礦用邊雙鏈刮板輸送機(jī)改進(jìn)與分析

李曉旺，鞠長清，李華強(qiáng)

(1.內(nèi)蒙古仲泰能源有限公司，內(nèi)蒙古 鄂爾多斯 017000；2.內(nèi)蒙古工業(yè)大學(xué)，內(nèi)蒙古 呼和浩特 010051)

0 引言

刮板輸送機(jī)作為煤炭運(yùn)輸環(huán)節(jié)的重要組成部分，其性能直接影響著煤礦的生產(chǎn)能力。刮板輸送機(jī)不僅擔(dān)負(fù)著井下運(yùn)煤的重要任務(wù)，而且還要完成清理采煤機(jī)工作臺上的浮煤等工作。刮板輸送機(jī)日常工作中凸顯出來的問題包括啟動(dòng)問題、功率問題和斷鏈問題。其中斷鏈問題是選煤廠705G邊雙鏈刮板輸送機(jī)的主要故障，該故障發(fā)生時(shí)會嚴(yán)重影響選煤廠實(shí)際生產(chǎn)活動(dòng)的順利開展，所以必須對該問題進(jìn)行分析處理，以保證刮板輸送機(jī)的安全、可靠、穩(wěn)定運(yùn)行。

1 刮板輸送機(jī)斷鏈原因

邊雙鏈刮板輸送機(jī)由于采用了邊雙鏈的結(jié)構(gòu)，使得其可以適應(yīng)各種不同的煤質(zhì)條件，在各廠區(qū)的適用范圍較廣。該設(shè)備張力承受能力大，能夠自動(dòng)清掃鏈道內(nèi)的積煤，但缺點(diǎn)是磨損大、受力不均勻，刮板極易歪斜、跳鏈、斷鏈。

根據(jù)實(shí)際生產(chǎn)作業(yè)情況，總結(jié)出刮板輸送機(jī)的4種磨損導(dǎo)致斷鏈的情況：

(1) 鏈條的連接環(huán)開裂導(dǎo)致斷鏈。其原因之一是馬蹄環(huán)自身強(qiáng)度不足，另外一種就是由于長時(shí)間的磨損導(dǎo)致的。

(2) 鏈輪變形發(fā)生斷鏈。其主要原因是鏈輪與鏈環(huán)長期磨損導(dǎo)致變形，其次由于鏈條的松緊度不一致導(dǎo)致一側(cè)鏈輪加速磨損最后造成鏈條斷裂。

(3) 鏈條斷開。這種情況一般是在重載啟動(dòng)和停止時(shí)鏈條瞬間承受過大載荷導(dǎo)致斷裂。起初現(xiàn)象是鏈條變長，持續(xù)發(fā)生上述情況進(jìn)而導(dǎo)致鏈條開焊或者斷裂。

(4) 鏈條自身的磨損。由于在煤炭的運(yùn)輸過程中，中間部的槽底不可避免地會有較多的煤炭集聚，增加了鏈條的磨損程度，同時(shí)鏈條長時(shí)間不間斷與中間槽上下層耐磨襯板滑動(dòng)摩擦，最后導(dǎo)致鏈條斷鏈。

刮板輸送機(jī)主要組成有機(jī)頭、機(jī)尾和中間部三個(gè)部分，因?yàn)橹虚g部是承載部件，故其也是磨損的集中區(qū)。刮板機(jī)的傳動(dòng)主要由鏈輪帶動(dòng)鏈條來完成，因此鏈輪在整個(gè)設(shè)備的運(yùn)行過程中承受著緊邊張力和松邊張力的共同作用，容易發(fā)生變形，本文主要對刮板輸送機(jī)中間部及機(jī)尾部的問題進(jìn)行分析，包括馬蹄環(huán)和鏈輪，如圖1、圖2所示。

圖1 705G連接環(huán)斷裂 圖2 705G鏈輪失效

2 刮板輸送機(jī)結(jié)構(gòu)改進(jìn)

針對以上問題，結(jié)合選煤廠使用的技術(shù)要求提出了以下的改進(jìn)方案。

2.1 用鋸齒環(huán)替代馬蹄環(huán)

用鋸齒環(huán)替代馬蹄環(huán)，在278 m的鏈條上需用9個(gè)鋸齒環(huán)作為連接扣。鋸齒環(huán)與標(biāo)準(zhǔn)連接環(huán)具有同等的強(qiáng)度，且連接可靠，避免了斷鏈?zhǔn)鹿实陌l(fā)生。兩種連接環(huán)對比如圖3所示。

圖3 連接環(huán)對比圖

2.2 改進(jìn)頭尾鏈輪

現(xiàn)有邊雙鏈刮板輸送機(jī)由于其結(jié)構(gòu)限制(鏈條貼近邊幫)，鏈輪齒結(jié)構(gòu)受到局限，即輪齒寬度(沿軸向)較小，輪齒強(qiáng)度弱，運(yùn)行中經(jīng)常出現(xiàn)輪齒變形(向兩側(cè)彎)，加速了輪齒的失效。而改進(jìn)后的鏈輪鏈距減小，鏈條與邊幫距離增加，輪齒可增加寬度，較原有輪齒加寬40 mm，大大提高了輪齒的壽命。改進(jìn)后鏈輪如圖4所示。

圖4 尾部鏈輪三維圖 圖5 鏈輪網(wǎng)格劃分

3 靜力學(xué)分析

3.1 鏈輪的分析

對鏈輪進(jìn)行有限元分析，第一步是對其進(jìn)行網(wǎng)格劃分(如圖5所示)，對鏈輪指派材料(45鋼)，建立鏈輪的材料屬性，按照鏈條張緊力和油缸推力計(jì)算的(額定負(fù)載下機(jī)頭鏈輪相遇點(diǎn)張緊力)S1=44 kN、(額定負(fù)載下機(jī)頭鏈輪分離點(diǎn)張緊力)S4=5 kN、(油缸推力)T=65 kN對鏈輪施加載荷。因鏈輪固定在軸上，不可移動(dòng)，所以施加的約束為固定約束。

對鏈輪模型進(jìn)行仿真求解，得到鏈輪的有限元分析云圖，如圖6、圖7所示。

如圖6所示，發(fā)現(xiàn)鏈輪的最大位移發(fā)生在輪齒的邊緣處，最大位移為0.083 2 mm,遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于允許變形，在剛度上符合要求。

圖6 鏈輪位移云圖

如圖7所示，發(fā)現(xiàn)最大應(yīng)力出現(xiàn)在鏈窩接觸鏈環(huán)部分，最大應(yīng)力為108.36 MPa，而鏈輪材料的屈服強(qiáng)度為355 MPa，故鏈輪滿足強(qiáng)度要求。

圖7 鏈輪應(yīng)力云圖

3.2 鋸齒環(huán)的分析

對鋸齒環(huán)進(jìn)行有限元分析，分析步驟與鏈輪的分析步驟一致。由于緊邊的鋸齒環(huán)受力和松邊的鋸齒環(huán)受力是不一樣的，因此我們只分析兩者之中的較大者，取S1為鋸齒環(huán)的受力，如圖8所示。

圖8 鋸齒環(huán)載荷分布圖

對鋸齒環(huán)模型進(jìn)行仿真求解，得到鋸齒環(huán)的有限元分析云圖，如圖9、圖10所示。

如圖9所示，發(fā)現(xiàn)鋸齒環(huán)的最大位移發(fā)生在鋸齒環(huán)的邊緣處，最大位移為0.007 265 mm,遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于允許變形，故其剛度符合要求。

圖9 鋸齒環(huán)位移云圖

如圖10所示，發(fā)現(xiàn)最大應(yīng)力出現(xiàn)在鋸齒環(huán)與鏈條接觸部分，最大應(yīng)力為49.21 MPa，遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于材料的屈服強(qiáng)度，故鋸齒環(huán)滿足強(qiáng)度要求。

圖10 鋸齒環(huán)應(yīng)力云圖

4 小結(jié)

本文主要針對礦用邊雙鏈705G刮板輸送機(jī)的斷鏈問題進(jìn)行了原因分析和結(jié)構(gòu)改進(jìn)；對改進(jìn)后的鏈輪及鋸齒環(huán)在極限狀態(tài)進(jìn)行了有限元分析，結(jié)果表明改進(jìn)后的鏈輪和鋸齒環(huán)能夠滿足強(qiáng)度要求。