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        某礦副井天輪失效分析

        2011-01-23 09:25:16張全平
        科學(xué)之友 2011年3期
        關(guān)鍵詞:天輪輪輻副井

        張全平

        (山西汾西礦業(yè)集團(tuán),山西 介休 032000)

        某礦副井天輪失效分析

        張全平

        (山西汾西礦業(yè)集團(tuán),山西 介休 032000)

        從提升機(jī)與天輪的布置形式、載荷、結(jié)構(gòu)等方面,分析了某礦φ4 m大型天輪早期失效機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)噪聲較大的原因。

        天輪失效;偏載;軸向力;軸承

        1 副井提升系統(tǒng)概況及天輪使用情況

        1.1 副井提升系統(tǒng)概況

        某煤礦副井采用立井開拓方式,井筒直徑8.0 m,裝備兩套提升容器,一套為1.5 t礦車雙層四車寬罐配平衡錘系統(tǒng);另一套為1.5 t礦車雙層四車窄罐配特制高罐系統(tǒng)。除提升矸石、升降人員和物料外,寬罐還擔(dān)負(fù)升降整體大型設(shè)備的任務(wù)。寬、窄罐在提升矸石及下放物料時為雙層四車配載,井口、井底采用沉罐方式裝罐,高罐下放長材時其對側(cè)窄罐應(yīng)配四輛空車或兩輛重車。井口、井底設(shè)人員上下平臺,兩層同時進(jìn)出罐。

        采用落地式摩擦提升系統(tǒng),兩套提升機(jī)布置在同一側(cè),為避免干涉兩臺提升機(jī)在平面布置上提升機(jī)軸線相對于天輪軸線偏轉(zhuǎn)1°(見圖1的提升系統(tǒng)布置圖)。

        圖1 提升系統(tǒng)布置圖

        提升機(jī)為JKMD-4X4(Z)型落地式多繩摩擦輪提升機(jī),主導(dǎo)輪直徑為φ4 m,提升鋼絲繩直徑為φ40 mm,天輪直徑為φ4 m。

        1.2 副井天輪使用情況

        該煤礦副井提升系統(tǒng)1996年5月正式投入使用。在生產(chǎn)中發(fā)現(xiàn)提升系統(tǒng)運(yùn)行時天輪噪聲較大,高于同類煤礦天輪運(yùn)轉(zhuǎn)噪聲水平。2001年5月其中一套天輪發(fā)生故障,表現(xiàn)為一側(cè)軸承失效,滾子研磨變形并脫落、保持架完全損壞。經(jīng)檢查軸承座的密封沒有損壞,軸承座內(nèi)沒有侵入泥、水等雜質(zhì)。2003年6月又有一套天輪的固定端支座軸承損壞,檢查發(fā)現(xiàn)軸承外圈剝蝕,其中有長10 mm,寬5 mm,深2 mm的剝蝕坑。高罐天輪的輪轂連接螺栓斷裂過兩次,軸瓦磨損嚴(yán)重,有銅屑溢出。

        天輪是提升系統(tǒng)內(nèi)的一個重要單元,按《煤炭安全規(guī)程》規(guī)定必須每天檢查,并作檢查記錄。天輪的安全可靠性對煤礦安全生產(chǎn)影響極大。大型模壓天輪結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造成本較高,使用壽命一般在20年以上,而此礦有的天輪僅使用7年就失效,應(yīng)認(rèn)真分析原因,積極采取改善措施。

        2 副井天輪技術(shù)參數(shù)驗(yàn)算及分析

        2.1 技術(shù)參數(shù)驗(yàn)算

        在4個提升容器中,寬罐所受載荷最大,現(xiàn)以寬罐為例驗(yàn)算天輪的受力。

        2.1.1 天輪徑向力Fj

        表1 主提升鋼絲繩終端張力(F繩)表

        表2天輪徑向載荷(Fj)表

        2.1.2 天輪軸向力FZ

        由于提升機(jī)主導(dǎo)輪軸線相對于天輪軸線有1°夾角,運(yùn)行中天輪受到軸向力作用。

        式中:F繩:鋼絲繩終端載荷;

        α:提升鋼絲繩與天輪中心線夾角,α=1°。

        表3 天輪軸向力(FZ)表

        2.1.3 提升機(jī)軸向力FZT

        式中:F繩:鋼絲繩最大繩端載荷;

        β:提升機(jī)主導(dǎo)輪中心線與提升鋼絲繩夾角,β=1°。

        表4 提升機(jī)軸向力(FZT)表

        2.1.4 輪體強(qiáng)度校核

        2.1.4.1 受力分析

        輻受力情況比較復(fù)雜。天輪在旋轉(zhuǎn)式每根輪輻都承受重復(fù)的交變載荷,當(dāng)運(yùn)動到圍包角范圍內(nèi)受壓,在圍包角范圍以外大部分受拉。此外,輪輻在繩槽對稱平面還產(chǎn)生彎曲變形。按行業(yè)通用方法,將輪輻視為一根壓桿進(jìn)行穩(wěn)定校核,不考慮彎曲變形的影響,按照鋼絲繩破斷時位于鋼絲繩圍包范圍內(nèi)的輪輻所受的瞬時載荷(為最大值)進(jìn)行計算。

        2.1.4.2 穩(wěn)定性校核

        (1)輪輻基本參數(shù)

        (2)計算載荷N:

        取相鄰兩輪輻之間的的輪緣上的徑向壓力的合力N為計算載荷:

        式中S0:絲破斷拉力總和,主提升鋼絲繩選用6×25TS(12/121)BR(9/3)FC/40ZAB6V×37S+FC,鋼絲破斷拉力總和為 1 215 kN。

        11.25°:兩輪輻之間的夾角

        (3)輪輻柔度λ

        式中:μ:長度系數(shù),模壓天輪輪輻按兩端鉸接計算,μ=1;

        l:輪輻計算長度,l=1.45 m;

        i:輪輻慣性半徑,i=5.34 mm。

        (4)輪輻許可壓力 A〔σw〕

        式中ф與P壓桿縱向彎曲時許用應(yīng)力折減系數(shù),根據(jù)柔度λ查表ф=0.96;

        l:輪輻計算長度,l=1.45 m;

        i:輪輻慣性半徑,i=5.34 mm。

        (5)計算結(jié)果

        N

        2.1.5 軸承壽命校核

        (1)輪軸徑向負(fù)荷FZJ

        式中α:提升機(jī)出繩仰角之半,α=35°/2=17.5°

        Q:天輪自重,Q=246 kN

        F繩:主提升鋼絲繩終端載荷,取平均值F繩=546 kN

        (2)每個軸承徑向負(fù)荷Fr

        (3)固定軸承徑向負(fù)荷Fa

        (4)當(dāng)量動負(fù)荷Fa

        (5)核算 Lh

        按常規(guī)取Lh=13 000 h,則所需當(dāng)量動負(fù)荷C1為:

        原天輪采用3113776雙列向心球面滾子軸承,C1=2380kN,則原天輪軸承壽命Lh=5 600 h。

        可見,由于軸向力影響,原天輪軸承使用壽命遠(yuǎn)低于常規(guī)天輪的使用壽命(Lh=13 000 h)。

        2.2 失效原因分析

        天輪工作于低速重載、頻繁起動、反復(fù)變向、變速及制動的工作狀態(tài),工況較惡劣,采用張力自平衡懸掛裝置后,在一個提升循環(huán)中,一組天輪之間的相對滑動比較頻繁,相對轉(zhuǎn)角比較大,最大可達(dá)180°,因此對軸瓦的潤滑要求較高。

        2.2.1 軸承失效原因分析

        由于天輪安裝條件較差,安裝精度難以保證,井架受力后難免有些變形,固很難保證兩側(cè)軸承的同心度,因此需選用調(diào)心軸承。此礦天輪采用GB286-64 3113776型雙列向心球面滾子軸承。雙列向心球面滾子軸承調(diào)心性好,但承受軸向負(fù)荷的能力較差。在天輪結(jié)構(gòu)設(shè)計時,為滿足軸的熱脹冷縮效應(yīng),有一端軸承是可以軸向游動的。這樣,當(dāng)天輪受軸向力時,只能由固定側(cè)軸承的一排滾子承受,由于滾子受力不均勻邊緣應(yīng)力很大,會引起滾子和滾道的早期點(diǎn)蝕,繼而造成軸承過早失效。由前面計算可知,當(dāng)承受軸向力時,以平均繩端荷載計算,計算壽命為5 600 h,低于常規(guī)13 000 h,軸承疲勞壽命大大降低。

        2.2.2 噪聲異常分析

        天輪轉(zhuǎn)動時發(fā)出噪聲,經(jīng)分析有以下幾個原因:

        (1)加工過程中,如果消除應(yīng)力不徹底,或者在組裝過程中產(chǎn)生了裝配應(yīng)力,在運(yùn)轉(zhuǎn)時這種應(yīng)力會引起噪聲。

        (2)軸瓦的固定裝置由于交變應(yīng)力作用后產(chǎn)生開焊,導(dǎo)致軸瓦與軸之間產(chǎn)生相互運(yùn)動,這時也會引起噪聲。

        (3)天輪輪輻受力情況比較復(fù)雜。天輪在運(yùn)轉(zhuǎn)時每根輪輻都承受反復(fù)的交變載荷,當(dāng)運(yùn)動到圍包角范圍內(nèi)時受壓,在圍保角范圍以外大部分受拉。當(dāng)天輪受軸向力時,輪輻在繩槽對稱平面還產(chǎn)生彎曲變形。由于制造難度和運(yùn)輸方面的原因,輪緣制成對稱剖分式的,組裝使用螺栓連接。由于整體剛性較差,輪輻、輪緣在交變載荷的作用下產(chǎn)生應(yīng)力與應(yīng)變,發(fā)出噪聲。

        2.2.3 軸瓦磨損分析

        軸瓦正常運(yùn)轉(zhuǎn)時,允許有一定的磨損量,由于安裝誤差,導(dǎo)致受力不均勻,或軸瓦松動、潤滑不充分或潤滑脂變質(zhì)時,則會產(chǎn)生嚴(yán)重磨損或燒瓦現(xiàn)象。

        2.2.4 連接螺栓斷裂分析

        若螺栓緊固力矩不夠,在受到徑向和軸向交變載荷作用下,可能發(fā)生松動。連接松動會產(chǎn)生較大的沖擊振動載荷,就會引起螺栓疲勞斷裂。

        2.2.5 天輪結(jié)構(gòu)分析

        限于當(dāng)時條件,對這種低速重載荷的設(shè)計和制造經(jīng)驗(yàn)、手法都不是完全成熟,例如,軸瓦與輪轂采用單鍵連接,偏弱,導(dǎo)致輪轂上固定鍵的擋塊易開焊,從而產(chǎn)生松動,潤滑結(jié)構(gòu)也不是很合理。

        5 結(jié)束語

        綜上所述,由于布置原因?qū)е绿燧喪茌^大軸向力,加上天輪結(jié)構(gòu)上的不足,及安裝誤差和井架受力后產(chǎn)生變形導(dǎo)致受力不均勻是產(chǎn)生故障的原因。

        The Analysis of Sheave Failure in an Auxiliary Shaft

        Zhang Quanping

        The article,from the arrangement form,load and structure aspects of elevator and sheave,analyzesφ4 m large-scale sheave machine's earlyfailure causingnoisyoperation in a mining.

        sheave failure;partial load;axial force;bearing

        TD652

        A

        1000-8136(2011)05-0014-03

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