馬云燕

（晉能控股煤業(yè)集團四老溝礦大型設備管理隊，山西 大同 037000）

引言

礦用液壓絞車作為煤炭等資源開采行業(yè)的關鍵設備，是人員、礦物、材料與設備的關鍵運輸設備。因此，礦用液壓絞車的合理性，是影響投資、生產(chǎn)、效率以及成本的關鍵一環(huán)。對于礦用液壓絞車的優(yōu)化也成為提高企業(yè)效率，增加企業(yè)產(chǎn)量的關鍵課題。本文結合礦用液壓絞車在某礦生產(chǎn)中的實際使用情況，對傳統(tǒng)礦用液壓絞車的主軸進行分析與優(yōu)化，依據(jù)相關設計理論對礦用液壓絞車結構進行相應改造，提出新的優(yōu)化方案，使得礦用液壓絞車效率更高、安全性更強，減少在日常使用中的經(jīng)濟損耗。

1 礦用液壓絞車主軸分析

主軸上的離合器、聯(lián)軸器、軸承以及卷筒是礦用液壓絞車的主要工作部分，通過電動機傳動使得滾筒進行工作。主軸在工作狀態(tài)下起到承載的作用，通過電動機驅動時起到傳動作用。對礦用液壓絞車進行優(yōu)化設計，旨在降低工作狀態(tài)下由于受到外界負載力造成的殘余變形以及彈性變形，在滿足使用壽命的前提下使得絞車可以具有更好的安全性和可靠性。圖1為傳統(tǒng)礦用液壓絞車的主軸結構簡圖。

圖1 礦用液壓絞車主軸結構簡圖

負載量是礦用液壓絞車主軸性能優(yōu)化的重要指標，而負載量的決定因素為主軸的承載能力。負載量小于承載能力，可以大大提高主軸的使用壽命，提升安全性和可靠性，但會大大浪費生產(chǎn)成本，降低生產(chǎn)效率，降低企業(yè)效益；反之亦然。因此，需根據(jù)確定的主軸承載力合理搭配材料、結構、工藝等提高礦用液壓絞車的使用效率，延長使用壽命，更加合理地提高設備的安全性和可靠性[1-2]。

主軸的固定載荷節(jié)點主要有設備自重以及運輸?shù)牧慵闹亓?、滾筒上所纏繞的鋼絲繩的重量。絞車工作過程中，鋼絲繩的重量是隨著工作情況的不同而隨時變化的，該力方向朝下，對彎矩進行作用。絞車在貨物提升、空載提升以及不同拉伸長度下的工作狀態(tài)對于主軸的作用力是不相同的，即主軸所受鋼絲繩的作用力是在運動中變化的。在實際工作狀態(tài)下，滾筒與鋼絲繩之間會產(chǎn)生一定的角度，名為出繩角，在該工作狀態(tài)下產(chǎn)生彎矩的同時也會對主軸產(chǎn)生扭矩。因此，應根據(jù)不同的實際工作狀態(tài)進行不同狀態(tài)的載荷分析，這樣才可以更加準確地分析絞車使用情況。

圖2為主軸所受的固定載荷。其中：Pi為設備自重力，N；Pii為運輸零件自重力，N；Pik-x為主軸所受鋼絲繩的作用力，N。

圖2 礦用液壓絞車主軸受力圖

2 礦用液壓絞車主軸優(yōu)化方案

本文以某型礦用液壓絞車為研究對象，進行主軸優(yōu)化分析。主軸的優(yōu)化設計主要是在確保主軸受到外界作用力的情況下可以不存留殘余變形和發(fā)生過量的彈性變形，同時保證主軸的使用壽命符合要求?；谝陨显瓌t，本文將分析對于礦用液壓絞車主軸的結構以及相關尺寸進行計算確定，同時進行剛度、承載效驗，并在最后進行疲勞分析，以確保設計的科學性與可靠性。

2.1 主軸結構確定

對于礦用液壓絞車，主軸是質量最大的部分，大尺寸和大力矩的要求使得對剛強度以及加工工藝、安裝方面有很高的要求。因此，在設計過程中應注意以下幾點：

1）新主軸應便于加工、裝拆和調運。這就要求主軸零件定位需準確且工作狀態(tài)下零件不能有位置變動。

2）確定滾筒的固定方式。常見固定方式主要有切向鍵固定和靜配合固定兩種方式。鍵連接還需增設防退裝置，因此，本設計采用靜配合的固定方式。

3）應防止應力過于集中，保證主軸疲勞強度。

4）在對主軸進行鍛造時，應進行嚴格的機械性能和探傷試驗，防止主軸內(nèi)外部有裂紋或者損傷，使得主軸壽命縮短，安全可靠性降低。

5）主軸的鑄造材料應選用中碳鋼，常用45號鋼，該中碳鋼價格實惠，應力集中敏感度低，加工方便。同時，調質熱處理后，強度和耐磨性都有較大的加強，較為適合主軸的鑄造。

2.2 主軸尺寸確定

2.2.1 主軸長度

對于主軸長度，應在確保零件裝配與調整空間的前提下盡可能的緊湊。主要依據(jù)零件與軸的零件間距與軸向尺寸進行確定。主軸長度的確定應注意：第一，軸頭應比輪轂長度小2~3 mm，使主軸結構更加緊湊，保證牢固可靠；第二，對于有相對運動的零件應保持適當距離，以防相對運動使零件碰撞，造成不必要的損壞。

2.2.2 主軸直徑

主軸各段的直徑一般由受扭段最小處開始，依據(jù)主軸設計的零件位置以及安裝順序，逐級進行確定。其中，應注意：第一，主軸直徑應為圓整值，使加工簡單，方便檢驗；第二，主軸直徑應與零件的標準孔徑匹配，方便日后的零件更換；第三，滾動軸承的軸肩高度應小于內(nèi)圈厚度，方便拆卸；第四，非定位軸肩設計高度應很小，相差2~3 mm即可，主要為了后續(xù)拆卸方便。

計算公式為：其中：d為主軸直徑，mm；T為額定扭矩，N·mm；[τ]為許用切應力，MPa；F為最大靜張力差，本文取6 000 N；L為卷筒半徑，本文取1 500 mm。

通過計算可以得到如下尺寸（見圖3）。

圖3 尺寸示意圖（單位：mm）

2.2.3 主軸剛度的驗算

卷筒尺寸為3 m×3 m，軸承座長度為4 680 mm，如圖4為剛度驗算圖，根據(jù)圖4驗算偏轉角θ。

圖4 剛度驗算圖

其中：Fz為集中載荷，本文取11 000 N；L為1/2軸承座距離，本文取2 340 mm；dv為軸承位軸直徑，本文取380 mm。

通過查詢機械設計手冊可取偏轉角為0.001。，安裝雙支點進行計算，由于該位置為階梯軸的最小位置處，應將軸承直徑以dv進行計算，得出結論θ<[θ]，故該主軸符合剛度要求。同時，在440 mm與500 mm處的制動盤與卷筒位置，大于軸承直徑，也符合相應要求。

2.2.4 主軸承載驗算

軸承選用滑動軸承，材質為錫銻合金，內(nèi)孔直徑為380 mm，工作面為340 mm，接觸角選100°~120°，有效接觸為90°，則橫截面積S與最大靜張力P為：

式中：P為最大靜張力，MPa；S為橫截面積，mm2；Fz為集中載荷，N；[P]為許用應力，本文取20 MPa；L為工作面長度，mm；r為內(nèi)孔半徑，mm。

通過計算可知，P=1.21 MPa，遠遠小于[P]，符合要求。

2.3 疲勞強度分析

對上述情況進行有限元分析，并進行單元屬性定義、模型建立、生成模型、施加載荷并求解，然后進行疲勞計算可以得出：主軸疲勞壽命最小的位置在左邊軸承的軸肩處，得出的數(shù)值為1.226×105次。日常工作中，絞車的使用時間為20 h/d，其提升瞬間工況時間為5 s，由此可知，主軸達到疲勞壽命大約需要的時間為4 246 d，滿足設計使用要求[3-5]。

3 結論

以某型礦用絞車主軸實際使用狀況為依據(jù)，對主軸的尺寸進行了確定，然后運用相關理論對主軸進行了強度檢驗，確保主軸優(yōu)化設計的合理性與可靠性。通過討論分析，該設計符合主軸要求，進行疲勞分析后可知，其使用壽命長于原主軸，壽命提升較大，安全性、可靠性大幅度提升。