楚俊選，楚金龍，胡長對，吳連成

1平煤神馬機械裝備集團 河南平頂山 467021 2中平能化集團機械制造公司 河南平頂山 467021

帶 式輸送機是一種長距離運輸裝備，以運輸過 程平穩(wěn)、控制系統(tǒng)簡單、輸送距離遠及可靠性強等優(yōu)點，在礦山開采、港口運輸?shù)刃袠I(yè)均有廣泛的使用[1]。但煤礦采掘環(huán)境較為惡劣，輸送設(shè)備受到周期性的沖擊載荷，易發(fā)生滾筒焊縫開裂、筒體變形等問題，嚴重影響煤礦的正常生產(chǎn)[2]。設(shè)計人員對滾筒的設(shè)計一般采用簡化力學(xué)模型，再依靠經(jīng)驗公式對部件尺寸進行設(shè)計計算，為了提高礦用設(shè)備的可靠性，通常選用較大的安全系數(shù)[3-4]。以某煤礦滾筒設(shè)計為例，設(shè)計人員以滾筒上輸送帶的作用合力作為設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)，在設(shè)計小包角、小直徑改向滾筒時選用較薄的筒皮；在設(shè)計大包角、大直徑卸料滾筒時選用較厚的筒皮。在實際使用過程中，改向滾筒發(fā)生了接盤焊縫開裂的現(xiàn)象，而頭部卸料滾筒卻能夠一直平穩(wěn)運行。為此，筆者使用有限元仿真軟件對頭部改向滾筒進行仿真分析。

1 理論分析

改向滾筒受力分析如圖 1 所示。由于改向滾筒的功能是改變力的傳遞方向，滾筒轉(zhuǎn)動時所克服的摩擦力遠小于輸送帶張力，當(dāng)前改向滾筒的仿真研究也認為，進入滾筒端的輸送帶張力F1與離開滾筒端的輸送帶張力F2近乎相同，可視為等張力作用在滾筒包角a內(nèi)[5]。改向滾筒包角內(nèi)周向上受到的壓力

圖1 改向滾筒周向壓力分布Fig.1 Circumferential pressure distribution of bend pulley

式中：F為輸送帶作用在滾筒上的張力；B為輸送帶帶寬；D為滾筒直徑。

相關(guān)國際標(biāo)準(zhǔn) ISO 5048—1989、DIN 22101—2002 等指出，輸送帶上物料的堆積截面呈圓弧狀，實際運輸過程也證實，物料在輸送帶上是集中對稱堆積的，因此作用在滾筒上的壓力沿軸向?qū)ΨQ不均勻分布且集中作用于筒皮的中部，而工作帶寬兩端承受較小的壓力[6]。有學(xué)者研究了滾筒軸向壓力均勻分布、正弦分布、正態(tài)分布下的應(yīng)力分布，并與試驗結(jié)果進行對比，發(fā)現(xiàn) 800 mm 帶寬滾筒在壓力滿足正態(tài)分布，且標(biāo)準(zhǔn)差為 300 mm 時，仿真結(jié)果與試驗誤差最小[7]。由于軸向均勻分布和正弦分布的壓力加載與實際有所偏差，研究采用正態(tài)分布的函數(shù)模型，利用正態(tài)分布的壓力加載來擬合實際壓力在軸向上的不均勻分布，即

式中：x為筒體工作帶寬上任意一點在軸向上的坐標(biāo)，并以輸送帶帶寬的中點為原點；σ為正態(tài)分布的標(biāo)準(zhǔn)差，表示正態(tài)分布的集中程度。

選取 375 mm 作為正態(tài)分布的標(biāo)準(zhǔn)差，用于 DTL100 型帶式輸送機機頭改向滾筒的仿真研究中，不同軸向壓力分布函數(shù)曲線如圖 2 所示。

圖2 不同軸向壓力分布函數(shù)曲線Fig.2 Curves of various axial pressure distribution functions

2 仿真計算

2.1 滾筒的三維建模

(1) 滾筒的結(jié)構(gòu)尺寸 滾筒直徑為 1 000 mm，筒體寬為 1 150 mm，帶寬為 1 000 mm，筒皮厚為 25 mm，接盤輪轂間距為 930 mm，接盤周向焊縫間距為 680 mm，兩環(huán)筋間距為 400 mm，呈對稱分布。改向滾筒的結(jié)構(gòu)如圖 3 所示。

圖3 改向滾筒的結(jié)構(gòu)Fig.3 Structure of bend pulley

(2) 滾筒各焊縫參數(shù) 接盤周向焊縫為單面對接焊 U 形焊縫，坡口深度為 20 mm；筒皮軸向焊縫為雙面對接焊雙 V 形焊縫，坡口深度為 25 mm；環(huán)筋周向焊縫為雙面焊 T 形角焊縫，焊腳長 8 mm。

(3) 工作條件 輸送帶進入與脫離滾筒處的張力為 462 kN，輸送帶與滾筒的圍包角為 40°。使用 SolidWorks 軟件對改向滾筒的滾筒軸、脹套、接盤、筒皮、環(huán)筋和焊縫分別建模，考慮到筒皮最大變形通常出現(xiàn)在壓力作用面的中心位置，所以在圍包角的平分面上對筒皮軸向焊縫進行建模。為便于網(wǎng)格劃分與仿真計算，在建模過程中對零件的倒角、圓角以及脹套的結(jié)構(gòu)進行了簡化。

2.2 滾筒的仿真模型

(1) 設(shè)置滾筒材料 整個滾筒由接盤、筒皮、環(huán)筋焊接組成，其中接盤為 ZG230-450 鑄造成型，筒皮為 Q235-A 卷制成型，環(huán)筋材料為 Q235-A，滾筒軸使用 45 鋼加工而成，脹套材料則為 40Cr，各處焊縫均采用 H08A 碳鋼埋弧焊絲。各金屬材料的物理屬性如表 1 所列。

表1 金屬材料的物理屬性Tab.1 Physical properties of metallic material

(2) 劃分單元網(wǎng)格 采用四面體網(wǎng)格對滾筒進行模型網(wǎng)格劃分，設(shè)置全局最小網(wǎng)格尺寸為 8 mm，最大網(wǎng)格尺寸為 20 mm，增長比率為 1.1，考慮各處焊縫較為細長，因此控制焊縫的網(wǎng)格尺寸為 4 mm，共劃分出 487 244 個單元網(wǎng)格。

(3) 約束與加載 改向滾筒仿真模型如圖 4 所示。在工作過程中滾筒受到筒體自身重力與輸送帶壓力的共同作用，使用 Simulation 模塊壓力不均勻加載功能，通過輸入自定義函數(shù)將軸向壓力設(shè)置為正態(tài)分布，同時考慮到軸承對滾筒軸有軸向與徑向上的位移約束，所以將滾筒軸與軸承配合的位置定義為固定約束。

圖4 改向滾筒仿真模型Fig.4 Simulation model of bend pulley

3 結(jié)果分析

3.1 仿真結(jié)果

為了研究環(huán)筋對改善筒體強度的作用，首先對不帶環(huán)筋的改向滾筒進行有限元分析，得到滾筒筒皮、接盤、滾筒軸及各處焊縫的應(yīng)力分布云圖，如圖 5 所示。由圖 5 可以看出：滾筒的最大應(yīng)力在滾筒軸上與軸承配合的軸肩處，為 69.22 MPa；接盤的 U 形坡口處也有應(yīng)力集中的情況，在圍包角的兩側(cè)，最大應(yīng)力為 69.05 MPa；筒皮的最大應(yīng)力為 60.43 MPa，出現(xiàn)在筒皮內(nèi)表面且靠近 U 形坡口處。在實際工作中，受到焊縫質(zhì)量、焊料強度和疲勞損壞的影響，筒皮與接盤結(jié)合處的周向焊縫，以及筒皮卷制成的軸向焊縫，在受到?jīng)_擊載荷時容易出現(xiàn)焊縫開裂的問題，導(dǎo)致筒體變形或破壞，因此焊縫處的應(yīng)力也是關(guān)注的重點。通過仿真計算，接盤周向焊縫的應(yīng)力最大值在圍包角的兩側(cè)，為 43.92 MPa；筒皮軸向焊縫的應(yīng)力最大值在焊縫的中心，為 61.52 MPa。

圖5 改向滾筒各處應(yīng)力云圖Fig.5 Stress contours at each part of bend pulley

不帶環(huán)筋的改向滾筒位移分布云圖如圖 6 所示，可以看出最大位移出現(xiàn)在筒皮外表面、壓力作用面的中心，為 0.418 mm，呈現(xiàn)出筒皮向內(nèi)側(cè)凹陷的變形形態(tài)，可推測滾筒筒體的應(yīng)力是由筒皮向內(nèi)變形傳遞到接盤和滾筒軸。如果滾筒筒體有較大的變形，將會導(dǎo)致輸送過程的顫動，甚至造成焊縫開裂、筒體破壞等情況，因此在仿真設(shè)計時還需要關(guān)注滾筒筒體的位移。

圖6 改向滾筒位移云圖Fig.6 Displacement contours of bend pulley

3.2 環(huán)筋間距仿真分析

對帶有環(huán)筋的改向滾筒進行仿真研究，環(huán)筋對稱分布，在環(huán)筋間距 100～ 500 mm 區(qū)間內(nèi)，每 50 mm 間距定義一個變量建立仿真模型，研究不同環(huán)筋間距下，筒皮、接盤、環(huán)筋及焊縫的最大應(yīng)力，分別如圖 7、8 所示。

由圖 7 可以看出，筒皮內(nèi)部的環(huán)筋可大幅減小筒皮、接盤的應(yīng)力，且隨著環(huán)筋間距的減小，筒皮最大應(yīng)力呈現(xiàn)逐漸減小且保持穩(wěn)定的趨勢，由 55.57 MPa 減小到 49.77 MPa。因此認為，較小的環(huán)筋間距可以為筒皮提供支撐，減少了筒皮表面的應(yīng)力傳遞。而接盤最大應(yīng)力對環(huán)筋間距并不敏感，其最大應(yīng)力為 54.86～ 55.56 MPa。環(huán)筋最大應(yīng)力隨著環(huán)筋間距的減小，呈現(xiàn)先增大再減小的趨勢，在環(huán)筋間距為 250 mm 時達到峰值，最大應(yīng)力由 66.65 MPa 增大到 78.21 MPa，再減小至 76.59 MPa。

圖7 不同環(huán)筋間距下筒皮、接盤、環(huán)筋的最大應(yīng)力Fig.7 Maximum stress on drum,contact plate and circumferential stiffener at various spacing of circumferential stiffener

不同環(huán)筋間距下各處焊縫的最大應(yīng)力如圖 8 所示，可以看出筒皮內(nèi)部的環(huán)筋還可以減小筒皮軸向焊縫、接盤周向焊縫的應(yīng)力，同時環(huán)筋角焊縫的最大應(yīng)力與環(huán)筋間距呈正相關(guān)，隨著環(huán)筋間距的減小，其最大應(yīng)力大幅減小，由 77.03 MPa 減小至 29.06 MPa；筒皮軸向焊縫最大應(yīng)力隨環(huán)筋間距的減小，呈現(xiàn)先減小再穩(wěn)定的趨勢，由 56.32 MPa 減小到 46.43 MPa；而接盤周向焊縫最大應(yīng)力對環(huán)筋間距的變化并不敏感，其最大應(yīng)力為 38.61～ 39.54 MPa。

圖8 不同環(huán)筋間距下各處焊縫的最大應(yīng)力Fig.8 Maximum stress on various weld seams at various spacing of circumferential stiffener

不同環(huán)筋間距下滾筒的最大位移如圖 9 所示，可以看出筒皮內(nèi)部環(huán)筋可以很大程度上減小筒體的變形，并且隨著環(huán)筋間距的減小，滾筒的最大位移也在減小，由 0.375 mm 減小到 0.324 mm。

圖9 不同環(huán)筋間距下滾筒的最大位移Fig.9 Maximum displacement of bend pulley at various spacing of circumferential stiffener

結(jié)合圖 7～ 9 環(huán)筋間距對滾筒各處應(yīng)力、位移的影響，發(fā)現(xiàn)環(huán)筋可以減小筒皮與接盤所受應(yīng)力及筒體的變形，改善了接盤與筒皮焊縫處的受力情況?？紤]到接盤及其周向焊縫的最大應(yīng)力對環(huán)筋間距并不敏感，同時相對較小的環(huán)筋間距可以進一步減小筒皮及其軸向焊縫的最大應(yīng)力、筒體最大位移，因此原設(shè)計中 400 mm 的環(huán)筋間距不是最優(yōu)設(shè)計，建議采用小間距的環(huán)筋設(shè)計。

4 結(jié)語

帶式輸送機機頭改向滾筒的損壞影響設(shè)備的連續(xù)使用，而設(shè)計者難以從理論上設(shè)計計算這種小包角、小直徑的改向滾筒，同時對環(huán)筋的設(shè)計沒有清晰的認識。研究采用正態(tài)分布函數(shù)用于擬合軸向上壓力的不均勻分布，同時基于 SolidWorks 建模仿真功能，實現(xiàn)對改向滾筒各部分應(yīng)力、位移分布的仿真分析，量化了筒皮內(nèi)部環(huán)筋的作用，將研究重點放在環(huán)筋間距對筒體各處應(yīng)力與整體位移的影響上，提出較小的環(huán)筋間距更有利于改善筒皮及其軸向焊縫最大應(yīng)力和筒體最大位移，為以后的滾筒設(shè)計和仿真研究提供了參考。