大型礦井提升機主軸裝置的研究

趙 飛

（大同煤礦集團同家梁礦， 山西 大同 037003）

引言

礦井提升機是煤礦生產中用于地上地下聯(lián)系的“咽喉”設備，是整個煤礦生產運行的重要設備之一，不僅要將煤炭提升至地面，還負責將工人運輸至井底，因此礦井提升機的安全可靠性直接影響到煤礦的安全生產和工人的人身安全?，F(xiàn)有的礦井提升機主要有單繩纏繞式和多繩摩擦式，其中單繩纏繞式提升機應用較為廣泛，適用于深度較淺的礦井，本文對單繩纏繞式提升機的主軸裝置進行分析研究。

1 主軸裝置介紹

單繩纏繞式提升機可以分為單卷筒和雙卷筒兩種形式，單卷筒提升機只有一個固定滾筒，通過改變滾筒旋轉方向實現(xiàn)鋼絲繩的收放；雙卷筒提升機是指在主軸上安裝一個固定卷筒和一個游動卷筒，兩卷筒間可以相對轉動，與單卷筒提升機相比，有利于調節(jié)鋼絲繩長度，并已逐漸取代單卷筒式提升機[1]。雙卷筒提升機主軸裝置結構如圖1所示。

圖1 雙卷筒提升機主軸裝置結構圖

主軸采用45MnMo鍛造后精加工成形，是主軸裝置的主要受力部件。游動卷筒通過調繩離合器與主軸相連，固定卷筒則通過輪轂過盈連接在主軸上[2]。游動卷筒與主軸間采用軸瓦滑裝，通過油杯注入潤滑脂進行潤滑，防止摩擦產生大量熱量與熱應力損壞主軸。在進行提升作業(yè)時，鋼絲繩從固定卷筒上方和游動卷筒下方出繩，增設了過度裝置避免出現(xiàn)鋼絲繩咬繩現(xiàn)象，防止鋼絲繩集中在主軸中部出現(xiàn)應力集中造成主軸變形。調繩離合器能使主軸和游動卷筒分離，使兩個卷筒間可以相對轉動，方便調節(jié)鋼絲繩長度和改變水平方向。

2 主軸靜力學仿真分析

主軸是提升機主軸裝置中最重要的部件，起傳遞轉矩的作用，要有足夠的強度和剛度才能保證提升機正常運行?？紤]到加工時和熱處理時的設備尺寸，主軸的尺寸不能過長，為了避免應力集中，提高軸的疲勞強度，主軸的軸徑變化處需要采用大直徑圓角過渡。為了保證主軸的性能達到使用要求，主軸在精加工前必須經過超聲波探傷檢測保證主軸內部沒有缺陷，在加工完成后還需要進行磁粉探傷檢測保證加工表面沒有裂紋。

主軸在提升過程中受到的力為各零件的重力及鋼絲繩的拉力。各零件的重力作用點、大小和方向始終保持不變，但鋼絲繩的拉力作用點會隨著提升位置的不同而改變。當鋼絲繩纏滿固定卷筒一周時，此時鋼絲繩拉力的作用位置在主軸中部，此時主軸的變形最為嚴重，因此分析載荷位于主軸中部時的主軸受力情況，若其強度及剛度可以滿足使用要求，則其余工況也滿足使用要求。

在三維軟件中對主軸進行三維模型的建立，并導入到AnsysWorkbench中，在材料庫中對主軸的材料進行定義，定義為45MnMo，彈性模量201 GPa，泊松比為0.3。對模型進行網格劃分，網格屬性為Solid186單元，支持各向異性、塑性、應力鋼化及大應變能力。劃分好的網格如圖2所示。

圖2 主軸網格劃分圖

網格劃分完成后，對主軸進行約束和施加載荷，根據實際工況，主軸的左端設置為固定約束fixed support，右端設置為圓柱面約束，軸向無約束。將各零件的重力和鋼絲繩的拉力施加到主軸表面，對主軸受力情況進行仿真分析，結果如圖3、圖4所示。

圖3 主軸靜力學仿真結果

圖3-1是主軸的等效應力云圖，從圖中可看出，主軸的最大等效應力δmax為73.54 MPa，位置位于主軸左端固定約束處，即軸承安裝位置。45MnMo的屈服強度δs=835 MPa，根據第四強度理論，最大等效應力δmax小于材料的屈服強度δs，主軸的強度滿足使用要求，安全系數(shù)n=δs/δmax=11.37。

圖3-2是主軸的變形云圖，從圖中可以看出，主軸的最大變形量為0.86475mm，位置在主軸的中部，鋼絲繩拉力載荷的作用點。查標準知大型礦用提升機主軸的許用撓度為：

將主軸長度7400mm代入式（1）中，許用撓度值范圍為0～2.22mm，主軸最大變形量0.86475mm未超出許用范圍，主軸的剛度滿足使用要求。

3 主軸裝置的疲勞壽命和模態(tài)仿真分析

由對主軸的靜力學仿真可以看出，主軸的剛度和強度都能滿足使用需求，但提升機系統(tǒng)的實際工況為每天循環(huán)運行，因此還需要對主軸裝置進行疲勞壽命和模態(tài)仿真，分析主軸裝置的疲勞壽命薄弱點、避免主軸裝置產生共振。

3.1 主軸裝置仿真模型建立

使用三維軟件建立主軸裝置各個零件的三維模型，為了提高網格劃分質量，減少計算占用資源，可以將零件中一些不重要的特種如圓角、小螺栓孔等特征忽略，對仿真結果不會產生影響。將建立好的各零件模型進行裝配，組成主軸裝置模型，如圖4所示。

圖4 主軸裝置三維模型

將建立好的三維模型導入AnsysWorkbench，給各零件定義材料屬性，對各零件定義配合關系，并進行網格劃分，結果如圖5所示。

圖5 主軸裝置網格劃分圖

3.2 疲勞壽命仿真分析

對主軸裝置施加約束和載荷，進行靜態(tài)疲勞分析，仿真結果如圖6所示。

圖6 主軸裝置疲勞壽命（循環(huán)次數(shù)）計算云圖

從圖6可以看出，主軸的疲勞壽命最小循環(huán)次數(shù)為4.986×106，最先出現(xiàn)疲勞失效的零件是卷筒，高周疲勞所研究的范圍通常是循環(huán)次數(shù)達到104～109，主軸的循環(huán)失效次數(shù)數(shù)量級為1014，超出了通常使用壽命。

3.3 模態(tài)仿真分析

模態(tài)分析是最基本的結構動力學分析，具有非常廣的實用價值，ANSYSWorkbench中有相應的模塊專門用于零件的模態(tài)分析。在仿真分析中需要提供多個提升機運行速度才能得到坎貝爾圖，提升機正常運行時的轉速為10～60 r/min，在此區(qū)間內均勻設置12個速度作為參數(shù)進行仿真分析。為了求解主軸裝置的16階模態(tài)，在Max modes to Find選項中修改為16，打開阻尼設置為Yes，在轉子動力學選項Rotordynamics Controls中激活科里奧利效應Coriolis Effect和坎貝爾圖 Campbell Diagram，在Number of Points中的數(shù)值要與我們設置的速度相對應，設置完成后，對模型進行求解，得到的坎貝爾圖如圖7所示。

圖7 主軸裝置在16階模態(tài)下的坎貝爾圖

從圖7中可以看出，主軸裝置在各階模態(tài)下的旋轉方向、穩(wěn)定性和臨界轉速。結果表明主軸裝置在各階下的模態(tài)均是穩(wěn)定的，在第一階下的臨界轉速為436.06 r/min，遠大于其實際工作時的轉速，因此在現(xiàn)場條件允許的情況下可以通過提高提升機運轉速度的方法來提高其運行效率。

4 結論

1）對主軸裝置中最重要的零件主軸進行了靜力學仿真，得出主軸最大變形量為0.86475mm未超出許用范圍，主軸的剛度滿足使用要求。

2）對主軸裝置整體進行了疲勞壽命分析，得出主軸的疲勞壽命最小循環(huán)次數(shù)為4.986×106，最先出現(xiàn)疲勞失效的零件是卷筒，高周疲勞所研究的范圍通常使循環(huán)次數(shù)達到104～109，主軸的循環(huán)失效次數(shù)數(shù)量級為1014，超出了通常使用壽命。

3）對主軸裝置進行了模態(tài)分析，得出主軸裝置在各階下的模態(tài)均是穩(wěn)定的，在第一階下的臨界轉速為436.06 r/min，遠大于其實際工作時的轉速，因此在現(xiàn)場條件允許的情況下可以通過提高提升機運轉速度的方法來提高其運行效率。