礦用帶式輸送機盤式制動器振動過程分析及優(yōu)化研究

張 華

（霍州煤電集團辛置煤礦， 山西 霍州 031412）

引言

帶式輸送機對煤礦開采工況的多樣性適應性較強，具有過載保護、連續(xù)運輸等方面的特點，成為了煤礦開采環(huán)節(jié)中極為重要的設備，而其中盤式制動器關系到帶式輸送機安全作業(yè)的可靠性[1]。盤式制動器在制動過程中會受到帶式輸送機傳來的各類載荷并形成振動效應，如果制動盤和安裝機架的固有頻率重疊，就極易形成共振，對盤式制動器的制動性能產生不利的影響。因此有必要優(yōu)化安裝機架結構并進行有限元仿真分析，避免其固有頻率與制動盤的固有頻率重疊，減小工作載荷對盤式制動器振動效應的不利影響，保障帶式輸送機連續(xù)不斷安全平穩(wěn)運輸物料的工作要求[2]。

1 工況分析

1.1 結構概述

盤式制動器主要有安裝機架、制動盤、閘瓦、底座等主要部件構成。制動器集成有液壓控制系統(tǒng)，通過液壓油控制閘瓦運動，帶動機構傳動對制動盤傳遞壓力并形成摩擦力，從何產生制動力。盤式制動器的電氣控制系統(tǒng)是由工業(yè)控制機PLC為核心控制部件，對作業(yè)指令進行采集，并負責輸出命令以控制液壓傳動機構進行液壓動作。盤式制動器整體機械結構簡單，可維修性比較強，適用于煤礦開采運輸的作業(yè)環(huán)境。在帶式傳送機工作的時候，將運輸中所形成的載荷通過皮帶傳送給盤式制動器，由于礦井處于露天山區(qū)等復雜環(huán)境，盤式制動器所受到的載荷作用也較為復雜。本文以西南地區(qū)某礦的盤式制動器開展研究，以其實際工況作為論文的研究模擬工況。該煤礦盤式制動器具體結構如圖1所示。

1.2 工況數據

圖1 盤式制動器結構示意圖

根據現場實際作業(yè)情況，以下數據作為仿真的模擬數據。

帶式運輸機每小時運煤量為3 150 t，傳動線速度為4.3 m/s，傳送帶的寬度為1 615 mm、長度為1 606.8 mm，傳送高度為225.887 m。帶式運輸機的質量為3.5 t，具有雙向驅動功能，單機驅動的功率為1 200 kW。

2 有限元仿真分析

2.1 三維模型的建立

準確的模態(tài)分析結果建立在精準的建立盤式制動器三維模型，所采用的三維建模軟件為Solidworks，該軟件可以與仿真軟件Workbench進行數據傳輸，為提高本次仿真計算的效率，對盤式制動器零星部件進行簡化，忽略其表面相關構件，包括倒角、螺栓、金屬套，將所有簡化后的部件根據配重要求，對盤式制動器建模過程中進行合理的配重。如下頁圖2所示為盤式制動器制動盤三維模型[3]。

2.2 有限元仿真模型的建立

根據實際盤式制動器制動盤材料屬性，制動盤具體參數如下[4]，彈性模量設置為225×109Pa，泊松比為0.3，密度為7 600 kg/m3，熱導率為46.68 W/（m·K），比熱容為482 J（/kg·K），熱膨脹系數為1.0。

圖2 盤式制動器制動盤建模

對于盤式制動器的制動盤和安裝機架分別建立有限元仿真模型，互不進行干擾，均同時設置為同向同性材料[5]。在模態(tài)分析中不受到外界溫度以及時間因素影響。利用Workbench軟件，對制動盤以及安裝支架的模型進行網格劃分，根據實際工況條件定義約束條件并設立邊界條件，進行網格劃分后其單元數為18 510，節(jié)點數為39 111。盤式制動器整體的有限元性仿真模型如圖3所示。

圖3 盤式制動器有限元模型

2.3 仿真結果分析

2.3.1 制動盤的模態(tài)分析

對盤式制動器制動盤的前8階模態(tài)進行分析，其各界頻率和振幅如表1所示。

表1 制動盤前8階頻率和振幅

通過對制動盤前8階頻率及整幅的分析，得出各個模態(tài)整形均呈對稱分布，制動盤的固有頻率在前三階（86 Hz），中都變化不明顯，第4階和第5階固有頻率數據基本一致（117 Hz），最為接近的固有頻率數值為第6階和第7階（285 Hz），上述三個頻率范圍是引起制動盤共振產生的主要頻率范圍。結果分析表明，制動盤的振型是沿結構的Z軸方向進行震蕩，位移最大量約為6 mm左右，同時制動盤在軸向的振動會對整個系統(tǒng)的制動力距造成不利的影響。

2.3.2 安裝機架的模態(tài)分析

安裝支架前8階模態(tài)分析數據如表2所示。

表2 安裝支架前8階模態(tài)分析數據表

通過對安裝機架前8階模態(tài)振型進行分析，其模態(tài)頻率主要分布在44 Hz至330 Hz之間，相對制動盤來說，頻率分布較為均勻，沒有發(fā)生頻率集中于某個階段的現象。

由于安裝機架是安裝于底座之上，相對比較穩(wěn)固，在第1階、第3階、第5階的頻率下，安裝機架頂部防護罩的振動最顯著，變形形式為在X、Y、Z三個方向均會發(fā)生振動。在第1階、第2階的頻率下，振動主要表現在兩側的機架上，其形式為Z向振動，第6階、第7階、第8階的頻率作用下，振動發(fā)生在油缸上，表現形式也為Z向運動。

2.3.3 制動盤和機架個階頻率對比分析

由圖4所示可知，制動盤與安裝機架的前8階固有頻率在100 Hz和280 Hz左右，制動盤與機架的固有頻率發(fā)生重疊，并且出現在低階數和高階數中，容易產生共振現象，對整體制盤式制動器的制動性能不利，因此需對盤式制動器的結構進行優(yōu)化。

圖4 制動盤與機架固有頻率對比示意圖

3 結構優(yōu)化分析

3.1 構件選擇

盤式制動器組成構件種類繁多，需選出一種對整體結構優(yōu)化起關鍵作用的構件[6]，通過對各階模態(tài)振型進行分析可知制動器油缸部位與其安裝在上部的閘瓦之間存在一定的位移，因此需要對安裝機架的結構進行優(yōu)化，避免油缸發(fā)生較大振動，保障制動性能達標，故以安裝機架為研究對象開展結構優(yōu)化分析。

3.2 優(yōu)化方案

針對安裝機架優(yōu)化思路如下：

1）減少油缸數量，增大與閘瓦接觸面積，保證制動力矩達標；

2）去除頂層保護罩，消除保護罩所引起的閘瓦振動；

3）安裝機架兩側結構構件的尺寸增大。

依據優(yōu)化前仿真模型設置參數、定義邊界條件，重新建立新型結構的仿真模型，如圖5所示。

圖5 優(yōu)化后的機架有限元模型

3.3 優(yōu)化結果分析

優(yōu)化后安裝機架結構前8階模態(tài)分析數據如表3所示。

優(yōu)化后的安裝支架結構在前4階振型發(fā)生時主要體現在兩側的支架上，其運動表現形式為X、Z向的運動，其余各階振型主要發(fā)生在油缸上，其表現形式為Z向的振動。

依據表3數據，將安裝優(yōu)化后的固有頻率數據與制動盤的固有頻率數據進行對比分析。如圖5所示。

如圖6所示，優(yōu)化后的安裝機架結構與制動盤的前8階固有頻率已經發(fā)生了變化，制動盤與機架的固有頻率發(fā)生重疊范圍由優(yōu)化前的100 Hz和280 Hz分別降至80 Hz和130 Hz，在5階以上沒有重疊現象，對于控制整個盤式制動器的共振有著明顯的作用，有效降低了制動盤與安裝機架發(fā)生共振的可能性，保障了盤式制動器的制動性能，滿足工作要求。

表3 優(yōu)化后安裝支架結構前8階模態(tài)分析數據表

圖6 優(yōu)化后制動盤與機架固有頻率對比

4 結語

1）優(yōu)化后的結構有效避免了盤式制動器制動盤和安裝機架同時發(fā)生共振現象，保障了帶式運輸機在連續(xù)工作中的穩(wěn)定性。

2）為研究盤式制動器結構的優(yōu)化設計提供了依據，并為現場解決盤式制動器振動問題提供了思路。