的受料段是輸送機系統(tǒng)接受物料的部分更是輸送機的重要組成部分。對輸送機系統(tǒng)的受料段進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)，可提高其抗不規(guī)則沖擊載荷的能力和可靠性，對于輸送機系統(tǒng)受料段的結(jié)構(gòu)設(shè)計具有十分重大的意義，同時確保了輸送機受料段的安全性和可靠性。