斗輪式取料機頭部改向滾筒優(yōu)化設計

史偉彬，厚汝軍

（河北港口集團秦皇島港股份有限公司，河北秦皇島 066000）

1 問題及原因分析

斗輪式取料機是煤炭、礦石等干散貨運輸常用的大型自動化電動裝卸設備。懸臂皮帶機構將斗輪取上來的物料運輸至地面皮帶機，以完成取料工藝。懸臂皮帶頭部改向滾筒緊挨斗輪體，由于取料機的生產(chǎn)工藝特點，頭部滾筒處煤炭運動不規(guī)則。斜溜斗與輪斗之間存在間隙，一部分灑落的煤炭順著間隙卷入頭部滾筒，造成頭部滾筒包膠或筒皮磨損，以及皮帶的擠壓磨損，嚴重縮短了頭部滾筒以及懸臂皮帶的使用壽命。斜溜斗與斗輪之間的間隙是用來防止轉(zhuǎn)動的輪斗與斜溜斗之間發(fā)生磕碰而預留的安全距離，所以，斜溜斗與輪斗之間的間隙量不能改變，即無法避免一部分煤炭順著間隙卷入頭部滾筒。

為了最大限度地降低卷入的煤炭對頭部滾筒以及皮帶的磨損，設計一種滾筒：筒皮及兩側(cè)幅板均采用鼠籠式鏤空結(jié)構，滾筒中部設計成鼓式倒錐體結(jié)構，作業(yè)過程中卷入的煤炭可以通過板塊間隙進入滾筒內(nèi)部再通過倒錐體結(jié)構從滾筒兩側(cè)排出，避免卷煤對滾筒筒皮以及皮帶的磨損。普通包膠滾筒和排渣滾筒的結(jié)構對比見圖1。

如圖1所示，排渣滾筒的鼠籠式結(jié)構特點削弱了整機結(jié)構的力學性能。優(yōu)化改造的目的是排渣滾筒的結(jié)構設計滿足結(jié)構強度要求，保證滾筒有足夠的使用壽命。

2 排渣滾筒的結(jié)構設計與強度校核

（1）利用大型三維建模軟件SOLIDWORKS建立排渣滾筒模型（圖 2）。

（2）利用有限元分析軟件ANSYS進行結(jié)構應力分析。

①將模型導入ANSYS WORKBENCH，設定滾筒軸材料為40Cr，其他部分材料為Q235-A以及其他力學性能參數(shù)，并劃分網(wǎng)格（圖 3）。

②對模型進行加載，給定邊界條件（圖4）。秦皇島煤一期取料機提速改造后懸臂皮帶帶速4 m/s，懸臂皮帶機配重5 t。頭部改向滾筒主要受皮帶張緊壓力和旋轉(zhuǎn)離心力的作用。筒角速度v=wr，線速度v=4 m/s，滾筒半徑r=0.4 m，求得滾筒角速度w=10 rad/s。根據(jù)皮帶機配重5 t，可換算滾筒在包角范圍內(nèi)受壓力為50 000 N。

圖1 排渣滾筒與普通滾筒

圖2 排渣滾筒模型

圖3 模型網(wǎng)格劃分

圖4 給定邊界條件

③求解計算。計算結(jié)果如圖5所示。

圖5 計算結(jié)果

（3）滾筒軸及鼠籠結(jié)構的強度校核

滾筒軸材料為40Cr，鼠籠結(jié)構材料為Q235-A，材料不同，力學性能不同，分別進行強度校核。

①滾筒軸靜強度校核

滾筒軸應力計算結(jié)果如圖5a所示，最大應力σmax=28.99 MPa。40Cr的屈服極限 σu=980 MPa，σmax＜＜σu，滾筒軸靜強度滿足要求。

②滾筒軸疲勞強度校核

滾筒軸最大應力點出現(xiàn)在軸端，考慮到滾筒軸具有周向?qū)ΨQ，旋轉(zhuǎn)過程中軸端各點應力重復著“從σmin=10 498 Pa到σmax=28.99 MPa”的交變載荷。根據(jù)雨流計數(shù)法分析滾筒軸載荷-時間歷程，存在著旋轉(zhuǎn)過程中σmin=10 498 Pa到σmax=28.99 MPa的循環(huán)以及σmin=0到σmax=28.99 MPa的啟停脈動循環(huán)。

旋轉(zhuǎn)過程中的周期性載荷循環(huán)：根據(jù)平均應力與應力幅公式（1），公式（2）計算。

式中 σm——平均應力，MPa

σα—— —應力幅，MPa

(3)對于合并糖尿病且服用二甲雙胍等雙胍類降糖藥的受檢者,必須在其停藥后的48h才安排進行CT檢查,且檢查后48h才開始服藥。

代入σmin=10 498 Pa，σmax=28.99 MPa，計算得到 σm=14.55 MPa，σα=14.44MPa。由疲勞強度的等壽命理論Gerber曲線，公式（3）。

式中 σ-1——對稱循環(huán)下的強度極限

40Cr的 σ-1為（198～291）MPa，取最小值 198 MPa，σu=980 MPa，并代入 σm=14.55 MPa，可求得[σα]=197.96 MPa，σα＜[σα]。在旋轉(zhuǎn)過程中，滾筒軸疲勞損傷累計為0。

啟停載荷循環(huán)：滾筒軸啟停載荷為“σmin=0到σmax=28.99 MPa”的交變載荷。代入式（1）、式（2），計算得到 σm=14.49 MPa，σα=14.49 MPa。代入 σ-1=198 MPa，σu=980 MPa，σm=14.55 MPa至式（3），可求得[σα]=197.957 MPa，σα＜[σα]。在啟停瞬間，滾筒軸疲勞損傷累計為0。

③鼠籠結(jié)構靜強度校核

鼠籠結(jié)構應力計算結(jié)果如圖5b所示，最大應力σmax=41.955 MPa。鼠籠材料 Q235-A的屈服極限 σu=235 MPa，σmax＜＜σu，滾筒軸靜強度滿足要求。

類似鼠籠結(jié)構也存在著這兩種循環(huán)。

旋轉(zhuǎn)過程中的周期性載荷循環(huán)：鼠籠結(jié)構最大應力點出現(xiàn)在板塊筒皮兩端，考慮到鼠籠結(jié)構也具有周向?qū)ΨQ，在旋轉(zhuǎn)過程中，板塊兩端各點應力重復著“從σmin=23 520 Pa到σmax=41.955 MPa”的交變載荷。代入式（1）、式（2），σmin=23 520 Pa，σmax=41.955 MPa，計算得到 σm=21.1 MPa，σα=20.86 MPa。

Q235-A 的 σ-1為（160～310）MPa，取最小值 160 MPa，σu=235 MPa，并代入式（3）可求得[σα]=158.7 MPa，σα＜[σα]。鼠籠結(jié)構旋轉(zhuǎn)過程中疲勞損傷累計為0。

啟停載荷循環(huán)：鼠籠結(jié)構啟停載荷為“從σmin=0到σmax=41.955 MPa”的交變載荷。代入式（1）、式（2），計算得到 σm=20.978 MPa，σα=20.978 MPa。代入 σ-1=160MPa，σu=235 MPa，σm=20.978 MPa 至式（3），可求得[σα]=158.7MPa，σα＜[σα]。在啟停瞬間，鼠籠結(jié)構疲勞損傷累計也為0。

核算結(jié)果表明，排渣滾筒作為懸臂皮帶頭部改向滾筒，結(jié)構強度滿足要求。

3 優(yōu)化改造效果

秦皇島煤一期4#取料機將頭部改向滾筒改型為排渣滾筒，單機已經(jīng)連續(xù)運行2 a零6個月，未出現(xiàn)故障。改型前該部位滾筒使用壽命一般為6個月，改造后，大大改善了頭部滾筒卷煤磨滾筒的現(xiàn)象，延長了頭部滾筒的使用壽命，提高了設備的可靠性。

［1］李海梅.金屬材料疲勞極限的估算［J］.鄭州大學學報，2002（12）：45-47.

［2］王曉鋼.利用熱像法快速獲取Q235鋼的疲勞極限與S-N曲線［C］.2010年海峽兩岸材料破壞/斷裂學術會議.