永磁滾筒驅動帶式輸送機驅動架強度分析

鄧宗岳，高海生，于歆婷

1沈陽職業技術學院 遼寧沈陽 110045

2沈陽煤業 (集團) 機械制造有限公司 遼寧沈陽 110123

帶 式輸送機是煤炭生產企業重要的運輸設備，其輸送量及運行穩定性和安全性對煤礦的經濟效益產生重要影響[1]。傳統的帶式輸送機普遍采用三相異步電動機加耦合器和減速器的驅動方案。隨著國家對節能環保的要求逐漸提高，以及對現代化礦井、智能化礦井的建設需求，永磁同步電動滾筒作為驅動滾筒的優勢越來越明顯。沈陽煤業集團下屬某礦井出于節省井下空間及節能提效的考慮，提出了永磁滾筒驅動帶式輸送機的驅動方案。

1 永磁同步電滾筒驅動方案及優勢

傳統的電動機加耦合器和減速器驅動形式，機械傳動環節多、效率低，同時由于電動機和減速器外接于驅動滾筒，增加了驅動部的寬度，占用了井下寶貴的空間。永磁同步電滾筒驅動形式則取消了減速器，利用外轉子永磁同步電動機低速大轉矩的優勢，將永磁同步電動機的外轉子和帶式輸送機的驅動滾筒相連，并將永磁同步電動機內置于驅動滾筒內，使得機頭部分結構更加緊湊，改善了礦井內的作業環境，保障了安全通道的暢通[2-4]，同時結合配套的變頻器及水冷卻裝置，可保障設備的軟啟動和穩定運行。

沈陽煤業 (集團) 機械制造有限公司多年來對于傳統驅動形式帶式輸送機積累了豐富的設計和制造經驗，但對于新傳動形式的帶式輸送機缺少相關經驗。由于驅動形式的改變，使得驅動架對整機的正常運行起到關鍵作用，其強度能否滿足要求需重點關注。借鑒傳統機架進行改型設計，并借助有限元分析方法對驅動機架強度進行校核，以保證設備的可靠性，為驅動架的合理設計和優化提供參考。

2 驅動架結構及載荷理論計算

以 DSJ100/63/2×200 帶式輸送機運輸原煤為例，對其運行工況下的驅動架進行分析計算。帶式輸送機的滾筒布置如圖 1 所示。其中滾筒 1 和 2 為驅動滾筒，驅動滾筒 1 上輸送帶的張力為F1，滾筒 2 上輸送帶的張力為F14和F15。

圖1 帶式輸送機滾筒布置Fig. 1 Layout of drums of belt conveyor

帶式輸送機主要計算參數如表 1 所列。

表1 帶式輸送機主要計算參數Tab.1 Main calculation parameters of belt conveyor

2.1 圓周驅動力計算

對于驅動滾筒來說，其圓周驅動力Fu為驅動滾筒上所有阻力之和，即

式中：FH為主要阻力；FN為附加阻力；FS1為特種主要阻力；FS2為特種附加阻力；FSt為傾斜阻力。

由于輸送距離較長，附加阻力明顯小于主要阻力，可以引入一個系數來計算，即

式中：C為與輸送帶長度有關的系數；f為根據工作條件選取的摩擦因數；L為輸送機長度；qRo為上托輥單位長度質量；qRu為下托輥單位長度質量；qB為輸送帶單位長度質量；qG為輸送帶上單位物料質量[5-8]。

查詢設備相關參數，計算得圓周驅動力Fu=48 256 N，由圓周驅動力即可計算其余滾筒上輸送帶的張力，驅動滾筒 2 上輸送帶的張力F14=57 122 N，F15=36 056 N。

2.2 驅動架結構

驅動架采用三角形結構，由于采用雙滾筒，因此驅動架采用雙對角形設計，如圖 2 所示。

圖2 驅動架結構Fig. 2 Structure of driving frame

為便于井下運輸，驅動架需做成分體式，即由底梁、豎梁和兩斜梁焊接而成的兩側架通過中間梁用螺栓連接組成。在斜梁上有軸承座板和相應的螺栓孔，永磁同步電滾筒的軸承座置于斜梁的軸承座板上。

2.3 驅動架所受載荷

兩永磁滾筒連接于驅動架上，永磁滾筒的重力作用于驅動架的斜梁上，在帶式輸送機正常工作時，主要依靠驅動滾筒的摩擦力帶動輸送帶運輸物料，這個過程中輸送帶產生了張力，驅動滾筒也因此受到輸送帶的張力作用。永磁滾筒采用標準產品，每個滾筒的質量為 6 500 kg，則其重力為 65 kN。張力由前面計算可得，其作用方向及滾筒重力如圖 3 所示。

圖3 驅動滾筒受力簡圖Fig. 3 Force sketch of driving drum

兩驅動滾筒所受輸送帶的張力最終也都將作用于驅動架上，因此計算出的輸送帶張力最終可以作為驅動架的載荷。

3 驅動架有限元分析

3.1 模型導入和材料設置

將在 SolidWorks 軟件中建好的驅動架三維模型導入到 ANSYS Workbench 中。機架由厚度為 20 mm的普通鋼板焊接而成，其材料為 Q235A，彈性模量為206 GPa，泊松比為 0.3，屈服應力為 235 MPa，抗拉極限為 390 MPa。在 Workbench 中設置好相應的材料參數，然后將 Q235A 材料賦予驅動架。

3.2 網格劃分

采用靜強度結構分析，為提高計算精度盡量多采用六面體網格。由于驅動架為鋼板焊接結構，鋼板厚度較小，應重點關注斜梁處的受力，將斜梁處網格尺寸細化到 5 mm。網格劃分后共有 1 823 354 個節點，546 527 個單元。驅動架有限元模型如圖 4 所示。

圖4 驅動架網格劃分Fig. 4 Grid division of driving frame

3.3 設置約束和施加載荷

驅動架下表面和地基通過錨桿相連，將其底面處理為固定約束，根據實際工況將輸送帶的張力和重力按照實際方向施加到軸承座板上。右驅動滾筒受力方向沿x軸負方向偏左上 16°，左驅動滾筒受力方向沿x軸正方向偏右下 16°，重力方向豎直向下。

3.4 有限元分析結果

在求解處添加需要計算的總應力和總形變，設置求解步驟并進行計算，可得到驅動架應力和變形云圖，分別如圖 5、6 所示。

圖5 驅動架應力云圖Fig. 5 Stress contours of driving frame

由圖 5 可以看出，最大應力發生在斜梁與底部橫梁連接處的肋板位置，該處應力比較集中，受載后產生的應力較大，最大值為 79.38 MPa。其他部位的應力值均未超過 20 MPa。選取屈服應力作為許用應力，因此該規格和結構的驅動架是安全的，且安全系數較大，可以考慮對中間連接梁進行優化減重，選取更小規格的鋼板。

由圖 6 可以看出，最大變形量為 0.12 mm，位于斜梁上軸承座板的中間位置。根據鋼結構設計規范，選取跨度的 1/500 作為許用撓度值，則許用撓度為2.7 mm，因此變形量也在安全范圍內[9]。

圖6 驅動架變形云圖Fig. 6 Deformation contours of driving frame

同時通過分析可知，最大應力發生在斜梁肋板位置，應注意此處肋板可適當加厚，可將肋板做成梯形，避免將斜梁和底梁連接處的三角完全封死，從而避免應力集中。在 SolidWorks 軟件中修改斜梁肋板為梯形，重新導入到 ANSYS Workbench 中進行加載計算，得到的優化結果如圖 7 所示。

圖7 優化后驅動架應力云圖Fig. 7 Stress contours of driving frame after optimization

通過分析可以看到，最大應力為 58.37 MPa，比三角形肋板的應力降低，且最大應力也不發生在該處，證明肋板優化后改善了集中應力。

4 結論

永磁滾筒驅動帶式輸送機因其傳動效率高、結構緊湊、節約巷道空間等優勢，可推廣應用到工程實際當中。目前因缺乏使用經驗，應用有限元分析方法能夠對驅動架的強度校核起到很好的指導作用。

通過有限元分析可以看到，驅動架的強度足夠，且安全系數有足夠余量，在中間連接梁等部位還有減重優化的空間；同時變形量也在允許范圍內，因此驅動架的剛度滿足使用要求。觀察最大應力位置，可考慮在設計時將斜梁肋板處設計成梯形，以改善應力集中現象，并要特別注意此處的焊接質量。