刮板輸送機驅動鏈輪的優化設計及應用*

李 峰

(山西鄉寧焦煤集團臺頭前灣煤業有限公司，山西 鄉寧 042100)

0 引 言

我國煤礦領域開采設備正朝著大功率化、重型化方向發展[1]。刮板輸送機作為重要的煤礦運輸裝備，輸送效率有了顯著提升[2]。在日益繁重的輸送任務下，刮板輸送機各零部件承受的載荷越來越大[3]。驅動鏈輪作為重要的承力結構件，在重載荷作用下磨損問題日益凸顯，對鏈輪的運行可靠性和使用壽命均提出了更高的標準[4]。為了提升刮板輸送機運行過程的穩定性，很多學者和技術人員對該設備進行了大量的分析和研究，取得了一定的研究成果，在促進刮板輸送機科研方面起了很大的積極作用[5-6]。筆者主要以刮板輸送機驅動鏈輪為研究對象，對其工作時的受力情況進行探討分析，提出建設性的優化改進措施，強化實踐應用效果。

1 刮板輸送機及驅動鏈輪失效概述

刮板輸送機是綜采工作面中重要的采煤設備，它的主要作用是將采煤機采集得到的煤礦物料進行輸送。另外，刮板輸送機還是采煤機軌道、液壓支架移動的支點。所以刮板輸送機是否可以安全可靠的運行，直接決定著煤礦開采過程的連續性。從機械結構角度刮板輸送機主要由支撐結構、鏈輪、刮板、圓環鏈等部分構成。由于煤礦井下工作環境復雜，以上這些機械結構件工作時容易發生各種故障問題。在所有的故障問題中驅動鏈輪的磨損失效是很常見的。如圖1所示為刮板輸送機驅動鏈輪磨損失效現場圖片。出現這種情況的原因在于井下濕度較高且空氣中包含有大量的煤粉，會加劇圓環鏈與驅動鏈輪之間的摩擦磨損；硬度較高的桿石或煤礦如果掉入圓環鏈和驅動鏈輪的嚙合面，則可能會直接導致鏈輪破損。針對驅動鏈輪磨損嚴重、壽命較短的問題，有必要對其結構進行優化設計，提升鏈輪結構的耐磨性能。

圖1 驅動鏈輪磨損失效現場圖片

2 驅動鏈輪受力模型建立及其結果分析

2.1 模型的建立

研究的刮板輸送機型號為SGB420/17，根據該型號刮板輸送機驅動鏈輪的實際尺寸，利用SolidWorks軟件首先建立起三文集和模型，然后將其導入到ANSYS軟件中建立有限元模型。在ANSYS軟件中需要設置材料屬性并劃分網格，驅動鏈輪的加工材料為Q235，其對應的彈性模量、泊松比、密度分別為122GPa、0.3、7860 kg/m3。綜合考慮模型的計算時間和精度要求，利用軟件中自帶的網格劃分程序對模型進行網格劃分，最終得到的網格和節點數量分別為13423和16784。模型中將鏈輪的運行速度設置為64.3 r/min，鏈齒受到的拉力為7.3 kN。

2.2 驅動鏈輪的受力結果分析

建立刮板輸送機驅動鏈輪的受力有限元模型后，即可對其受力和變形情況進行分析計算并對計算后的模型進行后處理，得到對應的分析結果。如圖2所示為驅動鏈輪工作時的應變分布云圖和應力分布云圖。由圖可知，整個驅動鏈輪不同位置的應變和應力分布非常不均勻，驅動鏈輪不管是應變還是應力均主要集中在一對鏈齒上。該結果表明驅動鏈輪工作時真正參與受力的只有一對鏈齒，其它與圓環鏈接觸的鏈齒雖然也有受力，但受力大小不明顯。另外，在受力相對較大的一對驅動鏈輪中，應力和應變主要集中在鏈窩部分，與該部位距離越遠則受力和變形情況越不明顯。應力最大值和應變最大值分別為244 MPa和1.508 mm。

圖2 驅動鏈輪的應變和應力分布云圖

生產加工驅動鏈輪時，常用的制作材料為Q235，該材料具有非常好的韌性，方便進行加工。Q235正常情況下的抗拉強度為235 MPa，通過對驅動鏈輪進行受力分析，發現最大應力值達到了244 MPa，已經超過了材料的抗拉強度，說明在受力較大的部位可能會發生嚴重的塑性損傷，從而加速該部位的損壞。另一方面，驅動鏈輪工作時需要不停的發生周期性旋轉，鏈輪鏈齒的受力也存在一定的周期性，屬于典型的疲勞問題。因此，在受力較大的鏈齒部位也特別容易出現疲勞磨損問題。

3 驅動鏈輪結構的優化改進

基于以上分析可以看出，由于驅動鏈輪結構設計上的不合理，導致工作時應力主要集中在一個鏈齒上，該部位出現了嚴重的應力集中現象。這是導致驅動鏈輪摩擦磨損現象嚴重，使用壽命較低的主要原因。以下主要對驅動鏈輪的結構進行優化改進，以降低其鏈齒中的應力集中現象。

3.1 優化改進方案

刮板輸送機驅動鏈輪的結構非常復雜，涉及到很多結構參數，在開展優化改進工作時難以對所有的結構參數進行優化，應該結合實際情況抓住主要結構參數，忽略次要結構參數。已有的實踐經驗和理論均表明，驅動鏈輪中有4個結構參數對其性能影響最為顯著，分別為短齒厚度A、鏈窩長度B、齒型圓弧半徑C、鏈窩弧長度D，這4個結構參數所處的位置如圖3所示。開展優化改進工作時，以上述4個重要的結構參數為優化變量，其中短齒厚度A的取值分別為44、45和46 mm，鏈窩長度B的取值分別為82、83、84 mm，齒型圓弧半徑C的取值分別為28、29、30 mm，鏈窩弧長度D的取值分別為23、24、25 mm。基于正交實驗思路對以上4個結構參數進行分組，總共設計了9組模擬實驗，見表1所列。

圖3 驅動鏈輪優化變量的位置

根據模擬實驗分組情況，再次利用SolidWorks和ANSYS軟件建立驅動鏈輪的受力有限元模型，并開展模擬仿真分析工作。所有模型除以上結構參數不同外，其他結構參數及邊界條件等完全相同。獲得所有模擬結果后，對比結果中鏈齒的最大應力值情況，最大應力值越小意味著鏈輪的受力情況越優越，使用壽命越長。

3.2 優化改進結果

完成所有組別的模擬分析工作后，對相關結果進行統計，見表1。由表中結果可以看出，當驅動鏈輪的結構參數發生變化時，鏈齒中的最大應力值結果存在一定程度的差異。在本研究范圍內應力最大值達到了261.4 MPa，最小值卻只有219.5 MPa。鏈子最大值最小時對應的短齒厚度、鏈窩長度、齒型圓弧半徑、鏈窩弧長度分別為45 mm、83 mm、30 mm和25 mm。與優化改進前相比，最大應力值的降低幅度達到10%。最重要的是優化后鏈齒的最大應力值為219.5 MPa，已經低于Q235材料的抗拉強度。驅動鏈輪工作時不會發生明顯的塑性損傷。

表1 優化改進結果統計

4 實踐應用效果

將優化改進后的驅動鏈輪應用到SGB420/17型刮板輸送機工程實踐中，對其運行情況進行了連續一年時間的觀察。通過現場測試發現，優化后的驅動鏈輪運行時具有良好的穩定性。根據企業現場的統計數據發現，優化改進前刮板輸送機驅動鏈輪部分發生故障的頻率為每年8～10次。優化改進后，驅動鏈輪部位的故障率降低到了3～4次每年，顯著提升了刮板輸送機運行的穩定性和可靠性。綜上所述，此次針對驅動鏈輪的優化改進，取得了很好的實踐應用效果，達到了預期目的，為煤礦企業創造了良好的經濟效益。

5 結 語

以SGB420/17型刮板輸送機驅動鏈輪為研究對象，在分析結構受力和變形基本情況的基礎上，對其進行了結構優化改進，所得結論主要如下：①通過對驅動鏈輪的受力分析，發現鏈齒部位出現了明顯的應力集中現象，最大應力值達到了244 MPa，已經超過了Q235材料的抗拉強度，這是導致驅動鏈輪發生故障的重要原因之一；②以驅動鏈輪中4個結構參數為優化變量，基于正交實驗思想開展優化改進工作，將驅動鏈輪鏈齒部位的最大應力值降低到了219.5 MPa，低于Q235材料的抗拉強度；③將優化改進后的驅動鏈輪應用到工程實踐中，鏈輪結構的故障率有了明顯降低，顯著提升了刮板輸送機運行的穩定性和可靠性，經濟效益顯著。