徐永福 王衛(wèi)鋒 鄒聲勇 杜 波 劉勁軍

(1.洛陽(yáng)礦山機(jī)械工程設(shè)計(jì)研究院，河南 洛陽(yáng) 471039;2.礦山重型裝備國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室.河南 洛陽(yáng) 471039;3.中信重工機(jī)械股份有限公司，河南 洛陽(yáng) 471039)

塔式礦井提升機(jī)圍包角對(duì)摩擦輪應(yīng)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(yáng)礦山機(jī)械工程設(shè)計(jì)研究院，河南 洛陽(yáng) 471039;2.礦山重型裝備國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室.河南 洛陽(yáng) 471039;3.中信重工機(jī)械股份有限公司，河南 洛陽(yáng) 471039)

為探討塔式礦井提升機(jī)圍包角對(duì)摩擦輪應(yīng)力的影響，以JKM-4X4Ⅲ井塔式摩擦提升機(jī)(國(guó)標(biāo)參數(shù))為實(shí)例，建立對(duì)應(yīng)的提升機(jī)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(zhuǎn)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(duì)不同圍包角工況下的模型進(jìn)行應(yīng)力計(jì)算，得到了提升機(jī)摩擦輪不同位置處循環(huán)疲勞應(yīng)力值及摩擦輪循環(huán)疲勞應(yīng)力隨圍包角變化的分布規(guī)律：圍包角180°～190°時(shí)，應(yīng)力值變化相對(duì)比較平緩；圍包角195°時(shí)，應(yīng)力變化梯度明顯增大。研究結(jié)果為井塔式摩擦提升機(jī)主軸裝置設(shè)計(jì)以及現(xiàn)場(chǎng)安裝時(shí)圍包角的選取提供了可靠的理論基礎(chǔ)。

提升機(jī) 摩擦輪 ABAQUS 循環(huán)疲勞應(yīng)力 圍包角

礦井提升機(jī)是聯(lián)系井下和地面的樞紐設(shè)備，因此也被稱為地下礦山的“咽喉設(shè)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(jī)的核心部件，在整個(gè)提升過(guò)程中起到關(guān)鍵作用[2]。目前，隨著礦產(chǎn)量的日益提高，對(duì)提升機(jī)的安全性和可靠性要求也越來(lái)越高；使得摩擦輪疲勞強(qiáng)度問題變得更加突出[3]。在不改變摩擦輪殼結(jié)構(gòu)下，現(xiàn)場(chǎng)安裝時(shí)所選的圍包角大小，將對(duì)摩擦輪疲勞應(yīng)力分布產(chǎn)生明顯影響。為了能夠使安裝時(shí)圍包角選擇更趨于合理，依據(jù)JKM-4X4井塔式摩擦提升機(jī)實(shí)體模型，借助于大型有限元分析軟件ABAQUS對(duì)摩擦輪疲勞強(qiáng)度進(jìn)行分析，得出摩擦輪疲勞應(yīng)力的分布以及圍包角對(duì)其疲勞應(yīng)力影響規(guī)律。為進(jìn)一步研發(fā)設(shè)計(jì)和現(xiàn)場(chǎng)安裝指導(dǎo)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(shí)主要考慮3種工況：①重載提升時(shí)加速階段；②重載提升時(shí)減速階段；③重載下放時(shí)減速階段[5]。摩擦輪兩側(cè)鋼絲繩的張力分別為：一側(cè)為Fmax，另一側(cè)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(chǔ)上分析計(jì)算。

1.2 摩擦輪受力

根據(jù)《GB/T10599—2010 多繩摩擦式提升機(jī)》確定JKM-4X4Ⅲ提升機(jī)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(jī)按工況①運(yùn)行時(shí)，假設(shè)左側(cè)為上升側(cè)，右側(cè)為下降側(cè)；鋼絲繩在其圍包角θ內(nèi)對(duì)輪殼產(chǎn)生徑向壓力，如圖1所示。其所受拉力載荷計(jì)算如下。

圖1 筒殼徑向載荷沿圓周分布

(1)左側(cè)鋼絲繩所受拉力：

(1)

(2) 右側(cè)鋼絲繩所受拉力:

(2)

式中，F(xiàn)max為提升機(jī)最大靜張力，kN；ΔF為提升機(jī)最大靜張力差，kN；K1為運(yùn)動(dòng)阻力系數(shù)，取0.1；a為提升時(shí)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(dǎo)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(duì)應(yīng)的中心角稱為圍包角。圍包角越小，接觸弧長(zhǎng)越短，接觸面間所產(chǎn)生的摩擦力總和也越小，會(huì)影響傳動(dòng)扭矩，導(dǎo)致鋼絲繩打滑。反之，如果圍包角選取過(guò)大，不僅增大摩擦力應(yīng)力，還會(huì)加大鋼絲繩的彎曲應(yīng)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(yīng)用中有著重要意義。

南非一般設(shè)定摩擦輪與導(dǎo)向輪之間縱向距離不小于0.5倍額定提升速度；而德國(guó)則使摩擦輪與導(dǎo)向輪之間縱向距離不小于200倍鋼絲繩直徑[9]，經(jīng)過(guò)實(shí)驗(yàn)證明兩者均符合使用要求。除此之外，提升機(jī)系統(tǒng)設(shè)計(jì)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(shí)對(duì)摩擦輪疲勞應(yīng)力的影響。

2 建立有限元模型

2.1 模型簡(jiǎn)化

主軸裝置的實(shí)體模型按工程設(shè)計(jì)尺寸建立。摩擦輪屬于整體焊接式結(jié)構(gòu)，做如下假設(shè)。

(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(duì)筒殼的壓力轉(zhuǎn)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(dòng)載荷對(duì)整個(gè)系統(tǒng)的影響。

主軸裝置幾何模型是一個(gè)較為復(fù)雜裝配體。由于本研究主要考查摩擦輪的強(qiáng)度，可以將主軸和摩擦輪通過(guò)焊接約束視其為一個(gè)整體，不考慮彼此之間的接觸關(guān)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?jiǎng)澐?/p>

建立有限元模型時(shí)，首先對(duì)摩擦輪進(jìn)行幾何體劃分，使每個(gè)分割體能夠劃分出結(jié)構(gòu)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(duì)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(jī)受力特點(diǎn)，將實(shí)際運(yùn)行中載荷經(jīng)過(guò)適當(dāng)處理后施加在有限元模型上。

提升機(jī)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(gè)參考點(diǎn)，將主軸上與軸承配合處表面與2個(gè)參考點(diǎn)分別進(jìn)行運(yùn)動(dòng)耦合，坐標(biāo)系采用主軸裝置自身坐標(biāo)系，需耦合6個(gè)方向自由度。約束傳動(dòng)側(cè)參考點(diǎn)6個(gè)方向自由度；非傳動(dòng)側(cè)參考點(diǎn)5個(gè)方向自由度，放開軸向運(yùn)動(dòng)自由度。

3 計(jì)算結(jié)果

3.1 應(yīng)力結(jié)果

計(jì)算結(jié)果給出了摩擦輪在不同圍包角下的最大主應(yīng)力與最小主應(yīng)力，如圖3～圖6示。

圖3 圍包角180°時(shí)摩擦輪應(yīng)力

3.2 結(jié)果分析

為了便于對(duì)比不同圍包角下摩擦輪上應(yīng)力變化，

圖4 圍包角185°時(shí)摩擦輪應(yīng)力

圖5 圍包角190°時(shí)摩擦輪應(yīng)力

圖6 圍包角195°時(shí)摩擦輪應(yīng)力

在摩擦輪上取4個(gè)測(cè)點(diǎn)，如圖7所示。1號(hào)測(cè)點(diǎn)在幅板人孔與護(hù)環(huán)相接處；2號(hào)測(cè)點(diǎn)在筒殼內(nèi)壁與幅板位置；3號(hào)測(cè)點(diǎn)在筒殼內(nèi)壁中心線位置；4測(cè)點(diǎn)在筒殼和支環(huán)相接位置。

圖7 卷筒測(cè)點(diǎn)位置

測(cè)點(diǎn)在不同圍包角下的應(yīng)力值見表1。

在相同外載荷下，當(dāng)圍包角達(dá)到195°時(shí)，每個(gè)測(cè)點(diǎn)循環(huán)疲勞應(yīng)力都達(dá)到最大值；但這個(gè)循環(huán)疲勞應(yīng)力最大值都在摩擦輪許用疲勞強(qiáng)度范圍內(nèi)；即180°～195°圍包角內(nèi)，摩擦輪疲勞強(qiáng)度能夠滿足使用要求。同時(shí)也可以看出，隨著圍包角的變大，各測(cè)點(diǎn)循環(huán)疲勞應(yīng)力值也隨之變大；在180°～190°時(shí)，循環(huán)疲勞應(yīng)力值變化相對(duì)比較平緩；當(dāng)圍包角達(dá)到195°時(shí)，循環(huán)疲勞應(yīng)力變化梯度明顯加大。

4 結(jié)論與建議

(1) 提升機(jī)正常工況下，所模擬圍包角下的測(cè)點(diǎn)循環(huán)疲勞應(yīng)力值都能夠滿足摩擦輪許用疲勞強(qiáng)度要求；后續(xù)應(yīng)該對(duì)摩擦輪穩(wěn)定性和焊縫殘余應(yīng)力進(jìn)行綜合研究。

表1 測(cè)點(diǎn)在不同包角下應(yīng)力值

(2)測(cè)點(diǎn)1循環(huán)疲勞應(yīng)力值最大，測(cè)點(diǎn)2循環(huán)疲勞應(yīng)力最?。粶y(cè)試點(diǎn)3和測(cè)試點(diǎn)4循環(huán)疲勞應(yīng)力介于兩者之間。

(3) 隨著圍包角的增大，各測(cè)點(diǎn)的循環(huán)疲勞應(yīng)力值也隨之增大；180°～190°時(shí)，應(yīng)力值變化相對(duì)比較平緩；當(dāng)圍包角達(dá)到195°時(shí)，應(yīng)力變化梯度明顯增大。

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

通過(guò)分析計(jì)算結(jié)果，得出了摩擦輪循環(huán)疲勞應(yīng)力的分布以及包角對(duì)循環(huán)疲勞應(yīng)力影響規(guī)律，為塔式提升機(jī)現(xiàn)場(chǎng)安裝和后續(xù)設(shè)計(jì)研制提供可靠的理論依據(jù)。

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(責(zé)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(guó)家重點(diǎn)基礎(chǔ)研究發(fā)展計(jì)劃(973計(jì)劃)項(xiàng)目(編號(hào)：2014CB049400)。

徐永福(1981—)，男，工程師，碩士研究生。

TD402

A

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