王九懷

（山西中陽(yáng)華潤(rùn)聯(lián)盛南山煤業(yè)有限公司， 山西 呂梁 033000）

1 驅(qū)動(dòng)鏈輪磨損失效分析

驅(qū)動(dòng)鏈輪主要的失效形式為磨損、壓潰及斷齒。其中磨損又可分為內(nèi)部磨粒磨損和表面疲勞磨損，疲勞磨損則是由于當(dāng)圓環(huán)鏈與鏈輪鏈窩接觸時(shí)，在其接觸表面出現(xiàn)最大壓應(yīng)力，同時(shí)最大的切應(yīng)力出現(xiàn)在表層下。長(zhǎng)此以久后接觸表面在切應(yīng)力的作用下出現(xiàn)裂縫，形成表面磨損。而顆粒磨損則是由于鏈輪在工作時(shí)，硬物質(zhì)顆粒造成鏈輪和圓環(huán)鏈接觸位置出現(xiàn)摩擦，造成磨粒磨損[1-3]。驅(qū)動(dòng)鏈輪的磨損情況直接關(guān)系到其壽命情況，所以驅(qū)動(dòng)鏈輪工作越平穩(wěn)鏈輪的壽命越長(zhǎng)。

2 驅(qū)動(dòng)鏈輪數(shù)值模擬研究

為了有效地提升驅(qū)動(dòng)鏈輪的使用壽命，通過(guò)采用ANSYS數(shù)值模擬軟件對(duì)驅(qū)動(dòng)鏈輪在工作過(guò)程中的力學(xué)特性進(jìn)行分析，通過(guò)分析斷齒的厚度、齒形的圓弧半徑等結(jié)構(gòu)參數(shù)，確定了驅(qū)動(dòng)鏈輪最優(yōu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案。

首先進(jìn)行建模過(guò)程，選用圓環(huán)的材料為23MnCrNiMo，材料的彈性模量為210 GPa，密度為7 860 kg/m3，材料的泊松比為0.25。選用驅(qū)動(dòng)鏈輪的材料為30CrMnTi，材料的彈性模量為206 GPa，密度為7 860 kg/m3，材料的泊松比為0.3。完成參數(shù)設(shè)定后對(duì)模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格劃分時(shí)要充分考慮電腦的計(jì)算性能及模擬所需的計(jì)算精度。選擇在輪齒、齒根、圓環(huán)鏈等位置進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化分。網(wǎng)格劃分完成后對(duì)模型的相互作用進(jìn)行設(shè)置，設(shè)置鏈環(huán)與鏈輪間為摩擦接觸，靜摩擦系數(shù)及動(dòng)摩擦系數(shù)分別為0.3、0.2。給定鏈條的作用力為7.3 kN。完成設(shè)置后對(duì)模型進(jìn)行模擬計(jì)算，計(jì)算的結(jié)果如圖1所示。

圖1 優(yōu)化前應(yīng)力（Pa）變化云圖

從圖1可以看出，在驅(qū)動(dòng)部件運(yùn)行時(shí)，鏈輪的鏈窩位置應(yīng)力較大，同時(shí)在鏈窩側(cè)部靠近中間立槽的位置出現(xiàn)應(yīng)力最大值，其余位置的應(yīng)力較小。對(duì)驅(qū)動(dòng)部件進(jìn)行優(yōu)化，選擇正交優(yōu)化[4]的方案對(duì)齒根圓半徑、短齒的厚度、鏈窩弧半徑及齒根圓弧半徑進(jìn)行優(yōu)化。首先命名短齒的厚度為A、齒根圓半徑為B、齒根圓弧半徑為C、鏈窩弧半徑為D，分別選取A、B、C、D四種結(jié)構(gòu)參數(shù)的三個(gè)水平。正交參數(shù)水平表如表1所示。

表1 正交參數(shù)水平表

按照正交的原則對(duì)各種條件進(jìn)行數(shù)值模擬，根據(jù)模擬結(jié)果發(fā)現(xiàn)短齒的厚度對(duì)模擬的結(jié)果影響較小，這是由于在鏈輪與圓環(huán)接觸后，此時(shí)的應(yīng)力最大值出現(xiàn)在鏈窩的側(cè)端部，當(dāng)驅(qū)動(dòng)鏈輪運(yùn)行平穩(wěn)性較差時(shí)，此時(shí)的鏈窩底部與鏈環(huán)間的摩擦增大，齒根部的應(yīng)力集中現(xiàn)象相較與其余部位最大，當(dāng)加大齒根圓弧的半徑后，此時(shí)的鏈輪的受力由側(cè)端部轉(zhuǎn)移至鏈窩地面的位置。所以齒根圓半徑、齒根圓弧半徑、鏈窩弧半徑三個(gè)參數(shù)對(duì)模擬應(yīng)力的影響最大，且齒根圓弧半徑是影響最大的因素。

所以僅對(duì)齒根圓半徑、齒根圓弧半徑、鏈窩弧半徑的拋物線曲線擬合。擬合的結(jié)果如表2、表3及表4所示。

表2 齒根圓半徑擬合曲線表

表3 齒根圓弧半徑擬合曲線表

表4 鏈窩弧半徑擬合曲線表

根據(jù)正交實(shí)驗(yàn)的模擬結(jié)果及齒根圓半徑，齒根圓弧半徑，鏈窩弧半徑的拋物線曲線擬合得出了參數(shù)的最佳設(shè)計(jì)參數(shù)，齒根圓半徑6.7 mm，齒根圓弧半徑30 mm，鏈窩弧半徑24.1 mm。按照最優(yōu)的設(shè)計(jì)參數(shù)進(jìn)行驅(qū)動(dòng)鏈輪的建模，對(duì)所建模型進(jìn)行計(jì)算，計(jì)算結(jié)果如圖2所示。

根據(jù)云圖可以看出，刮板輸送機(jī)的驅(qū)動(dòng)鏈輪整體應(yīng)力分布較為均勻，僅在鏈窩側(cè)部靠近中間立槽的位置出現(xiàn)應(yīng)力集中。優(yōu)化前的鏈輪最大應(yīng)力為168.2 MPa，同時(shí)最大應(yīng)變?yōu)?.142 mm，優(yōu)化后的鏈輪最大應(yīng)力值降低至156.7 MPa，同時(shí)最大應(yīng)變?yōu)?.078 mm，最大應(yīng)力減小了6.57%，最大應(yīng)變減小了6.84%。通過(guò)優(yōu)化有效的降低了驅(qū)動(dòng)鏈輪的最大應(yīng)力值，保證了驅(qū)動(dòng)鏈輪的平穩(wěn)運(yùn)行，提升了刮板輸送機(jī)驅(qū)動(dòng)鏈輪的使用壽命。

圖2 優(yōu)化后鏈輪應(yīng)力（Pa）云圖

3 結(jié)論

1）分析了驅(qū)動(dòng)鏈輪的磨損形式及其失效原因，并給出了疲勞損傷與壽命的關(guān)系曲線及損傷經(jīng)驗(yàn)公式，為提升驅(qū)動(dòng)鏈輪的使用壽命作出貢獻(xiàn)。

2）通過(guò)對(duì)齒根圓半徑、齒根圓弧半徑、鏈窩弧半徑等參數(shù)的正交實(shí)驗(yàn)，找出了最合理的參數(shù)，并給出了齒根圓半徑，齒根圓弧半徑，鏈窩弧半徑的擬合曲線。

3）對(duì)優(yōu)化前后的應(yīng)力云圖進(jìn)行分析發(fā)現(xiàn)，優(yōu)化后的鏈輪最大應(yīng)力值降低至156.7 MPa，同時(shí)最大應(yīng)變?yōu)?.078 mm，最大應(yīng)力減小了6.57%，最大應(yīng)變減小了6.84%。