帶式輸送機托輥性能的分析及優化

吳 珊

（山西焦煤西山煤電屯蘭礦，山西 太原 030206）

0 引言

帶式輸送機是進行物料輸送的常見機械設備，在礦山開采、港口、冶金、建筑等行業中具有廣泛的應用，特別是在礦井及野外的煤炭開采輸送中更是主要的運輸設備。帶式輸送機的安裝布置方便、操作簡單[1]，在煤礦輸送中不易受到其他因素的影響，具有較高的運輸效率及穩定性，有助于提高煤礦的輸送效率。在帶式輸送機的結構組成中，托輥是重要的組成部件，對輸送帶起到支撐作用，防止輸送帶產生較大的變形[2]，保證輸送過程的順利進行。托輥對輸送帶進行支撐承載，對其自身性能具有較高的要求，采用ANSYS 模擬的形式對托輥的性能進行仿真分析[3]，并針對其應力及變形進行一定的優化設計，提高托輥的承載性能，保證帶式輸送機的穩定輸送。

1 帶式輸送機托輥分析模型的建立

托輥作為帶式輸送機重要的承載部件，其主要結構包括中間管體、托輥軸、兩端軸承座及密封裝置組成，我國多采用焊接鋼管制成的管體作為托輥的主體結構[4]，焊接鋼管的壁厚均勻，產生的動載荷作用低，適用于帶式輸送機高速旋轉場合。

采用有限元分析的方式對托輥的性能進行仿真分析，將托輥的復雜構件離散劃分為多個相互關聯的單元[5]，通過節點將各單元進行連接，通過單元之間的相互關系計算整體方程，從而得到托輥整體的性能變化。

采用ANSYS 有限元分析軟件對托輥的性能進行分析，首先選取煤礦帶式輸送機上使用的108 mm×465 mm 系列的托輥進行分析，管體外徑為108 mm、長度為465 mm、壁厚為3.2 mm，軸承座的外徑為103 mm，軸承座壁厚為3 mm，軸承座長度為54 mm，通過管體模型進行拉伸建立托輥的三維結構模型如圖1 所示。

圖1 托輥軸承裝配結構模型

將所建立的托輥結構模型導入到ANSYS 中進行前處理，設定管體的材質為Q235B，其泊松比為0.3，許用強度為113 MPa，密度為7850 kg/m3，彈性模量為2.1×105MPa；軸承座的材質為08F，其泊松比為0.3，許用強度為99 MPa，密度為7850 kg/m3，彈性模量為2.0×105MPa[6]。采用自由網格的形式對模型進行網格劃分處理，設定網格的大小為3 mm，得到托輥的網格劃分模型[7]。

在ANSYS 中對托輥模型施加約束，依據托輥實際的運動狀態，滾梯及軸承座運動過程中受到軸承及密封裝置的支撐及限制，在軸承及密封裝置與軸承座接觸的位置施加約束，限制托輥的移動，僅可作繞軸線的旋轉運動[8]。在輸送帶與托輥接觸的位置即托輥管體表面上六分之一的節點位置處施加載荷作用，輸送帶的速度為2.5 m/s，托輥的轉速為442 r/min，對托輥施加最大的極限載荷，所選用的托輥的極限載荷為6965 N，對托輥的性能進行計算分析。

2 帶式輸送機托輥性能的分析及優化

2.1 托輥性能的仿真計算分析

對托輥的應力及變形進行仿真計算，得到托輥管體的應力變化如圖2 所示。從圖2 中可以看出，托輥管體部分的最大應力位于管體的外表面中間位置處，最大值為96.77 MPa，其許用應力為113 MPa，管體材料能滿足使用要求[9]，但接近許用應力，且具有較強的應力集中現象，不利于托輥的長期使用。托輥管體的應力分布為中間位置最大，向兩側逐漸減小，應對中間位置進行重點考慮。

圖2 托輥管體的應力分布

對托輥的變形進行仿真計算，得到管體的變形分布如圖3 所示，從圖3 中可以看出，管體的最大變形位于中間位置，最大值為0.173 mm，管體的許用變形為[10]：

圖3 托輥管體的變形分布

式中：[y]為許用變形量，mm；L1為管體的長度，取465mm。

將相關參數代入式（1）計算其許用變形量為0.233 mm，管體的最大變形滿足使用需求。

2.2 托輥結構的優化及仿真分析

通過上述的分析可知，托輥的最大應力及變形位置均位于管體的中間，當應力及變形量過大時容易造成托輥的失效甚至斷裂，影響帶式輸送機的運行，甚至造成安全事故。在托輥的承載結構中，可將托輥管體的承載看作兩端支撐的簡支梁結構，一端為鉸接支座，另一端為無水平約束的可動鉸接支座[11]。在托輥進行支撐作業時，兩端的跨度越大，則產生的應力及撓度越大，要降低管體的應力及撓度應降低管體的跨度[12]。依據托輥的實際工作狀態，在管體的內部進行焊接腹板結構，從而減小管體中間位置的應力及變形，采用厚3 mm 的腹板在管體內部中間位置進行焊接，并采用同樣的方式對其應力及變形進行分析。

對增加腹板結構的托輥進行應力的仿真計算，得到其應力分布如圖4 所示，從圖4 中可以看出，增加腹板結構后管體的應力分布分成兩段式的結構，其中最大應力位于腹板兩側與兩端軸承座之間的中間位置處，最大應力為45 MPa，且在腹板與管體的連接位置處存在少的應力較大的點。托輥管體的最大應力相對之前降低了53.4%，采用焊接腹板的結構對其應力具有較大的改善優化作用。

圖4 焊接腹板結構后托輥管體的應力分布

對增加腹板結構的托輥變形進行仿真計算，得到其變形分布如圖5 所示，從圖5 中可以看出，增加腹板結構后，管體的變形以腹板為中心同樣呈兩段式的分布方式，其中最大變形出現在腹板與兩端軸承支撐的中間位置處，最大值為0.102 mm，相對未焊接腹板結構前降低41%，最大變形量明顯降低，可以降低托輥使用過程中的徑向跳動及橫向的振動，增加托輥運行的平穩性，具有較好的優化效果。

圖5 焊接腹板結構后托輥管體的變形分布

3 結論

1）托輥是帶式輸送機運行的重要承載部件，對輸送帶起到支撐作用，其結構及性能對帶式輸送機的運行具有重要的影響作用。針對托輥的結構進行分析，建立了托輥的結構模型，并采用ANSYS 有限元分析軟件進行前處理，劃分網格，設定材質參數，并進行約束及加載分析。

2）對托輥的應力及變形進行仿真計算，經過計算，托輥的最大應力為96.77 MPa，最大變形量為0.173 mm，最大應力及變形均符合材質要求，位置均于托輥管體的中間位置處，不利于托輥的長期使用。

3）采用在管體的中間位置處焊接腹板結構的形式對托輥管體進行優化，并進行仿真計算，經過計算，得到優化后的托輥管體的最大應力為45 MPa，最大變形為0.102 mm，相對未焊接腹板結構的管體最大應力降低53.4%，最大變形量降低41%，且分散了最大應力的分布位置，具有較好的改善效果，可降低托輥的跳動及振動，提高運行的穩定性。