周廣林,　儲(chǔ)文君

(黑龍江科技學(xué)院 機(jī)械工程學(xué)院, 哈爾濱 150027)

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結(jié)構(gòu)變化對(duì)多繩摩擦式提升機(jī)主導(dǎo)輪應(yīng)力的影響

周廣林,儲(chǔ)文君

(黑龍江科技學(xué)院 機(jī)械工程學(xué)院, 哈爾濱 150027)

為了解決JKM型多繩摩擦式提升機(jī)主導(dǎo)輪開(kāi)裂開(kāi)焊問(wèn)題，獲得更合理的主導(dǎo)輪結(jié)構(gòu)，應(yīng)用Pro/E和有限元分析軟件對(duì)JKM-3.25/4型多繩摩擦式提升機(jī)主導(dǎo)輪進(jìn)行了有限元分析，對(duì)主導(dǎo)輪原結(jié)構(gòu)和加焊筋板后結(jié)構(gòu)進(jìn)行應(yīng)力分布測(cè)試，給出支輪與卷筒間徑向夾角對(duì)主導(dǎo)輪影響的應(yīng)力曲線(xiàn)，對(duì)結(jié)構(gòu)改造前后動(dòng)態(tài)參數(shù)進(jìn)行驗(yàn)證。結(jié)果表明：主導(dǎo)輪內(nèi)兩輪轂間的槽鋼及筋板對(duì)主導(dǎo)輪的整體應(yīng)力狀態(tài)影響不大，但對(duì)焊縫處的應(yīng)力產(chǎn)生影響。當(dāng)支輪與筒殼間的徑向夾角大于5°時(shí)，會(huì)惡化主導(dǎo)輪的整體受力情況；當(dāng)夾角取5°時(shí)，支輪與卷筒間焊縫的應(yīng)力及應(yīng)力波動(dòng)幅度最小，能夠改善主導(dǎo)輪工作應(yīng)力狀況，利于提高主導(dǎo)輪的使用壽命。

多繩摩擦式; 提升機(jī); 主導(dǎo)輪; 有限元分析

0　引　言

礦井提升設(shè)備是礦井的“咽喉”機(jī)械,擔(dān)負(fù)著礦井中有用礦石和矸石的提升以及人員、材料、設(shè)備的運(yùn)送任務(wù),是礦山生產(chǎn)中最重要的環(huán)節(jié)之一。摩擦式提升機(jī)對(duì)于大型礦井而言,應(yīng)用越來(lái)越廣泛。主導(dǎo)輪是多繩摩擦式提升機(jī)最重要的承力部件,雖然提升機(jī)主要承力部件的應(yīng)力水平較低,但使用壽命均要求在十幾到幾十年,摩擦式提升機(jī)實(shí)際工作中長(zhǎng)期處在交變應(yīng)力的作用下,容易發(fā)生開(kāi)焊和開(kāi)裂等現(xiàn)象,影響礦井的安全生產(chǎn)[1-2]。由于摩擦式提升機(jī)主導(dǎo)輪結(jié)構(gòu)對(duì)稱(chēng)而載荷非對(duì)稱(chēng),所以現(xiàn)在還沒(méi)有像纏繞式提升機(jī)那樣的應(yīng)力解析計(jì)算方法,應(yīng)力分布極為復(fù)雜。筆者以某礦業(yè)集團(tuán)多個(gè)礦使用的JKM-3.25/4型多繩摩擦式提升機(jī)主導(dǎo)輪為例,應(yīng)用有限元分析軟件,研究結(jié)構(gòu)變化對(duì)主導(dǎo)輪的應(yīng)力分布和剛度的影響,以期找出在不影響整機(jī)性能的情況下,能夠改善局部受力較高狀況的較理想結(jié)構(gòu)。

1　主導(dǎo)輪有限元分析模型

1.1摩擦式提升機(jī)主導(dǎo)輪上的外載荷

摩擦式提升是靠鋼絲繩和摩擦襯墊間的摩擦力,克服搭在主導(dǎo)輪上的鋼絲繩的張力差而傳遞作用力,從而實(shí)現(xiàn)提升作用,如圖1所示。主導(dǎo)輪上的摩擦襯墊將切向力(摩擦力)和徑向力(正壓力)傳遞給卷筒,且張力分布符合式(1)的歐拉公式:

Ff=S1-S2=S2(eμφ-1),

(1)

式中:Ff——鋼絲繩與摩擦襯墊之間的摩擦力,N;

S1——鋼絲繩在與主導(dǎo)輪相遇點(diǎn)張力,N;

S2——鋼絲繩在與主導(dǎo)輪奔離點(diǎn)張力,N;

μ——鋼絲繩與摩擦襯墊之間的摩擦系數(shù),取0.25;

φ——鋼絲繩在主導(dǎo)輪上的圍包角,取195π/180。

當(dāng)摩擦力為最大靜張力差180 kN時(shí),按此工況計(jì)算每條襯墊環(huán)面的徑向力P(θ)和切向力Ff(θ):

(2)

(3)

式中:D——主導(dǎo)輪名義直徑,取3.25 m;

t——襯墊寬度,取0.08 m。

圖1　載荷分布Fig. 1　Load distribution

1.2主導(dǎo)輪幾何模型及有限元模型

1.2.1主導(dǎo)輪結(jié)構(gòu)的變化

某礦業(yè)集團(tuán)JKM-3.25/4型多繩摩擦式提升機(jī)使用一段時(shí)間后,主導(dǎo)輪內(nèi)槽鋼與輪轂之間的筋板發(fā)生開(kāi)焊現(xiàn)象,影響礦井的安全生產(chǎn)。使用單位采用在裂焊處進(jìn)行修補(bǔ)的方法,效果不佳。如圖2所示,筆者應(yīng)用應(yīng)力均化原理[3],在原筋板兩側(cè)對(duì)稱(chēng)加焊兩塊和原筋板規(guī)格相同的筋板,如圖2b,期望減低焊縫處的應(yīng)力,用以研究結(jié)構(gòu)改變對(duì)整體結(jié)構(gòu)應(yīng)力和原筋板焊縫處的應(yīng)力影響。

圖2　主導(dǎo)輪結(jié)構(gòu)Fig. 2　Leading wheel structure

有些卷筒與支輪接觸處發(fā)生開(kāi)焊、開(kāi)裂現(xiàn)象,說(shuō)明此處應(yīng)力較大,或有應(yīng)力集中現(xiàn)象。從受力角度出發(fā),改變支輪與卷筒間的角度,由垂直改變?yōu)榕c徑向成α角度,如圖3所示,用以研究支輪角度變化對(duì)焊縫處應(yīng)力的影響。

圖3　支輪與徑向夾角Fig. 3　Support wheel with radial angle

1.2.2幾何模型的建立

主導(dǎo)輪是一個(gè)大型復(fù)雜焊接體,在進(jìn)行整體分析時(shí),由于各部件之間采用焊接結(jié)構(gòu),將整個(gè)主導(dǎo)輪視為一個(gè)整體幾何結(jié)構(gòu),建立幾何模型[4-6]。為了得到較理想的有限元網(wǎng)格,應(yīng)用三維繪圖Pro/E軟件建立主導(dǎo)輪幾何模型,并對(duì)其適當(dāng)簡(jiǎn)化。考慮摩擦襯墊對(duì)主導(dǎo)輪的影響,將建立的主導(dǎo)輪幾何模型導(dǎo)入有限元軟件,直接在有限元ANSYS軟件中建立襯墊的幾何模型。

1.2.3有限元分析模型的建立

主導(dǎo)輪材料為16Mn,摩擦襯墊采用PVC塑料,因主導(dǎo)輪與摩擦襯墊兩個(gè)幾何模型材料不同,所以需分配不同的單元類(lèi)型。主導(dǎo)輪結(jié)構(gòu)較復(fù)雜,采用帶中間節(jié)點(diǎn)的六面體單元185,主導(dǎo)輪材料彈性模量取2×105MPa,泊松比0.3;摩擦襯墊結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單,采用節(jié)約資源的Solid Brick 8 node 45單元,彈性模量2.4×103MPa,泊松比0.3。選用智能網(wǎng)格劃分,等級(jí)為7級(jí)。主導(dǎo)輪與主軸間使用過(guò)盈配合,無(wú)相對(duì)運(yùn)動(dòng),故在輪轂與主軸接觸面一端采用軸向和周向全部約束,另一端采用軸向全部約束。因需施加服從歐拉分布的徑向力和切向力,所以在襯墊表面應(yīng)用表面效應(yīng)單元,力的大小由式(1)～(3)確定,ANSYS中的歐拉載荷施加時(shí),采用APDL語(yǔ)言編程,程序如下:

get,enmax,elem,,num,max

get,enmin,elem,,num,min

do,i,enmin,enmax

SET,ye,centrx(i)

SET,p,(180000*EXP(0.25*ye))/(4*3.25*0.08*EXP(0.25*0.851))

SET,t,0.25*(180000*EXP(0.25*ye))/(4*3.25*0.08*EXP(0.25*0.851))

esel,s,i

sfe,all,1,pres,p

sfe,all,2,pres,t

esel,s,i+1

end do

2　不同載荷分布的強(qiáng)度分析

為了使施加的載荷更加符合實(shí)際情況,考慮載荷對(duì)主導(dǎo)輪的影響。采用兩種方式施加載荷,一種方式忽略摩擦力對(duì)主導(dǎo)輪的影響,載荷為均布形式,直接施加面載荷;另一種方式考慮摩擦力對(duì)主導(dǎo)輪的影響,載荷為歐拉分布形式,按此方式施加載荷時(shí),結(jié)合表面效應(yīng)單元與APDL語(yǔ)言,不同載荷作用下主導(dǎo)輪應(yīng)力、應(yīng)變?cè)茍D如圖4所示。由圖4可知,載荷均布時(shí)應(yīng)力、應(yīng)變雙側(cè)均較大,而載荷成歐拉分布時(shí)應(yīng)力、應(yīng)變一側(cè)較大,且沿主導(dǎo)輪圓周向另一側(cè)逐漸減小。

由表1可知,當(dāng)載荷發(fā)生變化時(shí),載荷均布時(shí)主導(dǎo)輪上的最大應(yīng)力為19.50 MPa,載荷歐拉分布時(shí)主導(dǎo)輪上的最大應(yīng)力為6.20 MPa,減小了68.2%。主導(dǎo)輪上的最大應(yīng)力點(diǎn)的位置也發(fā)生了變化,由槽鋼與筋板焊縫處轉(zhuǎn)移到了支環(huán)上。

表1　主導(dǎo)輪上的最大應(yīng)力Table 1　Maximum stress on driven wheel

分析可知當(dāng)用均布載荷替代實(shí)際的歐拉載荷分布時(shí),主導(dǎo)輪上的最大應(yīng)力比實(shí)際的歐拉載荷分布大很多,這主要是由于兩種載荷作用時(shí),其最大應(yīng)力均為鋼絲繩上的最大靜張力,沿主導(dǎo)輪圓周方向均布要比歐拉分布大,所以當(dāng)忽略摩擦力時(shí),不能準(zhǔn)確地反映實(shí)際的受力情況,因?yàn)橹鲗?dǎo)輪上最大應(yīng)力點(diǎn)的位置和應(yīng)力分布均發(fā)生了明顯的變化,會(huì)影響主導(dǎo)輪分析的準(zhǔn)確性。

3　改變主導(dǎo)輪結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度分析

3.1槽鋼與輪轂間筋板對(duì)主導(dǎo)輪的影響

3.1.1結(jié)構(gòu)變化前后筋板與槽鋼間焊縫處應(yīng)力

由文獻(xiàn)[7]可知,加焊筋板不會(huì)影響主導(dǎo)輪整體的受力情況,但是主導(dǎo)輪結(jié)構(gòu)的變化會(huì)影響到結(jié)構(gòu)改變處局部受力情況。為了研究結(jié)構(gòu)改變前后對(duì)開(kāi)焊處的應(yīng)力影響,取距離載荷上方最近的筋板為研究對(duì)象,給出結(jié)構(gòu)變化前后原筋板與槽鋼之間焊縫處等效應(yīng)力分布,如圖5所示。

圖5　原筋板與槽鋼間焊縫處等效應(yīng)力曲線(xiàn)

Fig. 5Equivalent stress curve between raw ribs and steel welding seam

由圖5可知,筋板與槽鋼間焊縫處最大應(yīng)力值由4.23 MPa減小到3.99 MPa,減少了5.6%,加焊筋板后原焊縫處的等效應(yīng)力下降,阻止了應(yīng)力擴(kuò)張。以上分析表明,加焊筋板能夠在不影響整體受力的情況下對(duì)局部受力情況稍有改善,但由于應(yīng)力水平較低,對(duì)焊縫處支輪的應(yīng)力水平影響不大。

3.1.2將原結(jié)構(gòu)去掉筋板后對(duì)主導(dǎo)輪應(yīng)力的影響

為了更近一步研究筋板對(duì)主導(dǎo)輪強(qiáng)度的影響,在其他參數(shù)不變的情況下,將有限元模型中去掉原結(jié)構(gòu)中的筋板對(duì)主導(dǎo)輪進(jìn)行有限元分析。從分析結(jié)果可知:無(wú)筋板時(shí)主導(dǎo)輪應(yīng)力最大值為18.18 MPa,位置仍在支輪上人孔邊緣處,此結(jié)果表明主導(dǎo)輪內(nèi)的筋板對(duì)主導(dǎo)輪的整體受力情況影響不大。

為了分析筋板對(duì)主導(dǎo)輪主要承力部件——卷筒的應(yīng)力影響,取卷筒沿主軸方向中間剖面(卷筒徑向變形及應(yīng)力最大的剖面[7])為研究對(duì)象,等效應(yīng)力分布如圖6所示。

圖6　卷筒中間剖面等效應(yīng)力曲線(xiàn)分布

Fig. 6Distribution of equivalent stress curve of reel intermediate section

圖6中卷筒圓周起始點(diǎn)選鋼絲繩與主導(dǎo)輪輪殼作用的進(jìn)入點(diǎn),無(wú)筋板時(shí)卷筒上最大應(yīng)力為9.212 MPa,原結(jié)構(gòu)中卷筒上最大應(yīng)力為9.213 MPa,且等效應(yīng)力大小和曲線(xiàn)分布規(guī)律幾乎相同,這表明主導(dǎo)輪內(nèi)的筋板對(duì)主導(dǎo)輪主要承力部件卷筒的應(yīng)力幾乎沒(méi)有影響。

3.1.3主導(dǎo)輪結(jié)構(gòu)變化的實(shí)驗(yàn)分析與實(shí)踐改造

課題組曾對(duì)多臺(tái)纏繞式提升機(jī)主軸裝置的開(kāi)裂問(wèn)題應(yīng)用應(yīng)力均化原理進(jìn)行了成功的處理[3],對(duì)于摩擦式提升機(jī)筋板開(kāi)焊問(wèn)題,依此經(jīng)驗(yàn),進(jìn)行了圖1b所示的改造,即在離原筋板一定的距離內(nèi)兩側(cè)各加焊一塊筋板,收到了很好的效果。有限元計(jì)算分析表明:主導(dǎo)輪內(nèi)的筋板對(duì)主導(dǎo)輪主要承力部件卷筒及支輪的應(yīng)力影響很小,筋板開(kāi)焊的原因主要是焊接質(zhì)量差,并非應(yīng)力太大所致。課題組對(duì)第二臺(tái)開(kāi)焊的JKM-3.25/4型多繩摩擦式采取切除筋板的處理,并對(duì)處理前后該提升機(jī)的支輪與輪轂焊縫附近支輪應(yīng)力最大點(diǎn)的應(yīng)力進(jìn)行了測(cè)試。改造前焊縫處支輪的應(yīng)力為4.02 MPa,入孔邊緣處的最大應(yīng)力為17.85 MPa;改造后焊縫處支輪的應(yīng)力為4.28 MPa,入孔邊緣處的最大應(yīng)力為17.60 MPa。

3.2支輪與卷筒間徑向夾角對(duì)主導(dǎo)輪的影響

為了研究支輪與卷筒間徑向夾角對(duì)主導(dǎo)輪應(yīng)力的影響,在其他條件不變的情況下,改變支輪與卷筒間徑向夾角分別取0°、2°、3°、4°、5°、6°、9°,進(jìn)行主導(dǎo)輪支輪與卷筒焊接處的應(yīng)力分析,不同支輪與卷筒間徑向夾角的應(yīng)力值見(jiàn)表2。

表2不同徑向夾角時(shí)主導(dǎo)輪應(yīng)力最大值

Table 2Stress maximum value of different radial angle of main wheels

由表2可知,支輪與卷筒間徑向夾角在0°～5°范圍內(nèi)。隨著角度的增大應(yīng)力在減小,超過(guò)5°,主導(dǎo)輪的最大應(yīng)力值會(huì)隨著支輪與卷筒間徑向夾角的增加而增大。當(dāng)夾角大于6°時(shí),主導(dǎo)輪上的應(yīng)力值急劇增大,小于6°時(shí),應(yīng)力值變化不大。支輪與卷筒間徑向夾角成5°時(shí),會(huì)減弱鋼絲繩進(jìn)入點(diǎn)和脫離點(diǎn)應(yīng)力波動(dòng)的幅度,從而使疲勞對(duì)焊縫處的影響達(dá)到最小。從減小焊縫處應(yīng)力的角度,設(shè)計(jì)新型摩擦式提升機(jī)時(shí)支輪與筒殼之間的徑向夾角取5°會(huì)更合理。

4　結(jié)束語(yǔ)

JKM型多繩摩擦式提升機(jī)主導(dǎo)輪是重要的承力部件。文中應(yīng)用Pro/E軟件建立其幾何模型,再導(dǎo)入有限元軟件劃分網(wǎng)格、施加載荷和邊界條件,進(jìn)行有限元計(jì)算和分析。通過(guò)實(shí)驗(yàn)與實(shí)踐改造,研究了主導(dǎo)輪結(jié)構(gòu)改變對(duì)其強(qiáng)度的影響。

(1)主導(dǎo)輪內(nèi)槽鋼與輪轂間加焊或去掉筋板對(duì)主導(dǎo)輪的整體受力情況影響不大,但對(duì)焊縫處的應(yīng)力會(huì)產(chǎn)生影響,為解決筋板開(kāi)焊問(wèn)題,建議去掉筋板。

(2)設(shè)計(jì)新型摩擦提升機(jī)時(shí)，支輪與筒殼之間的徑向夾角建議取5°。

該研究為多摩擦提升機(jī)的主導(dǎo)輪的合理設(shè)計(jì)和技術(shù)改造提供了理論支持。

[1]潘英. 礦山提升機(jī)械設(shè)計(jì)[M]. 徐州: 中國(guó)礦業(yè)大學(xué)出版社, 2000.

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[7]儲(chǔ)文君. JKM-3.25/4型多繩摩擦式提升機(jī)主導(dǎo)輪有限元分析及優(yōu)化設(shè)計(jì)[D]. 哈爾濱: 黑龍江科技學(xué)院, 2011.

(編輯徐巖)

Stress influence of leading wheel on structural change of multi-rope friction hoist

ZHOUGuangling,CHUWenjun

(College of Mechanical Engineering, Heilongjiang Institute of Science & Technology, Harbin 150027, China)

Targeted at opened welding and cracking on leading wheel of the JKM type multirope friction the elevator to develop more reasonable leading wheel structure，this paper introduces the simulation of stress of the leading wheel in JKM-3.25/4 type multirope friction hoist-led round by means of Pro/E and finite element analysis of the leading wheel. The paper discusses measurement and test of stress distribution for the leading wheel of the original structure and welding rib structure, the development of stress curve associated with the effect of the radial angle between support wheel and roll radial on leading wheel, and verification of parameters before and after the structural transformation of dynamic. The results show that the channel and rib between the two hub-led round, with little impact on the overall stress state of the dominant round, exert effect on the stress of the weld.When radial angle between the support wheel and the cylinder shell is greater-than 5°, there occurs the deterioration of the overall force of the dominant round, when the radial angle is 5°, there occurs the minimum fluctuations in support wheel and roll between the weld stress and stress, thus improving the status of the leading wheel working stress and thus service life of the leading wheel.

multi-rope friction; hoist; leading wheel; finite element analysis

1671-0118(2012)03-0282-05

2012-04-19

周廣林(1961-),男,吉林省懷德人,教授,博士,研究方向:機(jī)械電子及基于聲強(qiáng)測(cè)量的寬帶聲全信息技術(shù),E-mail:guanglinzhou@163.com。

TD534.3

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