塔式矿井提升机围包角对摩擦轮应力的影响

徐永福 王卫锋 邹声勇 杜 波 刘劲军

(1.洛阳矿山机械工程设计研究院，河南 洛阳 471039;2.矿山重型装备国家重点实验室.河南 洛阳 471039;3.中信重工机械股份有限公司，河南 洛阳 471039)

塔式矿井提升机围包角对摩擦轮应力的影响

徐永福1，2,3王卫锋1，2,3邹声勇1，2,3杜 波1，2,3刘劲军1，2,3

(1.洛阳矿山机械工程设计研究院，河南 洛阳 471039;2.矿山重型装备国家重点实验室.河南 洛阳 471039;3.中信重工机械股份有限公司，河南 洛阳 471039)

为探讨塔式矿井提升机围包角对摩擦轮应力的影响，以JKM-4X4Ⅲ井塔式摩擦提升机(国标参数)为实例，建立对应的提升机主轴装置有限元模型。由于钢丝绳在筒壳上的作用力符合欧拉分布规律，得到摩擦轮所受外力转化施加到主轴装置有限元模型，并定义合理的约束条件；借助于ABAQUS大型分析软件，对不同围包角工况下的模型进行应力计算，得到了提升机摩擦轮不同位置处循环疲劳应力值及摩擦轮循环疲劳应力随围包角变化的分布规律：围包角180°～190°时，应力值变化相对比较平缓；围包角195°时，应力变化梯度明显增大。研究结果为井塔式摩擦提升机主轴装置设计以及现场安装时围包角的选取提供了可靠的理论基础。

提升机 摩擦轮 ABAQUS 循环疲劳应力 围包角

矿井提升机是联系井下和地面的枢纽设备，因此也被称为地下矿山的“咽喉设备”[1]。而主轴装置作为主要的受力承载体，是多绳摩擦提升机的核心部件，在整个提升过程中起到关键作用[2]。目前，随着矿产量的日益提高，对提升机的安全性和可靠性要求也越来越高；使得摩擦轮疲劳强度问题变得更加突出[3]。在不改变摩擦轮壳结构下，现场安装时所选的围包角大小，将对摩擦轮疲劳应力分布产生明显影响。为了能够使安装时围包角选择更趋于合理，依据JKM-4X4井塔式摩擦提升机实体模型，借助于大型有限元分析软件ABAQUS对摩擦轮疲劳强度进行分析，得出摩擦轮疲劳应力的分布以及围包角对其疲劳应力影响规律。为进一步研发设计和现场安装指导提供了可靠的理论依据。

1 摩擦轮受力分析

1.1 摩擦轮的外载荷

摩擦轮外载荷主要由提升重物、箕斗(或罐笼)、首绳和尾绳自重所产生[4]。分析时主要考虑3种工况：①重载提升时加速阶段；②重载提升时减速阶段；③重载下放时减速阶段[5]。摩擦轮两侧钢丝绳的张力分别为：一侧为Fmax，另一侧为Fmax-ΔF。由于提升重物加速阶段摩擦轮受力较大，本研究建立在工况①的受力基础上分析计算。

1.2 摩擦轮受力

根据《GB/T10599—2010 多绳摩擦式提升机》确定JKM-4X4Ⅲ提升机参数为Fmax=770 kN；Fmax-ΔF=270 kN；钢丝绳直径φ44 mm；最大提升速度16 m/s。提升机按工况①运行时，假设左侧为上升侧，右侧为下降侧；钢丝绳在其围包角θ内对轮壳产生径向压力，如图1所示。其所受拉力载荷计算如下。

图1 筒壳径向载荷沿圆周分布

(1)左侧钢丝绳所受拉力：

(1)

(2) 右侧钢丝绳所受拉力:

(2)

式中，Fmax为提升机最大静张力，kN；ΔF为提升机最大静张力差，kN；K1为运动阻力系数，取0.1；a为提升时最大加减速度，0.75 m/s2；g为自然重力加速度,9.8 m/s2；Gb2为导向轮变位质量，2 380 kg。

(3)筒壳在承受钢丝绳压力的轴向截面上，其径向压力沿筒壳圆周服从欧拉分布[6]，由此可得：

(3)

式中,D为摩擦轮名义直径,m；t为摩擦衬垫与筒壳接触部分宽度,m；μ为摩擦衬垫与钢丝绳摩擦系数；θ为围包角,(°)。

(4) 筒壳在承受钢丝绳压力的轴向截面上，衬垫与钢丝绳之间摩擦力沿筒壳圆周分布[7]为

(4)

1.3 围包角选取

钢丝绳和摩擦轮之间接触弧段所对应的中心角称为围包角。围包角越小，接触弧长越短，接触面间所产生的摩擦力总和也越小，会影响传动扭矩，导致钢丝绳打滑。反之，如果围包角选取过大，不仅增大摩擦力应力，还会加大钢丝绳的弯曲应力，大大降低钢丝绳使用寿命[8]。所以，围包角的选取在工程应用中有着重要意义。

南非一般设定摩擦轮与导向轮之间纵向距离不小于0.5倍额定提升速度；而德国则使摩擦轮与导向轮之间纵向距离不小于200倍钢丝绳直径[9]，经过实验证明两者均符合使用要求。除此之外，提升机系统设计规范规定，围包角一般不大于195°。故本研究围包角分别为180°、185°、190°、195°时对摩擦轮疲劳应力的影响。

2 建立有限元模型

2.1 模型简化

主轴装置的实体模型按工程设计尺寸建立。摩擦轮属于整体焊接式结构，做如下假设。

(1) 主轴和筒壳材料视为连续、均质且各向同性的弹性体[10]。

(2) 把钢丝绳对筒壳的压力转化为面载荷[11]，其受力面为摩擦衬垫与筒壳接触宽度。

(3) 每根钢丝绳张力为常数，压力按欧拉公式分布在筒壳上表面。

(4) 忽略动载荷对整个系统的影响。

主轴装置几何模型是一个较为复杂装配体。由于本研究主要考查摩擦轮的强度，可以将主轴和摩擦轮通过焊接约束视其为一个整体，不考虑彼此之间的接触关系[12]；几何模型如图2所示。

图2 主轴装置几何模型

2.2 单元类型和单元划分

建立有限元模型时，首先对摩擦轮进行几何体划分，使每个分割体能够划分出结构网格单元[13]，并且控制筒壳有4层网格单元，幅板有2层网格单元；主轴不是主要分析对象，采用较粗略网格单元。本研究采用ABAQUS中六面体减缩积分单元(C3D8R)。

2.3 材料定义

材料参数定义：摩擦轮材料为Q345A，其弹性模量为200 GPa，泊松比为0.3，材料密度7 820 kg/m3。

2.4 边界条件和载荷处理

根据ABAQUS的功能和提升机受力特点，将实际运行中载荷经过适当处理后施加在有限元模型上。

提升机主轴承一般采用双列调心滚子轴承，故可在两端轴承中心线位置分别建立2个参考点，将主轴上与轴承配合处表面与2个参考点分别进行运动耦合，坐标系采用主轴装置自身坐标系，需耦合6个方向自由度。约束传动侧参考点6个方向自由度；非传动侧参考点5个方向自由度，放开轴向运动自由度。

3 计算结果

3.1 应力结果

计算结果给出了摩擦轮在不同围包角下的最大主应力与最小主应力，如图3～图6示。

图3 围包角180°时摩擦轮应力

3.2 结果分析

为了便于对比不同围包角下摩擦轮上应力变化，

图4 围包角185°时摩擦轮应力

图5 围包角190°时摩擦轮应力

图6 围包角195°时摩擦轮应力

在摩擦轮上取4个测点，如图7所示。1号测点在幅板人孔与护环相接处；2号测点在筒壳内壁与幅板位置；3号测点在筒壳内壁中心线位置；4测点在筒壳和支环相接位置。

图7 卷筒测点位置

测点在不同围包角下的应力值见表1。

在相同外载荷下，当围包角达到195°时，每个测点循环疲劳应力都达到最大值；但这个循环疲劳应力最大值都在摩擦轮许用疲劳强度范围内；即180°～195°围包角内，摩擦轮疲劳强度能够满足使用要求。同时也可以看出，随着围包角的变大，各测点循环疲劳应力值也随之变大；在180°～190°时，循环疲劳应力值变化相对比较平缓；当围包角达到195°时，循环疲劳应力变化梯度明显加大。

4 结论与建议

(1) 提升机正常工况下，所模拟围包角下的测点循环疲劳应力值都能够满足摩擦轮许用疲劳强度要求；后续应该对摩擦轮稳定性和焊缝残余应力进行综合研究。

表1 测点在不同包角下应力值

(2)测点1循环疲劳应力值最大，测点2循环疲劳应力最小；测试点3和测试点4循环疲劳应力介于两者之间。

(3) 随着围包角的增大，各测点的循环疲劳应力值也随之增大；180°～190°时，应力值变化相对比较平缓；当围包角达到195°时，应力变化梯度明显增大。

(4) 鉴于循环疲劳应力值随围包角的变化趋势以及考虑钢丝绳的寿命时，一般塔式提升机的包角在180°～195°内选取较为合适。

通过分析计算结果，得出了摩擦轮循环疲劳应力的分布以及包角对循环疲劳应力影响规律，为塔式提升机现场安装和后续设计研制提供可靠的理论依据。

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(责任编辑 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，Friction wheel，ABAQUS，Cyclic fatigue stress，Wrap angle

2014-05-22

国家重点基础研究发展计划(973计划)项目(编号：2014CB049400)。

徐永福(1981—)，男，工程师，硕士研究生。

TD402

A

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