大型礦井提升機(jī)主軸裝置的研究

趙 飛

（大同煤礦集團(tuán)同家梁礦， 山西 大同 037003）

引言

礦井提升機(jī)是煤礦生產(chǎn)中用于地上地下聯(lián)系的“咽喉”設(shè)備，是整個煤礦生產(chǎn)運(yùn)行的重要設(shè)備之一，不僅要將煤炭提升至地面，還負(fù)責(zé)將工人運(yùn)輸至井底，因此礦井提升機(jī)的安全可靠性直接影響到煤礦的安全生產(chǎn)和工人的人身安全。現(xiàn)有的礦井提升機(jī)主要有單繩纏繞式和多繩摩擦式，其中單繩纏繞式提升機(jī)應(yīng)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(jī)的主軸裝置進(jìn)行分析研究。

1 主軸裝置介紹

單繩纏繞式提升機(jī)可以分為單卷筒和雙卷筒兩種形式，單卷筒提升機(jī)只有一個固定滾筒，通過改變滾筒旋轉(zhuǎn)方向?qū)崿F(xiàn)鋼絲繩的收放；雙卷筒提升機(jī)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(zhuǎn)動，與單卷筒提升機(jī)相比，有利于調(diào)節(jié)鋼絲繩長度，并已逐漸取代單卷筒式提升機(jī)[1]。雙卷筒提升機(jī)主軸裝置結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 雙卷筒提升機(jī)主軸裝置結(jié)構(gòu)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(diào)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(jìn)行潤滑，防止摩擦產(chǎn)生大量熱量與熱應(yīng)力損壞主軸。在進(jìn)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(shè)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(yīng)力集中造成主軸變形。調(diào)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(zhuǎn)動，方便調(diào)節(jié)鋼絲繩長度和改變水平方向。

2 主軸靜力學(xué)仿真分析

主軸是提升機(jī)主軸裝置中最重要的部件，起傳遞轉(zhuǎn)矩的作用，要有足夠的強(qiáng)度和剛度才能保證提升機(jī)正常運(yùn)行。考慮到加工時和熱處理時的設(shè)備尺寸，主軸的尺寸不能過長，為了避免應(yīng)力集中，提高軸的疲勞強(qiáng)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(dá)到使用要求，主軸在精加工前必須經(jīng)過超聲波探傷檢測保證主軸內(nèi)部沒有缺陷，在加工完成后還需要進(jìn)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(dāng)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(yán)重，因此分析載荷位于主軸中部時的主軸受力情況，若其強(qiáng)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(jìn)行三維模型的建立，并導(dǎo)入到AnsysWorkbench中，在材料庫中對主軸的材料進(jìn)行定義，定義為45MnMo，彈性模量201 GPa，泊松比為0.3。對模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格屬性為Solid186單元，支持各向異性、塑性、應(yīng)力鋼化及大應(yīng)變能力。劃分好的網(wǎng)格如圖2所示。

圖2 主軸網(wǎng)格劃分圖

網(wǎng)格劃分完成后，對主軸進(jìn)行約束和施加載荷，根據(jù)實際工況，主軸的左端設(shè)置為固定約束fixed support，右端設(shè)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(jìn)行仿真分析，結(jié)果如圖3、圖4所示。

圖3 主軸靜力學(xué)仿真結(jié)果

圖3-1是主軸的等效應(yīng)力云圖，從圖中可看出，主軸的最大等效應(yīng)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(qiáng)度δs=835 MPa，根據(jù)第四強(qiáng)度理論，最大等效應(yīng)力δmax小于材料的屈服強(qiáng)度δs，主軸的強(qiáng)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(biāo)準(zhǔn)知大型礦用提升機(jī)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(xué)仿真可以看出，主軸的剛度和強(qiáng)度都能滿足使用需求，但提升機(jī)系統(tǒng)的實際工況為每天循環(huán)運(yùn)行，因此還需要對主軸裝置進(jìn)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(chǎn)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(wǎng)格劃分質(zhì)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(jié)果不會產(chǎn)生影響。將建立好的各零件模型進(jìn)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(dǎo)入AnsysWorkbench，給各零件定義材料屬性，對各零件定義配合關(guān)系，并進(jìn)行網(wǎng)格劃分，結(jié)果如圖5所示。

圖5 主軸裝置網(wǎng)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(jìn)行靜態(tài)疲勞分析，仿真結(jié)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(dá)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(jié)構(gòu)動力學(xué)分析，具有非常廣的實用價值，ANSYSWorkbench中有相應(yīng)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(jī)運(yùn)行速度才能得到坎貝爾圖，提升機(jī)正常運(yùn)行時的轉(zhuǎn)速為10～60 r/min，在此區(qū)間內(nèi)均勻設(shè)置12個速度作為參數(shù)進(jìn)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(shè)置為Yes，在轉(zhuǎn)子動力學(xué)選項Rotordynamics Controls中激活科里奧利效應(yīng)Coriolis Effect和坎貝爾圖 Campbell Diagram，在Number of Points中的數(shù)值要與我們設(shè)置的速度相對應(yīng)，設(shè)置完成后，對模型進(jìn)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(zhuǎn)方向、穩(wěn)定性和臨界轉(zhuǎn)速。結(jié)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(zhuǎn)速為436.06 r/min，遠(yuǎn)大于其實際工作時的轉(zhuǎn)速，因此在現(xiàn)場條件允許的情況下可以通過提高提升機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)速度的方法來提高其運(yùn)行效率。

4 結(jié)論

1）對主軸裝置中最重要的零件主軸進(jìn)行了靜力學(xué)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(jìn)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(dá)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(jìn)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(zhuǎn)速為436.06 r/min，遠(yuǎn)大于其實際工作時的轉(zhuǎn)速，因此在現(xiàn)場條件允許的情況下可以通過提高提升機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)速度的方法來提高其運(yùn)行效率。