刮板輸送機(jī)鏈傳動系統(tǒng)運動分析與受力仿真

武云飛

（山西焦煤集團(tuán)有限責(zé)任公司屯蘭煤礦，山西 太原 030052）

引言

刮板輸送機(jī)是工作面三機(jī)中的重要組成部分，一方面，可通過其上循環(huán)運行的刮板將采煤機(jī)采落的原煤拉移輸送至機(jī)頭部并卸載；另一方面，可為采煤機(jī)的移動提供行走軌道和支撐。因此，刮板輸送機(jī)的綜合性能和工作穩(wěn)定性對煤礦綜采工作面的安全高效生產(chǎn)有較大影響[1-3]。在實際生產(chǎn)中，由于刮板輸送機(jī)工況環(huán)境惡劣、工作負(fù)荷大、工作時間長，因此其鏈傳動系統(tǒng)發(fā)生斷鏈、斷齒等故障的概率仍然較高，易造成設(shè)備停機(jī)或周邊其他設(shè)備損壞。為進(jìn)一步掌握輸送機(jī)鏈傳動系統(tǒng)零部件的受力狀況，本文將通過理論分析和仿真模擬等方法對其進(jìn)行分析。

1 鏈傳動系統(tǒng)分類

刮板輸送機(jī)鏈傳動系統(tǒng)常見分類包括中單鏈、邊雙鏈和中雙鏈三種，特點如下：

1）中單鏈刮板輸送機(jī)：是指在輸送機(jī)中心線上只有一條鏈條，鏈條上間隔固定的刮板推移運輸物料。這種鏈傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡單，中部槽隨工作面推進(jìn)時鏈條可較好適應(yīng)S形彎曲，因此鏈條受力均勻，但缺點在于單鏈的傳動功率有限，過煤量較小，因此無法在大功率采煤機(jī)上應(yīng)用；

2）邊雙鏈刮板輸送機(jī)：為提高輸送機(jī)的運輸能力，發(fā)展了邊雙鏈刮板輸送機(jī)，即將兩鏈條布置在刮板長度兩側(cè)。這種結(jié)構(gòu)對各種軟硬煤質(zhì)的適應(yīng)性較好，但可能因物料分布不均引起兩鏈條受力偏載，尤其是在輸送機(jī)S形彎曲段，容易出現(xiàn)跳鏈、掉鏈，甚至斷鏈等故障；

3）中雙鏈刮板輸送機(jī)：為解決中單鏈和邊雙鏈輸送機(jī)的問題，開發(fā)了中雙鏈刮板輸送機(jī)，它將兩鏈條以一定間隔布置在溜槽中部，即具有中單鏈靈活、易于彎曲、受力均勻的優(yōu)勢，又具有雙鏈結(jié)構(gòu)的較強(qiáng)運輸能力，因此在重型刮板輸送機(jī)上應(yīng)用廣泛[4-6]。

2 鏈傳動運動學(xué)分析

鏈傳動系統(tǒng)的鏈條由平鏈環(huán)和立鏈環(huán)間隔連接而成，各平鏈環(huán)運動過程中正好嵌入鏈輪兩輪齒之間的鏈窩內(nèi)，環(huán)狀鏈條分別與驅(qū)動鏈輪和從動鏈輪嚙合，循環(huán)往復(fù)。如圖1所示，由于輪齒等間隔分布，因此平鏈環(huán)與輪齒的嚙合點構(gòu)成圖示多邊形，鏈環(huán)在沿多邊形軌跡運動時，其運動速度和加速度出現(xiàn)規(guī)律性波動，即所謂的多邊形效應(yīng)。這種運動特性是鏈傳動系統(tǒng)發(fā)生張緊力波動和運行振動的根源，對零件的使用壽命造成較大影響。

圖1為鏈輪與鏈環(huán)嚙合的簡化示意圖，對于圖示鏈環(huán)的初始嚙合點，其瞬時速度v計算公式如下：

式中，v0為鏈輪在嚙合點處的瞬時線速度，m/s；R為嚙合點所在圓半徑，m；ω為鏈輪運行角速度，rad/s；φ為v0與v之間的夾角，由圖1可知，φ的大小介于-α0/2與α0/2之間，其中α0為鏈輪上輪齒中心角。

圖1 刮板鏈與鏈輪的嚙合多邊形示意圖

式（1）中，嚙合點半徑R和鏈輪角速度ω可視為常數(shù)，鏈輪轉(zhuǎn)動過程中，夾角φ周期性變化，因此刮板鏈的瞬時運動速度v也相應(yīng)變化，具體表示如下：

同時刮板鏈的加速度a可表示為：

式（3）中加速度a呈正弦變化波動，加速度極大值amax=Rω2sin（α0/2），加速度變化范圍為-amax~+amax，因此刮板鏈運動過程中速度和加速度都隨夾角φ的變化而周期性波動，對接觸零件產(chǎn)生動載荷作用。

通過以上分析可知，減小輪齒中心角α0（增多輪齒數(shù)）可相應(yīng)減小刮板鏈瞬時速度v和加速度a的波動幅度，從而減弱刮板鏈的沖擊。但隨著輪齒中心角α0的減小，鏈環(huán)斷面直徑和輪齒尺寸變小，鏈環(huán)和輪齒強(qiáng)度被削弱。因此，應(yīng)綜合考慮以上因素，兼顧運行平穩(wěn)性和設(shè)備使用壽命，選擇合適的鏈輪結(jié)構(gòu)參數(shù)。

3 鏈傳動系統(tǒng)仿真建模

刮板輸送機(jī)鏈環(huán)與輪齒接觸條件復(fù)雜，適合選擇多體動力學(xué)軟件MSC.ADAMS進(jìn)行分析。

3.1 模型尺寸

選擇SGB420/17型刮板輸送機(jī)為例進(jìn)行建模，根據(jù)以往經(jīng)驗，選擇圓環(huán)鏈規(guī)格為Φ14×50（GB/T 12718—2009）可滿足強(qiáng)度要求，同時相應(yīng)鏈輪的運行平穩(wěn)性較好。鏈環(huán)尺寸如圖2所示，為簡化模型，需忽略鏈環(huán)對接焊縫。根據(jù)鏈環(huán)尺寸選擇相應(yīng)的驅(qū)動鏈輪，其基本尺寸如圖2所示。由于ADAMS軟件的建模能力有限，因此首先在UG中建立各部分模型，然后保存為中間格式后導(dǎo)入ADAMS中進(jìn)行裝配。

圖2 鏈環(huán)及鏈輪建模尺寸（單位：mm）

3.2 材料定義

進(jìn)行動力學(xué)仿真時，需要定義模型中所有零件的質(zhì)量特性。尤其對于數(shù)量眾多的鏈環(huán)，采用逐個定義的方法較為費時，可采用宏命令對各零件的材料參數(shù)進(jìn)行循環(huán)賦值。

3.3 邊界條件設(shè)定

在主動鏈輪上利用軟件內(nèi)的STEP函數(shù)施加角位移驅(qū)動，驅(qū)動函數(shù)為STEP（time，0，0，2.5，385.8d）+STEP（time，2.5，0，3.5，0）+STEP（time，3.5，0，4，-385.8d），即在0~2.5 s內(nèi)鏈輪旋轉(zhuǎn)角速度由0增大至385.8°/s，2.5~3.5 s內(nèi)保持勻速，3.5~4 s內(nèi)減速至零。另外，在鏈環(huán)上施加7 300 N運行阻力。

4 剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)仿真分析

4.1 模型準(zhǔn)備

按本文第3節(jié)設(shè)置，可建立鏈傳動系統(tǒng)的剛性體模型，但由于其忽略了諸多鏈環(huán)的彈性變形，因此仿真的準(zhǔn)確性較差，不能真實反映鏈傳動系統(tǒng)的運動特性，有必要進(jìn)一步將剛體轉(zhuǎn)化為柔性體。柔性體模型需先利用剛體模型計算得到系統(tǒng)的各階模態(tài)，再利用Abaqus有限元軟件對圓環(huán)鏈模型組件進(jìn)行柔性化處理，然后再導(dǎo)入ADAMS軟件中生成剛?cè)狁詈夏Ｐ?。在新的模型中，設(shè)置圓環(huán)鏈與鏈輪的接觸為柔性體與剛體接觸。

4.2 仿真結(jié)果分析

4.2.1 鏈環(huán)與鏈輪接觸力

圖3為仿真過程中，緊邊一側(cè)某平鏈環(huán)與主動鏈輪之間的接觸力變化曲線，實線和虛線分別表示同一鏈環(huán)長度兩端的接觸力由圖中曲線可知兩端的受力變化狀況基本一致。以實線側(cè)為例，在前1.45 s內(nèi)，該鏈環(huán)未與鏈輪嚙合，而嚙合之后的接觸力快速提升至7 105 N，然后開始逐漸波動性減小，接觸力的顯著波動和緩慢下降是柔性圓環(huán)鏈的對動載荷的緩沖作用造成的。在約2 s前后，鏈環(huán)與鏈輪脫離接觸，接觸力變?yōu)榱?，所研究鏈環(huán)在此過程中從緊邊運行至松邊。

圖3 平鏈環(huán)與主動鏈輪接觸力曲線

4.2.2 鏈環(huán)應(yīng)力分析

下頁圖4為圓環(huán)鏈的整體等效應(yīng)力云圖，從緊邊側(cè)到松邊側(cè)，鏈環(huán)上的應(yīng)力值呈逐漸遞減趨勢，原因是首先嚙合進(jìn)入的2個平鏈環(huán)與驅(qū)動鏈輪上的鏈窩嵌合后，其后各鏈環(huán)之間的間隙逐漸增大，因此首先嚙合的2個平鏈環(huán)和兩者之間的立鏈環(huán)承載了大部分的運行阻力。鏈環(huán)材質(zhì)為45鋼，許用應(yīng)力為230 MPa。最大應(yīng)力位于鏈環(huán)接觸位置，達(dá)到204 MPa，因此鏈環(huán)在與鏈輪初始接觸時容易發(fā)生強(qiáng)度破壞，尤其在輸送機(jī)啟動瞬間，柔性圓環(huán)鏈上存在較大的沖擊作用，更容易發(fā)生斷裂。

圖4 圓環(huán)鏈等效應(yīng)力（MPa）云圖

4.2.3 鏈輪應(yīng)力分析

圖5為驅(qū)動鏈輪上的等效應(yīng)力分布云圖，可見在緊邊側(cè)，第一個平鏈環(huán)與鏈輪接觸的鏈窩內(nèi)，出現(xiàn)明顯的應(yīng)力集中現(xiàn)象，最大應(yīng)力為528 MPa。鏈輪材質(zhì)為42CrMo，許用應(yīng)力為620 MPa。第二個平鏈輪對應(yīng)的鏈窩內(nèi)的應(yīng)力逐漸減小，這也與圓環(huán)鏈的受力趨勢一致。在啟動沖擊力或周期性波動張力作用下，應(yīng)力集中位置容易發(fā)生疲勞開裂，最終發(fā)生斷齒故障。

圖5 鏈輪等效應(yīng)力（MPa）分布云圖

5 結(jié)論

1）刮板輸送機(jī)是煤礦井下的重要機(jī)電設(shè)備，但其工況環(huán)境惡劣，連續(xù)工作時間長，因此其鏈傳動系統(tǒng)容易發(fā)生斷鏈、斷齒等故障，在煤礦綜采機(jī)械智能化提升背景下，需進(jìn)一步研究和掌握鏈傳動系統(tǒng)的受力和運行狀況；

2）本文首先分析了鏈傳動系統(tǒng)的動力學(xué)特性，提出圓環(huán)鏈與輪齒嚙合造成的多邊形效應(yīng)是圓環(huán)鏈運動過程中速度、加速度和張緊力波動的根源，因此需將其作為鏈輪結(jié)構(gòu)參數(shù)選擇的重要參考因素；

3）通過有限元軟件建立鏈傳動系統(tǒng)模型，分析可知，圓環(huán)鏈和主動鏈輪在緊邊側(cè)初始接觸位置的等效應(yīng)力較大，向松邊側(cè)逐漸遞減，主動鏈輪的鏈窩位置存在應(yīng)力集中現(xiàn)象，在啟動沖擊力和波動性張力作用下容易發(fā)生強(qiáng)度破壞。