大型矿井提升机主轴装置的研究

赵 飞

（大同煤矿集团同家梁矿， 山西 大同 037003）

引言

矿井提升机是煤矿生产中用于地上地下联系的“咽喉”设备，是整个煤矿生产运行的重要设备之一，不仅要将煤炭提升至地面，还负责将工人运输至井底，因此矿井提升机的安全可靠性直接影响到煤矿的安全生产和工人的人身安全。现有的矿井提升机主要有单绳缠绕式和多绳摩擦式，其中单绳缠绕式提升机应用较为广泛，适用于深度较浅的矿井，本文对单绳缠绕式提升机的主轴装置进行分析研究。

1 主轴装置介绍

单绳缠绕式提升机可以分为单卷筒和双卷筒两种形式，单卷筒提升机只有一个固定滚筒，通过改变滚筒旋转方向实现钢丝绳的收放；双卷筒提升机是指在主轴上安装一个固定卷筒和一个游动卷筒，两卷筒间可以相对转动，与单卷筒提升机相比，有利于调节钢丝绳长度，并已逐渐取代单卷筒式提升机[1]。双卷筒提升机主轴装置结构如图1所示。

图1 双卷筒提升机主轴装置结构图

主轴采用45MnMo锻造后精加工成形，是主轴装置的主要受力部件。游动卷筒通过调绳离合器与主轴相连，固定卷筒则通过轮毂过盈连接在主轴上[2]。游动卷筒与主轴间采用轴瓦滑装，通过油杯注入润滑脂进行润滑，防止摩擦产生大量热量与热应力损坏主轴。在进行提升作业时，钢丝绳从固定卷筒上方和游动卷筒下方出绳，增设了过度装置避免出现钢丝绳咬绳现象，防止钢丝绳集中在主轴中部出现应力集中造成主轴变形。调绳离合器能使主轴和游动卷筒分离，使两个卷筒间可以相对转动，方便调节钢丝绳长度和改变水平方向。

2 主轴静力学仿真分析

主轴是提升机主轴装置中最重要的部件，起传递转矩的作用，要有足够的强度和刚度才能保证提升机正常运行。考虑到加工时和热处理时的设备尺寸，主轴的尺寸不能过长，为了避免应力集中，提高轴的疲劳强度，主轴的轴径变化处需要采用大直径圆角过渡。为了保证主轴的性能达到使用要求，主轴在精加工前必须经过超声波探伤检测保证主轴内部没有缺陷，在加工完成后还需要进行磁粉探伤检测保证加工表面没有裂纹。

主轴在提升过程中受到的力为各零件的重力及钢丝绳的拉力。各零件的重力作用点、大小和方向始终保持不变，但钢丝绳的拉力作用点会随着提升位置的不同而改变。当钢丝绳缠满固定卷筒一周时，此时钢丝绳拉力的作用位置在主轴中部，此时主轴的变形最为严重，因此分析载荷位于主轴中部时的主轴受力情况，若其强度及刚度可以满足使用要求，则其余工况也满足使用要求。

在三维软件中对主轴进行三维模型的建立，并导入到AnsysWorkbench中，在材料库中对主轴的材料进行定义，定义为45MnMo，弹性模量201 GPa，泊松比为0.3。对模型进行网格划分，网格属性为Solid186单元，支持各向异性、塑性、应力钢化及大应变能力。划分好的网格如图2所示。

图2 主轴网格划分图

网格划分完成后，对主轴进行约束和施加载荷，根据实际工况，主轴的左端设置为固定约束fixed support，右端设置为圆柱面约束，轴向无约束。将各零件的重力和钢丝绳的拉力施加到主轴表面，对主轴受力情况进行仿真分析，结果如图3、图4所示。

图3 主轴静力学仿真结果

图3-1是主轴的等效应力云图，从图中可看出，主轴的最大等效应力δmax为73.54 MPa，位置位于主轴左端固定约束处，即轴承安装位置。45MnMo的屈服强度δs=835 MPa，根据第四强度理论，最大等效应力δmax小于材料的屈服强度δs，主轴的强度满足使用要求，安全系数n=δs/δmax=11.37。

图3-2是主轴的变形云图，从图中可以看出，主轴的最大变形量为0.86475mm，位置在主轴的中部，钢丝绳拉力载荷的作用点。查标准知大型矿用提升机主轴的许用挠度为：

将主轴长度7400mm代入式（1）中，许用挠度值范围为0～2.22mm，主轴最大变形量0.86475mm未超出许用范围，主轴的刚度满足使用要求。

3 主轴装置的疲劳寿命和模态仿真分析

由对主轴的静力学仿真可以看出，主轴的刚度和强度都能满足使用需求，但提升机系统的实际工况为每天循环运行，因此还需要对主轴装置进行疲劳寿命和模态仿真，分析主轴装置的疲劳寿命薄弱点、避免主轴装置产生共振。

3.1 主轴装置仿真模型建立

使用三维软件建立主轴装置各个零件的三维模型，为了提高网格划分质量，减少计算占用资源，可以将零件中一些不重要的特种如圆角、小螺栓孔等特征忽略，对仿真结果不会产生影响。将建立好的各零件模型进行装配，组成主轴装置模型，如图4所示。

图4 主轴装置三维模型

将建立好的三维模型导入AnsysWorkbench，给各零件定义材料属性，对各零件定义配合关系，并进行网格划分，结果如图5所示。

图5 主轴装置网格划分图

3.2 疲劳寿命仿真分析

对主轴装置施加约束和载荷，进行静态疲劳分析，仿真结果如图6所示。

图6 主轴装置疲劳寿命（循环次数）计算云图

从图6可以看出，主轴的疲劳寿命最小循环次数为4.986×106，最先出现疲劳失效的零件是卷筒，高周疲劳所研究的范围通常是循环次数达到104～109，主轴的循环失效次数数量级为1014，超出了通常使用寿命。

3.3 模态仿真分析

模态分析是最基本的结构动力学分析，具有非常广的实用价值，ANSYSWorkbench中有相应的模块专门用于零件的模态分析。在仿真分析中需要提供多个提升机运行速度才能得到坎贝尔图，提升机正常运行时的转速为10～60 r/min，在此区间内均匀设置12个速度作为参数进行仿真分析。为了求解主轴装置的16阶模态，在Max modes to Find选项中修改为16，打开阻尼设置为Yes，在转子动力学选项Rotordynamics Controls中激活科里奥利效应Coriolis Effect和坎贝尔图 Campbell Diagram，在Number of Points中的数值要与我们设置的速度相对应，设置完成后，对模型进行求解，得到的坎贝尔图如图7所示。

图7 主轴装置在16阶模态下的坎贝尔图

从图7中可以看出，主轴装置在各阶模态下的旋转方向、稳定性和临界转速。结果表明主轴装置在各阶下的模态均是稳定的，在第一阶下的临界转速为436.06 r/min，远大于其实际工作时的转速，因此在现场条件允许的情况下可以通过提高提升机运转速度的方法来提高其运行效率。

4 结论

1）对主轴装置中最重要的零件主轴进行了静力学仿真，得出主轴最大变形量为0.86475mm未超出许用范围，主轴的刚度满足使用要求。

2）对主轴装置整体进行了疲劳寿命分析，得出主轴的疲劳寿命最小循环次数为4.986×106，最先出现疲劳失效的零件是卷筒，高周疲劳所研究的范围通常使循环次数达到104～109，主轴的循环失效次数数量级为1014，超出了通常使用寿命。

3）对主轴装置进行了模态分析，得出主轴装置在各阶下的模态均是稳定的，在第一阶下的临界转速为436.06 r/min，远大于其实际工作时的转速，因此在现场条件允许的情况下可以通过提高提升机运转速度的方法来提高其运行效率。