無反復支撐自移帶式輸送機機尾中間架結構優化設計

馬 聯 偉

（中煤科工集團太原研究院有限公司，山西 太原 030006）

0 引 言

隨著高效綜采工作面的快速發展，年消耗回采巷道數量大幅度增加，國內大部分礦區采掘比例失調的矛盾日益凸顯，生產接續緊張。 部分礦區掘進工作面已開始采用“掘進機＋大跨距帶式轉載機＋自移帶式輸送機機尾”或“掘進機（或掘錨機）＋側卸式帶式轉載機＋撐頂支架式自移帶式輸送機機尾”來代替傳統的“掘進機＋帶式轉載機＋傳統帶式輸送機機尾”的配套方式來提高掘進效率，緩解采掘比例失調的矛盾［1］。

無反復支撐自移帶式輸送機機尾（以下簡稱自移機尾）自帶動力裝置，通過機構優化設計，整機無需通過撐頂支架的反復撐頂而實現整機的抬升、推移、調偏，大幅提高了自移機尾對破碎頂板巷道的適應性。 整機主要由動力單元、機尾架、中間架3 個部分組成，該自移機尾中間架架體作為物料連續運輸用輸送帶的承載結構，同時為帶式轉載機的搭接提供軌道支撐，在設備運行過程中中間架架體所承受載荷復雜，其結構的適應性與可靠性直接影響著設備的通用性與使用壽命。 同時中間架架體數量較多，應具有互換性，因此，須對中間架架體的結構形式、強度、剛度等進行優化設計［2-3］，以提高中間架架體的可靠性與適用性。

1 中間架架體總體結構設計

自移機尾中間架架體結構主要由其輸送能力、輸送帶帶寬、輸送帶帶速、托輥結構形式以及抬升機構等決定。

1.1 托輥的選型［4-5］

根據礦方要求，此無反復支撐自移機尾主要運輸物料為煙煤，適應帶寬為1 000 mm，輸送能力≥1 000 t／h，巷道最大傾斜角度≤8°。 依據帶寬，初步選定承載托輥為三托輥布置，托輥長度lm均取380 mm。

式中：Qn為自移機尾輸送能力；Amax為最大裝料斷面面積；Cst為傾斜系數，取0.97；輸送帶轉載物料可用寬度b 為0.85 m，λ 為托輥傾角，取35°；ρ 為運行堆積角，取20°。 由式（1）、式（2）可得輸送帶帶速V 為2.78 m／s。

承載分支托輥所受靜載Fj和動載Fd分別為

托輥載荷系數e 取0.8；托輥間距a0取0.9 m；Im為輸送帶輸送能力；V 取2.78 m／s；單位輸送帶質量qb取12.5 kg／s；g 為重力加速度。

根據運行工況，取運行系數Fs＝1.2，沖擊系數Fc＝1.06，工況系數Fa＝1.15。 由V 可求得，托輥靜載Fj＝711.2 N，動載Fd＝1.04 kN＜2.1 kN。

由于物料由帶式轉載機直接卸載至自移帶式輸送機機尾，沖擊載荷較大，因而承載托輥須選用緩沖型托輥。 依據計算結果，承載托輥選用直徑108 mm，長lm＝380 mm 緩沖型托輥，而回程托輥則選用直徑108 mm，長1 150 mm 普通型托輥。

1.2 中間架體總體結構設計

自移機尾需要實現自身抬升、推移，因而需在中間架兩側各布置2 組抬升機構。 根據油缸外形確定抬升機構尺寸，結合選用的托輥形式，初步確定中間架與中間架架體整體結構如圖1 所示。

圖1 中間架整體結構Fig.1 Intermediate frame structure

2 中間架架體可靠性分析

2.1 載荷與模型建立

自移機尾工作過程中中間架架體所受載荷主要為：自重G，物料與輸送帶壓力Nw，帶式轉載機與搭接小車對中間架的壓力Nj，推移過程中架體間拉力T。 由于物料為連續運輸，以滿載運行時物料與輸送帶重力作為壓力Nw，架體間最大拉力T 為設備在最大坡度工作時的重力分量與行走阻力之和。

基于Solidworks 三維實體建模軟件，建立中間架架體模型；為提高后續網格劃分精度與仿真速度，去除模型中小固定塊、小筋板等對仿真無影響的零件，并去除部分倒角、尖角。 最終建立的中間架架體虛擬樣機模型如圖2 所示［6-10］。

圖2 中間架架體虛擬樣機模型Fig.2 Virtual prototyping model of intermediate frame

2.2 靜力學仿真分析

基于Simulation 仿真模塊，對模型進行賦予材料、固定、加載、網格劃分，并進行仿真分析［11-13］，最終得到中間架架體所受應力分布如圖3 所示，各節點處主應力見表1。

圖3 中間架架體主應力分布Fig.3 Von Mises stress contour of intermediate frame

表1 各節點應力Table 1 Stresses of each node

由圖3 以及表1 可見，中間架架體承載托輥固定結構以及搭接小車軌道處（節點1 108 021，節點427 124，節點41 623 以及節點1 045 602）所受主應力均小于50 MPa，在材料的許用應力范圍之內，遠小于材料屈服應力（Qs＝235 MPa）。 中間架架體抬升固定座耳板處（節點4 043、節點1 165 230、節點395 365 以及節點1 173 325）所受主應力較大，應力均超過材料的許用應力，架體抬升固定座處強度不足。 同時架體結構的最大應力節點671 029 也位于抬升固定座耳板處。 這主要是由于自移機尾工作過程中，中間架架體主要通過位于抬升固定座處抬升油缸實現整機的抬升，此處所受彎矩較大，從而導致此處主應力較大。

中間架架體X、Y、Z 三向合位移如圖4 所示。 中間架架體Z 向（豎直方向）位移如圖5 所示。

圖4 中間架架體合位移Fig.4 URES contour of intermediate frame

由圖4 可見， 中間架架體最大合位移為1.262 mm，架體間連接耳座以及滑靴處位移較大。這主要是由于架體連接耳座處所受拉力最大，同時此處距離架體抬升固定座耳板距離最大，在位移疊加基礎上，此處合位移最大。 由圖5 可見，架體Z向位移云圖中，4 組固定座耳板處位移最大，最大位移為0.057 44 mm，這與架體固定座耳板處所受主應力較大相一致。

圖5 中間架架體Z 向位移Fig.5 Z-direction displacement nephogram of intermediate frame

同時，由于架體兩側抬升固定座間采用單橫梁結構，在架體抬升過程中，如果其中一側的2 組抬升機構失效，將導致整個架體所受扭轉力矩急劇增大，因而須對架體剛度進行加強，以防發生折斷傾覆。

3 中間架架體優化

由于自移機尾工作過程中，架體抬升固定座處所受應力較大、強度不足，將固定座耳板處開口結構更改為封閉型箱體結構（圖6），以此來提高其強度與剛度。 架體原結構采用單橫梁，剛度較弱，在承受偏載時容易發生折斷傾覆，因而在架體結構中采用雙橫梁結構來提高整體剛度。

對優化后的模型加載與優化前相同的載荷工況，設定相同仿真系數，進行仿真分析，最終得到優化后中間架架體所受應力分布如圖7 所示，中間架架體合位移與Z 向位移云圖如圖8、圖9 所示。

圖6 固定座優化前后結構對比Fig.6 Before and after optimization of fixing seat structure

圖7 優化后中間架架體主應力分布Fig.7 Von Mises stress contour of intermediate frame after optimization

圖8 優化后中間架架體合位移Fig.8 URES contour of intermediate frame after optimization

圖9 優化后架體Z 向位移Fig.9 Z-direction displacement nephogram of intermediate frame after optimization

由圖7 可見，優化后架體各部位主應力均小于50 MPa，小于材料許用應力，滿足使用要求。 特別是固定座耳板（節點378 121，節點195 367）處所受主應力由優化前的150 MPa 左右降低至35 MPa 左右，整體強度得到明顯提高。 架體最大應力為418.2 MPa，遠大于材料許用應力，經放大觀察，最大應力點位于支撐立柱與橫梁交點處（圖10），此處容易發生應力集中。 在焊接時應特別注意此種型鋼交接處焊縫質量［14-16］，同時在焊后進行整體噴砂或噴丸處理，釋放焊接應力，避免發生應力集中，影響整機使用壽命。

圖10 最大應力點云圖Fig.10 Max von mises stress contour

由圖8、圖9 可見，優化后架體合位移以及Z 向位移趨勢與優化前相似，但最大合位移由優化前的1.262 mm 降低為0.811 mm，最大變形量減少36.1%，架體剛度得到明顯提高；Z 向位移由0.057 mm 降低為0.055 mm，Z 向位移變形量減少4.2%。 同時由圖9 與圖5 對比可見，固定座耳板處Z 向位移變形趨勢明顯減小，固定座剛度得到有效增強。

目前該新型無反復支撐自移機尾已在淮南礦業、中煤新集、華亭煤業等集團所屬煤礦井下快速掘進工作面使用，中間架體工作正常，可靠性較高。 自移機尾中間架車間裝配體如圖11 所示。

圖11 自移機尾中間架Fig.11 Intermediate frame of self-advancing tail

4 結 論

1）無反復支撐自移機尾工作過程中，中間架體兩側固定座耳板處所受主應力以及彎矩較大，為中間架體的薄弱環節。

2） 中間架體固定座由開放式結構優化為封閉式結構，大幅提高了中間架體的強度；而增加架體中部橫梁數量，將有助于提高整機的剛度。

3）型鋼間特別是方形鋼管間焊接時，接頭處容易發生應力集中。 焊接時需要特別注意此類焊縫焊接質量，并在焊后進行去應力處理，以提高設備使用壽命。