徐永福 王衛(wèi)鋒 鄒聲勇 杜 波 劉勁軍

(1.洛陽礦山機械工程設計研究院，河南 洛陽 471039;2.礦山重型裝備國家重點實驗室.河南 洛陽 471039;3.中信重工機械股份有限公司，河南 洛陽 471039)

塔式礦井提升機圍包角對摩擦輪應力的影響

徐永福1，2,3王衛(wèi)鋒1，2,3鄒聲勇1，2,3杜 波1，2,3劉勁軍1，2,3

(1.洛陽礦山機械工程設計研究院，河南 洛陽 471039;2.礦山重型裝備國家重點實驗室.河南 洛陽 471039;3.中信重工機械股份有限公司，河南 洛陽 471039)

為探討塔式礦井提升機圍包角對摩擦輪應力的影響，以JKM-4X4Ⅲ井塔式摩擦提升機(國標參數(shù))為實例，建立對應的提升機主軸裝置有限元模型。由于鋼絲繩在筒殼上的作用力符合歐拉分布規(guī)律，得到摩擦輪所受外力轉化施加到主軸裝置有限元模型，并定義合理的約束條件；借助于ABAQUS大型分析軟件，對不同圍包角工況下的模型進行應力計算，得到了提升機摩擦輪不同位置處循環(huán)疲勞應力值及摩擦輪循環(huán)疲勞應力隨圍包角變化的分布規(guī)律：圍包角180°～190°時，應力值變化相對比較平緩；圍包角195°時，應力變化梯度明顯增大。研究結果為井塔式摩擦提升機主軸裝置設計以及現(xiàn)場安裝時圍包角的選取提供了可靠的理論基礎。

提升機 摩擦輪 ABAQUS 循環(huán)疲勞應力 圍包角

礦井提升機是聯(lián)系井下和地面的樞紐設備，因此也被稱為地下礦山的“咽喉設備”[1]。而主軸裝置作為主要的受力承載體，是多繩摩擦提升機的核心部件，在整個提升過程中起到關鍵作用[2]。目前，隨著礦產(chǎn)量的日益提高，對提升機的安全性和可靠性要求也越來越高；使得摩擦輪疲勞強度問題變得更加突出[3]。在不改變摩擦輪殼結構下，現(xiàn)場安裝時所選的圍包角大小，將對摩擦輪疲勞應力分布產(chǎn)生明顯影響。為了能夠使安裝時圍包角選擇更趨于合理，依據(jù)JKM-4X4井塔式摩擦提升機實體模型，借助于大型有限元分析軟件ABAQUS對摩擦輪疲勞強度進行分析，得出摩擦輪疲勞應力的分布以及圍包角對其疲勞應力影響規(guī)律。為進一步研發(fā)設計和現(xiàn)場安裝指導提供了可靠的理論依據(jù)。

1 摩擦輪受力分析

1.1 摩擦輪的外載荷

摩擦輪外載荷主要由提升重物、箕斗(或罐籠)、首繩和尾繩自重所產(chǎn)生[4]。分析時主要考慮3種工況：①重載提升時加速階段；②重載提升時減速階段；③重載下放時減速階段[5]。摩擦輪兩側鋼絲繩的張力分別為：一側為Fmax，另一側為Fmax-ΔF。由于提升重物加速階段摩擦輪受力較大，本研究建立在工況①的受力基礎上分析計算。

1.2 摩擦輪受力

根據(jù)《GB/T10599—2010 多繩摩擦式提升機》確定JKM-4X4Ⅲ提升機參數(shù)為Fmax=770 kN；Fmax-ΔF=270 kN；鋼絲繩直徑φ44 mm；最大提升速度16 m/s。提升機按工況①運行時，假設左側為上升側，右側為下降側；鋼絲繩在其圍包角θ內(nèi)對輪殼產(chǎn)生徑向壓力，如圖1所示。其所受拉力載荷計算如下。

圖1 筒殼徑向載荷沿圓周分布

(1)左側鋼絲繩所受拉力：

(1)

(2) 右側鋼絲繩所受拉力:

(2)

式中，F(xiàn)max為提升機最大靜張力，kN；ΔF為提升機最大靜張力差，kN；K1為運動阻力系數(shù)，取0.1；a為提升時最大加減速度，0.75 m/s2；g為自然重力加速度,9.8 m/s2；Gb2為導向輪變位質(zhì)量，2 380 kg。

(3)筒殼在承受鋼絲繩壓力的軸向截面上，其徑向壓力沿筒殼圓周服從歐拉分布[6]，由此可得：

(3)

式中,D為摩擦輪名義直徑,m；t為摩擦襯墊與筒殼接觸部分寬度,m；μ為摩擦襯墊與鋼絲繩摩擦系數(shù)；θ為圍包角,(°)。

(4) 筒殼在承受鋼絲繩壓力的軸向截面上，襯墊與鋼絲繩之間摩擦力沿筒殼圓周分布[7]為

(4)

1.3 圍包角選取

鋼絲繩和摩擦輪之間接觸弧段所對應的中心角稱為圍包角。圍包角越小，接觸弧長越短，接觸面間所產(chǎn)生的摩擦力總和也越小，會影響傳動扭矩，導致鋼絲繩打滑。反之，如果圍包角選取過大，不僅增大摩擦力應力，還會加大鋼絲繩的彎曲應力，大大降低鋼絲繩使用壽命[8]。所以，圍包角的選取在工程應用中有著重要意義。

南非一般設定摩擦輪與導向輪之間縱向距離不小于0.5倍額定提升速度；而德國則使摩擦輪與導向輪之間縱向距離不小于200倍鋼絲繩直徑[9]，經(jīng)過實驗證明兩者均符合使用要求。除此之外，提升機系統(tǒng)設計規(guī)范規(guī)定，圍包角一般不大于195°。故本研究圍包角分別為180°、185°、190°、195°時對摩擦輪疲勞應力的影響。

2 建立有限元模型

2.1 模型簡化

主軸裝置的實體模型按工程設計尺寸建立。摩擦輪屬于整體焊接式結構，做如下假設。

(1) 主軸和筒殼材料視為連續(xù)、均質(zhì)且各向同性的彈性體[10]。

(2) 把鋼絲繩對筒殼的壓力轉化為面載荷[11]，其受力面為摩擦襯墊與筒殼接觸寬度。

(3) 每根鋼絲繩張力為常數(shù)，壓力按歐拉公式分布在筒殼上表面。

(4) 忽略動載荷對整個系統(tǒng)的影響。

主軸裝置幾何模型是一個較為復雜裝配體。由于本研究主要考查摩擦輪的強度，可以將主軸和摩擦輪通過焊接約束視其為一個整體，不考慮彼此之間的接觸關系[12]；幾何模型如圖2所示。

圖2 主軸裝置幾何模型

2.2 單元類型和單元劃分

建立有限元模型時，首先對摩擦輪進行幾何體劃分，使每個分割體能夠劃分出結構網(wǎng)格單元[13]，并且控制筒殼有4層網(wǎng)格單元，幅板有2層網(wǎng)格單元；主軸不是主要分析對象，采用較粗略網(wǎng)格單元。本研究采用ABAQUS中六面體減縮積分單元(C3D8R)。

2.3 材料定義

材料參數(shù)定義：摩擦輪材料為Q345A，其彈性模量為200 GPa，泊松比為0.3，材料密度7 820 kg/m3。

2.4 邊界條件和載荷處理

根據(jù)ABAQUS的功能和提升機受力特點，將實際運行中載荷經(jīng)過適當處理后施加在有限元模型上。

提升機主軸承一般采用雙列調(diào)心滾子軸承，故可在兩端軸承中心線位置分別建立2個參考點，將主軸上與軸承配合處表面與2個參考點分別進行運動耦合，坐標系采用主軸裝置自身坐標系，需耦合6個方向自由度。約束傳動側參考點6個方向自由度；非傳動側參考點5個方向自由度，放開軸向運動自由度。

3 計算結果

3.1 應力結果

計算結果給出了摩擦輪在不同圍包角下的最大主應力與最小主應力，如圖3～圖6示。

圖3 圍包角180°時摩擦輪應力

3.2 結果分析

為了便于對比不同圍包角下摩擦輪上應力變化，

圖4 圍包角185°時摩擦輪應力

圖5 圍包角190°時摩擦輪應力

圖6 圍包角195°時摩擦輪應力

在摩擦輪上取4個測點，如圖7所示。1號測點在幅板人孔與護環(huán)相接處；2號測點在筒殼內(nèi)壁與幅板位置；3號測點在筒殼內(nèi)壁中心線位置；4測點在筒殼和支環(huán)相接位置。

圖7 卷筒測點位置

測點在不同圍包角下的應力值見表1。

在相同外載荷下，當圍包角達到195°時，每個測點循環(huán)疲勞應力都達到最大值；但這個循環(huán)疲勞應力最大值都在摩擦輪許用疲勞強度范圍內(nèi)；即180°～195°圍包角內(nèi)，摩擦輪疲勞強度能夠滿足使用要求。同時也可以看出，隨著圍包角的變大，各測點循環(huán)疲勞應力值也隨之變大；在180°～190°時，循環(huán)疲勞應力值變化相對比較平緩；當圍包角達到195°時，循環(huán)疲勞應力變化梯度明顯加大。

4 結論與建議

(1) 提升機正常工況下，所模擬圍包角下的測點循環(huán)疲勞應力值都能夠滿足摩擦輪許用疲勞強度要求；后續(xù)應該對摩擦輪穩(wěn)定性和焊縫殘余應力進行綜合研究。

表1 測點在不同包角下應力值

(2)測點1循環(huán)疲勞應力值最大，測點2循環(huán)疲勞應力最??；測試點3和測試點4循環(huán)疲勞應力介于兩者之間。

(3) 隨著圍包角的增大，各測點的循環(huán)疲勞應力值也隨之增大；180°～190°時，應力值變化相對比較平緩；當圍包角達到195°時，應力變化梯度明顯增大。

(4) 鑒于循環(huán)疲勞應力值隨圍包角的變化趨勢以及考慮鋼絲繩的壽命時，一般塔式提升機的包角在180°～195°內(nèi)選取較為合適。

通過分析計算結果，得出了摩擦輪循環(huán)疲勞應力的分布以及包角對循環(huán)疲勞應力影響規(guī)律，為塔式提升機現(xiàn)場安裝和后續(xù)設計研制提供可靠的理論依據(jù)。

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(責任編輯 徐志宏)

Influence of Wrap Angle of Tower Hoist on the Friction Wheel Stress

Xu Yongfu1,2，3Wang Weifeng1,2，3Zou Shengyong1,2，3Du Bo1,2，3Liu Jinjun1,2，3

(1.LuoyangMiningMachineryDesignInstituteCo.，Ltd.，Luoyang471039，China;2.StateKeyLaboratoryofMiningHeavyEquipment，Luoyang471039，China；3.CiticheavyIndustriesCo.，Ltd.,Luoyang471039，China)

In order to discuss on the influence of wrap angle of tower hoist on the friction wheel stress,taking the JKM-4X4Ⅲ tower friction hoist (GB parameters) as a case，the finite element model of the main shaft device is built.Since the applied loads by hoist rope on drum shell conforms to Euler formula，the outer force of the friction wheel is obtained and transformed into the finite element model of the main shaft device.Then，the reasonable constraint condition is defined.With the aid of finite element analysis software(ABAQUS)，stress calculation is made for the model with different wrap angles.The cyclic fatigue stress at different site of tower friction hoist and the distribution regularity of the cyclic fatigue stress with variation of wrap angle are achieved respectively:stress variation is relatively gentle when wrap angle is 180°～190°;stress variation gradient is increases obviously when wrap angle is 195°.The research results provides a reliable theoretical basis for the design of the main shaft device of the tower hoist and the selection of wrap angle when on-site installation.

Hoist，F(xiàn)riction wheel，ABAQUS，Cyclic fatigue stress，Wrap angle

2014-05-22

國家重點基礎研究發(fā)展計劃(973計劃)項目(編號：2014CB049400)。

徐永福(1981—)，男，工程師，碩士研究生。

TD402

A

1001-1250(2014)-09-121-05