帶式輸送機(jī)受料段的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

吳立俁

（山西焦煤西山煤電集團(tuán)公司東曲煤礦機(jī)電科， 山西 古交 030200）

引言

帶式輸送機(jī)系統(tǒng)的受料端是輸送機(jī)系統(tǒng)接受物料的部分，也是輸送機(jī)的重要組成部分。輸送機(jī)的受料端在實(shí)際使用過(guò)程中，長(zhǎng)期受到煤炭不規(guī)則大小、重量、沖擊力的作用，極易發(fā)生磨損和故障[1]，從而影響煤炭的輸送，因此如何提高帶式輸送機(jī)系統(tǒng)受料段的可靠性，確保輸送機(jī)系統(tǒng)工作的穩(wěn)定性，便成了煤炭生產(chǎn)企業(yè)迫切需要攻克的難題。

1 輸送機(jī)受料段數(shù)學(xué)模型的建立

根據(jù)實(shí)際使用情況，在建立輸送機(jī)受料段的數(shù)學(xué)模型時(shí)，需要考慮以下因素[2]：

1）受料段的輸送帶，在物料沖擊時(shí)產(chǎn)生的縱向震動(dòng)情況類似于大跨度的梁在受力時(shí)上下震動(dòng)情況，因此將該段的輸送帶簡(jiǎn)化為梁；

2）因輸送帶的震動(dòng)主要是由其受沖擊時(shí)的縱向震動(dòng)引起，因此在我們分析忽略其橫向震動(dòng)，只考慮其縱向振動(dòng)；

3）輸送機(jī)受料段的距離較短，且輸送帶所具有的黏彈性特性對(duì)于輸送帶的縱向震動(dòng)的影響很小，因此輸送帶在受料段的數(shù)學(xué)建模不考慮輸送帶所具有的黏彈性特性；

4）將輸送機(jī)受料段的緩沖托輥結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化為簡(jiǎn)單的彈性支撐結(jié)構(gòu)。

根據(jù)以上因素，在建立輸送機(jī)受料段的數(shù)學(xué)模型時(shí)，可以把它簡(jiǎn)化成為帶有均勻分布載荷的彈性梁系統(tǒng)，簡(jiǎn)化后的力學(xué)模型如圖1所示。

2 受料段輸送帶的振動(dòng)方程

假設(shè)帶式輸送機(jī)受料段的托輥之間的距離為L(zhǎng)，以沿輸送帶運(yùn)動(dòng)方向的起始端為原點(diǎn)，以輸送帶的運(yùn)行方向?yàn)閄軸，以輸送帶受沖擊力的方向（垂直方向）為W軸，建立坐標(biāo)系，對(duì)輸送帶上x點(diǎn)，長(zhǎng)度為dx的輸送帶的微單元進(jìn)行分析，其受力示意圖如圖2所示。

圖1 輸送機(jī)受料段力學(xué)模型

圖2 輸送帶微元段受力示意圖

圖 2 中：A（x）為輸送帶的橫截面積；E（x）為輸送帶的彈性模量；P（x）為輸送帶上物料的密度；I（x）為輸送帶橫截面積關(guān)于中性軸的慣性矩；W（x，t）為表示x處的截面中性軸在t時(shí)間的位移。

由圖2可知，輸送帶的縱向振動(dòng)方程可表示為[3]：

式中：P為輸送帶內(nèi)的密度；S為輸送帶內(nèi)部張力；A為輸送帶內(nèi)的橫截面積；Q為t時(shí)刻輸送帶橫截面上的剪力；W為x處的截面中性軸在t時(shí)間的位移；f為輸送帶所受的外力；θ為輸送帶受力方向和水平方向的夾角。

式中：M為輸送帶所受的外力矩；E為輸送帶的彈性模量；I為截面關(guān)于中性軸的慣性矩。則式（1）可簡(jiǎn)化為

帶式輸送機(jī)輸送帶的固有頻率的振動(dòng)公式可表示為：

式中：W表示x處的截面中性軸在t時(shí)間的位移；E為輸送帶的彈性模量；n為輸送帶微元個(gè)數(shù)；L為輸送帶長(zhǎng)度。

帶式輸送機(jī)系統(tǒng)輸送帶的兩側(cè)為彈性托輥系統(tǒng)，因此為其設(shè)置如下的邊界條件：

式中：k為輸送帶線性系數(shù)，一般取0.4。

3 振動(dòng)段振動(dòng)特性的仿真分析

本文以某煤礦帶式輸送機(jī)為例進(jìn)行模擬計(jì)算[4]，其基本參數(shù)如表1所示。

表1 輸送機(jī)參數(shù)分布表

根據(jù)以上基本參數(shù)，假設(shè)受料時(shí)的位置位于x=0.2 m處，采用Matlab仿真分析軟件對(duì)其進(jìn)行仿真分析，可得出該處受到物料沖擊時(shí)帶式輸送機(jī)在受料段的輸送帶的縱向針動(dòng)幅值的變化情況，如圖3所示。

圖3 受沖擊時(shí)的振動(dòng)幅值

為了明確影響輸送機(jī)系統(tǒng)受料段振動(dòng)特性的主要因素，針對(duì)性的提出優(yōu)化解決方案，因此我們分別以輸送機(jī)系統(tǒng)受料段的托輥間距、張緊力為變量，對(duì)其對(duì)輸送機(jī)受料段的影響特性進(jìn)行分析，結(jié)果如圖4—圖7所示。

由圖4、圖5可知，當(dāng)其他條件不變的情況下，受料段的托輥距離為600 mm時(shí)，受料段在物料沖擊作用下的振幅約為75 mm，其波動(dòng)的頻率約為208 Hz，當(dāng)托輥間的距離為400 mm時(shí)，受料段在物料沖擊作用下的振幅約為2 mm，其波動(dòng)的頻率約為322 Hz。

圖4 托輥間距為600 mm時(shí)的振動(dòng)幅值

圖5 托輥間距為400 mm時(shí)的振動(dòng)幅值

由圖6、圖7可知，當(dāng)其他條件不變的情況下，當(dāng)輸送機(jī)系統(tǒng)的張緊力為50 000 N時(shí)，受料段在物料沖擊作用下的振幅約為12 mm，其波動(dòng)的頻率約為263 Hz，當(dāng)輸送機(jī)系統(tǒng)的張緊力為5 000 N時(shí)，受料段在物料沖擊作用下的振幅約為26.5 mm，其波動(dòng)的頻率約為249 Hz。

圖6 張緊力為50 000 N時(shí)的振動(dòng)幅值

由仿真結(jié)果分析可知，當(dāng)帶式輸送機(jī)系統(tǒng)受料段其他各參數(shù)保持不變的情況下，降低受料段托輥之間的距離或者增加輸送機(jī)系統(tǒng)的張緊力均可以減少輸送帶在受沖擊力作用下的振動(dòng)幅度。因此在綜合考慮煤礦綜合生產(chǎn)效益及改造可行性上，我們采用增加導(dǎo)料槽長(zhǎng)度，同時(shí)增加托輥間距的方案來(lái)降低輸送機(jī)系統(tǒng)受料段在受料時(shí)的振動(dòng)沖擊，提高其工作穩(wěn)定性和使用壽命。

圖7 張緊力為5 000 N時(shí)的振動(dòng)幅值

4 結(jié)論

帶式輸送機(jī)系統(tǒng)的受料段是輸送機(jī)系統(tǒng)接受物料的部分更是輸送機(jī)的重要組成部分。對(duì)輸送機(jī)系統(tǒng)的受料段進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)，可提高其抗不規(guī)則沖擊載荷的能力和可靠性，對(duì)于輸送機(jī)系統(tǒng)受料段的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)具有十分重大的意義，同時(shí)確保了輸送機(jī)受料段的安全性和可靠性。