基于Workbench的刮板輸送機鏈輪動力學分析

馬朝峻

（大同煤礦集團有限責任公司綜采裝備安裝分公司，山西 大同 037000）

引言

刮板輸送機作為一種在煤礦開采中被廣泛使用的運送散料的設備，是現代化采煤工業中不可或缺的重要設備。刮板輸送機必須保持連續運轉，這樣與它相關的生產才能正常進行[1-2]。一旦刮板輸送機出現故障，對下游的生產作業會造成巨大影響，甚至是停產。驅動鏈輪在工作時受力情況復雜，其作為易損件，常常造成鏈輪與鏈條的過度磨損，從而導致鏈輪失效或鏈條斷裂[3]。因此，需要了解驅動鏈輪與鏈條在擬合過程中整個動態的變化。

1 常見鏈輪的失效形式

與齒輪的失效形式相似，刮板輸送機驅動鏈輪的主要失效形式包括磨損、壓潰、齒根斷裂等，以下分別對3 種常見的鏈輪失效形式作簡要說明[4]。

1.1 磨損破壞

磨損在鏈輪工作中是不可避免的，因工作環境會產生一些微小固體顆粒掉落在鏈輪與鏈條接觸的鏈窩中，在循環載荷的作用下，在輪齒表面形成凹坑。凹坑進一步發展，形成微裂紋，從而不斷擴散，最后導致斷裂失效。

1.2 壓潰失效

壓潰失效通常是指工作載荷過大或鏈輪本身結構問題在加工工藝的處理上有些問題。鏈輪容易受到由鏈條傳遞而來的沖擊載荷，從而導致鏈輪產生塑性變形，變形之后的形狀與原鏈條的形狀并不契合，從而導致齒面壓潰。

1.3 齒根斷裂

齒根斷裂是指鏈輪在不斷微小沖擊反復作用下，經過一定的循環次數，鏈輪輪齒發生疲勞斷裂的現象。

與齒輪結構類似，驅動鏈輪的結構設計參數包括齒數、節圓直徑、分度圓直徑、齒寬、齒厚等，鏈輪的優化從這些設計參數入手[5]。

2 瞬態動力學分析

瞬態動力學分析問題主要是將連續的時間周期分為多個時間間隔，可以求解結構在不同時間對應不同的載荷工況下的應力分布。在模型分析中，如果阻尼與慣性均不影響分析結果，則可以使用多狀態下的靜力分析代替瞬態動力學分析[6]。

因此，以GB20型刮板輸送機為研究對象，在ANSYS Workbench 中創建鏈輪與鏈條接觸瞬態動力學分析模型，首先基于Solid works 建立鏈輪與鏈條的三維模型，然后將模型導入Workbench，創建瞬態分析”Transient”模塊，鏈條的材料是23MnCrNiMo，泊松比μ=0.25，彈性模量E=210 GPa。驅動鏈輪的材料選擇30GrMnTi，彈性模量E=206 GPa，泊松比μ=0.30。

模型采用自動劃分網格技術，并對兩模型相互接觸地方的網格進行優化。將導入模型時自動生成的接觸設置刪除，在鏈輪與鏈條之間創建摩擦接觸，設置摩擦系數為0.2。然后在模型工具欄中的Body-Ground 設置鏈輪軸心為轉動副，鏈輪與鏈條嚙合模型示意圖如圖1 所示。

圖1 轉動副的設置

設置載荷與邊界條件，鏈條所受拉力F=7.4 kN，鏈條線速度設置為0.81 m/s，仿真時間設置為2 s，步長設置為20，鏈輪轉動副載荷設置為65.4 r/min。

由圖2 表明，最大應力值為282.69 MPa，最大應力位于鏈條與鏈輪接觸區的鏈窩側面，所以可以推斷鏈條與鏈輪在該區域會有較大的摩擦損耗。

圖2 瞬態分析結果

3 靜態分析

為研究鏈輪每旋轉一個小角度時，鏈輪與鏈條之間接觸應力分布情況。在創建模型時，以鏈窩與水平面平行時設為0°，依次每增加2°設置一個模型。一直到鏈輪與鏈條相接觸到脫離為止。模型材料參數前文中已提到，對所有模型進行求解，得到各個角度下的應力分布。在此不再對每個角度的模型計算結果進行展示，只列出2°、4°、12°、14°的應力分布圖，如圖3 所示。

圖3 不同旋轉角度應力分布情況

從所有角度計算結果來看，最大應力點均出現在鏈輪與鏈條相接觸的區域，也就是鏈窩位置。為了探究在鏈輪旋轉過程中鏈窩中應力變化情況，另選接觸區域的6 點作為應力記錄點。從統計6 點應力分布情況來看，應力隨鏈輪旋轉角度的分布情況較相似，應力最大值點為施加力的鏈窩底面位置，其應力隨旋轉角度的分布情況如圖4 所示。

由圖4 可以看出：鏈輪從32°旋轉到46°時，應力變化明顯；平均應力為194.36 MPa。鏈窩的最大應力常出現在中部槽兩側的側面及靠近側面的底面上，這反應了鏈輪接觸點上應力隨鏈輪旋轉的特征，且只有當輪齒與鏈條直接嚙合接觸時，應力才急劇增加。

圖4 鏈窩側面與底面應力隨轉動角度分布

綜合分析6 個觀察點的應力情況可以得到，鏈窩最下面的最大應力是齒根圓弧面上觀察點應力的2 倍，說明接觸面是圓弧面且與鏈條面面接觸，此時對應力具有緩解的作用。鏈輪的磨損自然會減弱，而在鏈窩最下面的點，其應力出現集中的情況。說明對于鏈輪輪齒的結構設計應盡量采用平滑過渡，以此減少磨損。

4 優化后鏈輪接觸分析

根據對刮板輸送機運行過程中對鏈輪與鏈條嚙合過程進行受力分析，從問題的出發點入手，對鏈輪的結構優化是為了減小鏈輪與鏈條之間的接觸應力。常規分析可以確定驅動鏈輪的主要承載位置，從而可以選擇決定鏈輪輪齒結構設計的重要參數。

依據本文中多角度靜態分析結果，同時提取了接觸位置6 個參考點應力隨旋轉角度的對應關系，研究得到鏈窩是整個鏈條與鏈輪嚙合過程中應力最大的區域。所以在此選擇齒厚、齒形圓半徑、鏈窩弧半徑3 個參數來設計優化仿真試驗。希望通過改變這3 個參數后，鏈輪與鏈條的擬合應力能夠進一步得到減小。

如圖5 所示，計算結果也表明鏈輪接觸應力對鏈窩弧的半徑敏感度最強，將單一參數作為最優解。本文中選擇對鏈輪的鏈窩弧半徑進行優化。設計中任然采用最原始的列舉法，建立不同參數值的模型進行分析對比，獲得相對最優的結果。

圖5 修改單參數下與原鏈輪應力情況

鏈輪優化后齒形圓弧半徑30 mm，鏈窩弧半徑24.5 mm。下頁圖6 所示為優化后鏈輪與原版應力值對比情況。優化后在整個嚙合旋轉過程中，應力均有明顯減小，在應力最大值點，減小度最為明顯。原始狀態下最大應力值為84.2 MPa，優化后最大應力值為58.4 MPa，由此可得優化模型對鏈輪性能提升明顯，對刮板輸送機的設計具有重要參考意義。

圖6 優化后鏈輪應力對比

5 結論

1）通過對鏈輪與鏈條嚙合的瞬態動力學分析，求得鏈輪側面的應力變化情況。

2）通過多角度靜態分析，得到鏈輪在不同旋轉角度下的應力分布情況。

3）選擇嚙合接觸區域6 個參考點，再分析6 個點應力隨旋轉角度的變化關系，得到鏈輪應力敏感參數。

4）對應力敏感參數進行優化，采用列舉法選擇最優的結果。原始狀態下最大應力值為84.2 MPa，優化后最大應力值為58.4 MPa，說明此設計對鏈輪優化作用明顯。