趙海斌

（山西焦煤集團有限責任公司屯蘭礦， 山西 古交 030200）

引言

提升機為煤礦生產的運輸系統(tǒng)之一，承擔著煤炭、矸石以及人員的運輸任務，其運輸效率對于保證煤礦的生產能力具有重要意義。在對當前礦井提升機應用現(xiàn)狀充分分析調查的基礎上，提出提升機設備結構安全系數(shù)偏低、結構冗余、使用壽命短以及占地面積大等問題[1]。而且，隨著工作面開采的進行，部分提升機在深井工況下的提升量偏小，且提升效率偏低，制約著煤礦生產能力的提升。本文將結合實際生產工況完成主井提升機的選型設計。

1 多繩摩擦式提升機應用現(xiàn)狀分析

根據(jù)提升方式的不同，可將提升機分為纏繞式提升機和多繩摩擦式提升機。其中，纏繞式提升機又可以分為單繩纏繞式和多繩纏繞式。單繩纏繞式提升機主要應用于深度較淺礦井的提升任務；而多繩纏繞式提升機主要應用于深井提升任務，但是運輸不方便，占地面積較大。多繩摩擦式提升機分為落地式和井塔式兩種，落地式提升機主要應用于深井提升，但是換繩難度較大；井塔式提升機同樣適用于深井提升且鋼絲繩使用壽命較長，但是該類型提升機的價格偏高[2]。

為滿足深井的運輸需求，本文采用井塔式的多繩摩擦式提升機完成煤炭的運輸任務。傳統(tǒng)多繩摩擦式提升機的結構如圖1 所示，主要包括有主軸裝置、制動器、車槽裝置、液壓站、電動機和操作臺[3]。其中，主軸裝置和摩擦輪為提升機的關鍵部件。

圖1 傳統(tǒng)多繩摩擦式提升機結構示意圖

在實際應用中主軸裝置需要承擔整個提升任務中的主要載荷，非常容易失效；同時，由于主軸裝置上的載荷處于動態(tài)變化，從而對主軸的疲勞壽命和抗沖擊性能提出了更高的要求。

對于摩擦輪而言，為提高滾筒內壁的剛度，在其內部增加了支環(huán)結構，該結構存在焊接強度不足、檢修難度大等問題；同時，需要在摩擦輪上加工多個螺栓孔以保證襯墊的配合精度，對應的加工成本和工作量也有所增加。

本文重點對多繩摩擦式提升機關鍵部件——摩擦輪進行優(yōu)化設計。

2 新型摩擦輪的設計

2.1 新型摩擦輪結構設計

2.1.1 楔形槽

通過對多繩摩擦式提升機的失效形式及原因進行總結，對應摩擦輪的主要失效形式為疲勞破壞，主要在卷筒殼體的螺栓附近出現(xiàn)了一定的裂紋。導致裂紋出現(xiàn)的根本原因為通過在摩擦輪表面鉆孔完成酚醛的安裝，通過螺栓形式進行連接。為從根本上解決在螺栓孔處的疲勞裂紋現(xiàn)象，需要在摩擦輪上設計專用于安裝酚醛的裝置，實現(xiàn)對酚醛襯墊的固定[4]。

可用于對襯墊安裝的結構包括有在摩擦輪表面設計T 型槽結構和楔形槽結構。其中，T 型槽雖然能夠解決襯墊穩(wěn)定安裝問題，但是該型槽在安裝拆卸方面的難度較大。鑒于楔形槽結構內壁角為漸變的，可直接解決T 型槽拆卸安裝困難的問題。因此，在摩擦輪表面加裝楔形槽結構，如下頁圖2 所示。

圖2 楔形槽結構示意圖

2.1.2 外支環(huán)

卷筒為纏繞鋼絲繩的部件，為保證卷筒的剛度，在其內壁上焊接內環(huán)結構，而且內環(huán)均位于繩槽的下方。但是，由于支環(huán)結構相對較薄，導致焊接的難度較大，工作量大。同時，直接對內環(huán)焊接容易導致加大焊接殘余應力，從而導致其在運行過程出現(xiàn)焊縫開裂的情況。上述問題的出現(xiàn)不僅影響正常的運輸任務，而且對應的檢修工作量也較大[5]。

因此，為解決傳統(tǒng)摩擦輪內支環(huán)結構本身的缺陷，在保證卷筒剛度的同時在卷筒外壁增加支環(huán)結構。同時，在外支環(huán)結構的基礎上將其與楔形槽焊接為一體，并增加加強肋板，進一步增加卷筒的強度。在卷筒外壁增加支環(huán)后的效果如圖3 所示。

圖3 外支環(huán)結構示意圖（單位：mm）

外支環(huán)結構的設計直接取消了壓塊的作用，因此使得焊接外支環(huán)的摩擦輪結構更為緊湊，整體質量明顯減小。

2.2 新型摩擦輪尺寸設計

楔形槽結構為本次優(yōu)化設計的重點。多繩摩擦式提升機所安裝襯墊的寬度為96 mm，因此將對應的楔形槽的寬度尺寸設計為100 mm，以方便襯墊的安裝與拆卸。

楔形槽通過焊接的方式與卷筒外壁固定，為減少焊接應力且便于焊接工藝的實施，將楔形槽的底邊厚度設定為15 mm。設計依據(jù)如下：為保證摩擦輪的剛度，要求楔形槽與摩擦輪接觸的底邊厚度為鋼絲繩間距的0.5 倍。本文所研究多繩摩擦式提升機鋼絲繩的間距為300 mm。

同時，楔形槽還與外支環(huán)結構焊接為一體，保證卷筒的整體剛度。一般情況下，外支環(huán)的高度為100 mm。因此，將楔形槽的高度設定為100 mm+10 mm=110 mm。

所設計的新型摩擦輪楔形槽的結構及尺寸如圖4 所示。

圖4 楔形槽結構及尺寸示意圖（單位：mm）

為保證摩擦輪的整體剛度，選用16Mn 為材料加工摩擦輪。

3 新型摩擦輪校核仿真

為驗證本次針對提升機摩擦輪的改進效果，對改進前后的摩擦輪進行有限元分析，對其應力和應變進行對比。本次仿真基于SolidWorks 三維軟件建立三維模型后導入ANSYS 軟件中對摩擦輪的結構進行靜力學分析。在仿真模型中根據(jù)摩擦輪完成參數(shù)設定：材料屈服強度為345 MPa，泊松比為0.31，材料的彈性模量為212 GPa。根據(jù)實際工況，在仿真模型中施加1.56 MPa 的面載荷于楔形槽內。

改進前后摩擦輪在上述載荷的應力和安全系數(shù)仿真結果如圖5 所示。

圖5 摩擦輪優(yōu)化前后仿真結果對比

如圖5 仿真結果所示，優(yōu)化后摩擦輪所承受的最大應力為58.3 MPa，對比優(yōu)化前的71.8 MPa 有明顯的改進效果；優(yōu)化后摩擦輪的安全系數(shù)為3.6，遠優(yōu)于優(yōu)化前的1.78。

4 結語

提升機為煤礦生產的關鍵運輸系統(tǒng)，鑒于提升機由于載荷的動態(tài)變化其關鍵部件摩擦輪和主軸裝置所面臨沖擊嚴重，極易造成疲勞失效，從而影響提升機運輸?shù)陌踩?，進而影響運輸效率。本文針對多繩摩擦式提升機摩擦輪內環(huán)結構焊接操作不變且焊接應力集中，螺栓孔周圍開裂的問題，采區(qū)在卷筒外壁焊接支環(huán)結構并與楔形槽結構焊接為一體的改進形式提升卷筒的剛度。經仿真分析后可知：優(yōu)化后的摩擦輪最大應力為71.8 MPa，遠小于其材料的屈服強度345 MPa，安全系數(shù)高達3.6。