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帶式輸送機(jī)是礦山領(lǐng)域廣泛使用的輸送設(shè)備，是機(jī)械化綜采的重要配套設(shè)備。托輥組件是承載皮帶及其負(fù)載的主要部件，同時(shí)也是帶式輸送機(jī)中用量最大的零部件。隨著大運(yùn)量帶式輸送機(jī)的研發(fā)，對(duì)托輥的承載能力要求也在提高。為節(jié)約成本，提高經(jīng)濟(jì)效益，本文在滿足強(qiáng)度要求的前提下對(duì)托輥的結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，為降低生產(chǎn)成本和指導(dǎo)生產(chǎn)實(shí)踐提供依據(jù)。

托輥結(jié)構(gòu)與受力模型

帶式輸送機(jī)托輥結(jié)構(gòu)如圖１所示，其主要由主軸、輥套、軸承和密封件等組成。輥套采用薄壁筒狀外套與支撐件焊接而成，主要承受皮帶以及負(fù)載對(duì)其的壓力；由于托輥轉(zhuǎn)速較高，軸承采用球軸承；密封件主要密封軸承周?chē)臐?rùn)滑油，防止?jié)櫥托孤?

在運(yùn)行過(guò)程中，托輥通過(guò)輥套承受皮帶及負(fù)載豎直向下的重力與壓力，所以輥套的厚度以及軸承的半徑對(duì)托輥結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的影響較大。由于皮帶具有一定的張弛性，當(dāng)其負(fù)載后，在兩個(gè)托輥間有一定的下垂量，因此托輥處的皮帶與托輥呈面接觸，并存在一定的包角θ。

在帶式輸送機(jī)運(yùn)行過(guò)程中，托輥所承受的載荷一 般可分為靜載荷和動(dòng)載荷。在之前的研究中，主要對(duì) 托輥外表面與皮帶接觸部位施加靜載荷，沒(méi)有考慮托 輥轉(zhuǎn)速對(duì)其強(qiáng)度的影響。

求解托輥所承受的載 荷Ｐ(N)，方程可描述為：Ｐ＝9.8ea（I/V＋ｑ）（１）

其中：ｅ為輥?zhàn)虞d荷系數(shù)；ａ為托輥間距，ｍ；ｖ為帶速，ｍ/ｓ；ｑ為單位長(zhǎng)度上皮帶的質(zhì)量，kg/ ｍ；Ｉ為輸送能力，kg/ｓ。

根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，當(dāng)采用鋼絲繩芯輸送帶時(shí)，托輥的間距取1.5ｍ為宜。此外，托輥的直徑不僅與帶寬有關(guān)，還與皮帶線速度有很大的關(guān)系。在托輥制造過(guò)程中，受加工精度的制約，托輥外表面存在一定的橢圓度，在托輥運(yùn)行的過(guò)程中，橢圓度勢(shì)必會(huì)使托輥產(chǎn)生不規(guī)律的徑向振動(dòng)。為了防止產(chǎn)生較大的徑向振動(dòng)，必須限制托輥的極限轉(zhuǎn)速?，F(xiàn)有皮帶的線速度約為4.5ｍ/ｓ。根據(jù)已有的研究結(jié)果，皮帶與托輥的包角θ約為55°。

托輥有限元受力分析

建模與前處理

根據(jù)托輥的具體參數(shù)（如表１所示），采用建模軟件Design Model建立托輥的幾何模型。為方便后續(xù)的結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化，對(duì)托輥的關(guān)鍵參數(shù)如輥套厚度和套筒內(nèi)徑進(jìn)行參數(shù)化。

采用ANSYS中自帶的網(wǎng)格劃分工具M(jìn)eshing對(duì)托輥輥套進(jìn)行網(wǎng)格劃分，以最大應(yīng)力為目標(biāo)對(duì)網(wǎng)格無(wú)關(guān)性進(jìn)行驗(yàn)證。

根據(jù)皮帶與托輥的包角，在托輥沿周向55°圓弧 范圍內(nèi)添加徑向載荷p；托輥軸承內(nèi)徑處采用圓柱cylinder約束；考慮托輥的高速旋轉(zhuǎn)，輥套整體添加轉(zhuǎn)速ω，網(wǎng)格劃分結(jié)果與邊界條件如圖２所示。

有限元分析結(jié)果

有限元分析主要通過(guò)提取其應(yīng)力分布，對(duì)零件的強(qiáng)度進(jìn)行校核。在上述條件下，添加托輥的應(yīng)力與變形為分析對(duì)象，以ANSYS　Workbench為求解器，對(duì)托輥進(jìn)行有限元分析，其應(yīng)力與變形分布云圖如圖３所示。

從圖3中可以看到：輥套的變形與應(yīng)力沿寬度方向?qū)ΨQ分布，在寬度方向的中部具有最大值，兩端小于中部；沿圓周方向上，與皮帶接觸部位的應(yīng)力與變形明顯大于其他區(qū)域；輥套所受的最大應(yīng)力為50.28MPa，最大變形為0.186mm，均位于輥套外表面中間部位。

輥套外表面與皮帶接觸沿寬度方向的應(yīng)力與變形如圖4所示。輥套外表面的應(yīng)力與變形沿寬度方向在中部遠(yuǎn)大于兩端，即中部的強(qiáng)度最為薄弱。同時(shí)，在皮帶運(yùn)行過(guò)程中，托輥沿寬度方向的變形差會(huì)使皮帶沿寬度方向呈圓弧狀，不利于皮帶長(zhǎng)期穩(wěn)定地居中運(yùn)行，使皮帶跑偏的概率增大。

托輥結(jié)構(gòu)優(yōu)化

由于托輥在帶式輸送機(jī)中的用量非常大，因此在滿足其強(qiáng)度條件下，對(duì)托輥結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，可以在減少重量的同時(shí)，極大地降低生產(chǎn)成本。本節(jié)主要通過(guò)分析托輥的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)——輥套壁厚δ。和套筒腔半徑ｒ?qū)佁讘?yīng)力與變形的影響（見(jiàn)圖５），來(lái)對(duì)托輥的結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化。

從圖５(a)看出：隨著輥套厚度的增大，輥套的最大應(yīng)力快速減??；隨著套筒腔半徑的增大，輥套最大應(yīng)力先降低后升高，當(dāng)套筒腔半徑為40ｍｍ時(shí)具有最小值。從圖５(b)看出：輥套最大變形隨著壁厚的變化較大，而隨套筒腔半徑的變化較小。隨著輥厚的增大，最大變形與最大應(yīng)力隨結(jié)構(gòu)的變化基本一致，均隨著壁厚的增大快速減小。

現(xiàn)有的輥套材料為Ｑ235，在安全系數(shù)為２時(shí)，其許用應(yīng)力σ＝113ＭPa，遠(yuǎn)大于現(xiàn)有條件下輥套外表面的最大應(yīng)力50.28ＭPa，所以輥套的強(qiáng)度滿足要求，且存在一定的優(yōu)化空間。

根據(jù)上述得到的輥套壁厚與套筒內(nèi)徑對(duì)托輥應(yīng)力與變形的影響，當(dāng)采用現(xiàn)有材料Ｑ235時(shí)，套筒腔半徑采用40ｍｍ時(shí)應(yīng)力最??；經(jīng)計(jì)算當(dāng)輥套壁厚大于2.5ｍｍ時(shí)，輥套結(jié)構(gòu)最優(yōu)，在滿足強(qiáng)度要求的同時(shí)，用鋼量最少。

結(jié)論

本文采用有限元法對(duì)應(yīng)用于帶式輸送機(jī)的托輥組件進(jìn)行了有限元分析，并以此為基礎(chǔ)，在滿足強(qiáng)度要求的前提下對(duì)托輥結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行了優(yōu)化。得到以下結(jié)論：輥套外表面應(yīng)力與變形沿寬度方向?qū)ΨQ分布，中部大于兩端；在現(xiàn)有條件下，托輥滿足強(qiáng)度要求。在套筒內(nèi)半徑采用40ｍｍ時(shí)，輥套應(yīng)力與變形最小，同時(shí)輥套厚度為2.5ｍｍ時(shí)即可滿足強(qiáng)度要求，現(xiàn)有結(jié)構(gòu)存在較大的優(yōu)化空間。研究結(jié)果為托輥結(jié)構(gòu)參數(shù)的優(yōu)化與軸承的選型提供了理論依據(jù)。