基于ANSYS Workench的帶式輸送機滾筒軸的優(yōu)化設(shè)計

胡 斌

（山西西山煤電股份有限公司馬蘭礦機電科， 山西 古交 030205）

引言

煤炭作為國民經(jīng)濟發(fā)展的重要能源資源，對人類經(jīng)濟社會的發(fā)展提供了巨大的助力，特別是在現(xiàn)代社會對電力、冶金行業(yè)需求不斷擴大的同時，作為基礎(chǔ)動力的煤炭資源的需求劇增，因此各煤礦生產(chǎn)企業(yè)不斷提升井下煤炭開采效率，為了適應(yīng)井下復(fù)雜的地質(zhì)環(huán)境和大運量的需求，各類型的帶式輸送機不斷投入應(yīng)用。滾筒作為輸送機傳遞動力和改變方向的機構(gòu)，在工作時需要承受巨大應(yīng)力、扭矩，在長期運行時極易在結(jié)構(gòu)強度較弱的地方出現(xiàn)扭曲變形或者斷裂，輕者造成輸送機系統(tǒng)停機維修，重則造成輸送帶下滑、煤炭散落甚至人員傷亡事故，因此為了提升輸送機滾筒軸的可靠性，迫切需要改變盲目增加安全系數(shù)確保滾筒軸工作安全性的方法。本文以某礦用輸送機系統(tǒng)的滾筒軸為研究對象，利用仿真軟件對其結(jié)構(gòu)強度進行分析，研究滾筒軸結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案，降低滾筒軸質(zhì)量，提升結(jié)構(gòu)強度[1]。

1 滾筒軸受力分析

輸送帶在工作時是利用驅(qū)動滾筒和輸送帶之間的摩擦力實現(xiàn)輸送帶的運行，在摩擦力作用下，輸送帶的驅(qū)動滾筒的輸入側(cè)產(chǎn)生張緊，在驅(qū)動滾筒的輸出側(cè)有一定的松弛，由受力平衡分析可知，輸送帶在驅(qū)動滾筒兩側(cè)的張緊力的差值和驅(qū)動滾筒作用在輸送帶上的摩擦力相等，可表示為[1]：

式中：S1為輸送帶輸入側(cè)的張緊力；S2為輸送帶輸出側(cè)的張緊力；Sf為滾筒作用在輸送帶上的圓周力。

輸送帶在驅(qū)動滾筒的作用下實現(xiàn)圓周運動，其工作狀態(tài)下輸送帶內(nèi)的受力情況如圖1所示。

圖1 輸送機工作時輸送帶的傳動受力圖

由圖1可知，驅(qū)動滾筒在工作時的受力情況與帶傳動主動輪受力情況一致，由帶傳動的摩擦驅(qū)動理論分析可知，工作時輸送帶在驅(qū)動滾筒兩側(cè)分別為緊邊和松邊，在兩側(cè)邊應(yīng)力差值的作用下作用在驅(qū)動滾筒上的合力將會是作用在滾筒軸中心線上的一個水平力的分量F及一個力矩T，在其共同作用下，將導(dǎo)致滾筒軸在水平截面內(nèi)產(chǎn)生一個扭轉(zhuǎn)和彎曲的彎扭組合受力[2]。

滾筒軸在受到彎扭組合作用力的同時，滾筒兩端脹套對滾筒軸的作用力分別為F1、F2，滾筒軸兩側(cè)的軸承支座會對其產(chǎn)生一個反作用力F3、F4的作用，作用在滾筒軸上的受力如圖2所示[2]。

由圖2可知，在滾筒軸的2-3段、4-5段所受到的作用力F=（S1+S2）/2，滾筒軸內(nèi)的彎矩從圖示位置2處開始產(chǎn)生，在位置3和位置4之間彎矩保持不變，在位置4處開始減小，直到位置5處彎矩降低為零。由帶傳動的摩擦驅(qū)動理論及輸送機工作時的受力平衡[3]可知：

圖2 滾筒軸受力結(jié)構(gòu)模型

式中：e為自然對數(shù)的底數(shù)；α為輸送帶和驅(qū)動滾筒之間的圍包角；μ為輸送帶和驅(qū)動滾筒之間的摩擦系數(shù)。

作用在滾筒軸上的彎矩M、扭矩T及剪力F可分別表示為：

式中：b為受力點距離滾筒軸端部的距離，取0.419 m；D為受力點處滾筒軸的直徑，取1.25 m。

2 滾筒軸的三維建模

本文以某礦用輸送機系統(tǒng)的滾筒軸為研究對象，利用CREO三維建模軟件建立該滾筒軸的三維模型，將其導(dǎo)入到ANSYS workench仿真分析軟件中利用自動網(wǎng)格劃分的方法對其進行網(wǎng)格劃分，如圖3所示。

圖3 滾筒軸三維結(jié)構(gòu)模型

3 滾筒軸受力求解分析及仿真

根據(jù)輸送機系統(tǒng)工作時的負載和受力情況，對輸送機滾筒軸在最大受力工況下的應(yīng)力分布情況進行計算，設(shè) F1=F2=289 kN，利用式（2）、式（3）可得輸送帶工作時輸入側(cè)的張緊力S1=443.67 kN，輸送帶工作時輸出側(cè)的張緊力S2=134.33 kN，通過式（4）、式（5）、式（6）可得在正常工作時滾筒軸所受到的彎矩、扭矩及剪力大小分別為：M=121.06 kN·m，T=193.99 kN·m，F(xiàn)=289 kN。

由分析可知，在工作時作用在滾筒軸上的力主要包括位于滾筒軸端部的扭矩、軸承座對滾筒軸的支撐力、滾筒脹套位置對滾筒軸的力等，在仿真分析時為了簡化受力分析，將滾筒軸端部的扭矩作用忽略，僅考慮驅(qū)動滾筒對滾筒軸的作用力，僅在驅(qū)動滾筒與滾筒軸接觸的表面上施加剪切力F1、F2以及扭矩T，在滾筒軸下端施加模擬支撐力F3=F4，在仿真分析時使?jié)L筒軸僅保留在切向旋轉(zhuǎn)[4]，仿真分析結(jié)果如圖4所示[3]。

圖4 滾筒軸應(yīng)力（Pa）分布云圖

在對滾筒軸的結(jié)構(gòu)強度進行校核時，本文采用力第四強度理論進行校核：

可得：

式中：d為滾筒軸的最大處的直徑，取360 mm；W為抗彎截面系數(shù)。

根據(jù)該滾筒軸所采用的材料，校核可知，該軸的最大可承受應(yīng)力為44.3 MPa，滾筒軸受力下的最大應(yīng)力集中在安裝軸承部位的肩部，其應(yīng)力集中可達42.8 MPa，滾筒軸中間位置工作時的應(yīng)力集中最小，僅約21.4 MPa，但該處軸的結(jié)構(gòu)直徑為360 mm，存在著結(jié)構(gòu)強度過度，因此由結(jié)構(gòu)計算和仿真分析可知，該滾筒軸在工作時在應(yīng)力集中處易產(chǎn)生彎曲和折斷，因此可通過加強該位置結(jié)構(gòu)，設(shè)置圓弧面過度結(jié)構(gòu)實現(xiàn)降低應(yīng)力集中的目的，同時可減小軸中間位置的直徑，實現(xiàn)對滾筒軸質(zhì)量的減輕[4]。

4 結(jié)論

在對滾筒軸在工作時的受力情況進行分析的前提下，利用ANSYS Workench分析軟件對滾筒軸工作時的應(yīng)力集中情況進行了分析，分析結(jié)果表明該滾筒軸在軸端部應(yīng)力集中較為嚴重，易出現(xiàn)損壞，但在中間位置強度過度導(dǎo)致滾筒軸整體質(zhì)量增加，因此可通過加強該位置結(jié)構(gòu)，設(shè)置圓弧面過度結(jié)構(gòu)實現(xiàn)降低應(yīng)力集中的目的。通過分析可知，利用三維仿真分析軟件能夠快速、準(zhǔn)確對滾筒軸工作時的受力情況進行分析，針對性地對其結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化，能夠在確保在使用安全的前提下大幅降低滾筒軸的結(jié)構(gòu)重量，為后續(xù)滾筒軸的結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供了理論指導(dǎo)。