大高差下運帶式輸送機制動器設計方案研究

高 源

（中煤西安設計工程有限責任公司，陜西 西安 710054）

煤礦通常使用帶式輸送機來完成煤炭的運輸任務，帶式輸送機逐漸向著長距離、高帶速、大運量方向發展，致使井下帶式輸送機工況越來越復雜，尤其體現在大高差下運發電工況帶式輸送機中，復雜工況下的大傾角下運帶式輸送機中的制動器配置問題就顯得尤為重要。結合崖坪煤礦東二大巷帶式輸送機實際案例，在設計過程中對制動器的設計技術進行研究，針對設計方案中制動器的可靠性進行校核[1-6]。

1 東二大巷帶式輸送機理論計算

崖坪煤礦東二大巷帶式輸送機基本參數如下：輸送量Q=1800 t/h，全長3750 m，根據東二大巷開拓布置，確定下運高度340 m，帶寬B=1400 mm，帶速V=3.5 m/s，最大傾角-17°，電機正常工況下處于發電工況（屬于長運距，大高差帶式輸送機），驅動單元及制動器布置在輸送機機尾。

1.1 東二大巷帶式輸送機受力計算

圓周驅動力FU的計算：

式中：C為附加阻力系數，取1.05；f為模擬摩擦系數，取0.012（發電工況）；L為輸送機長度，L=3750 m；qRO為承載托輥單位長度旋轉部分質量，qRO=20.52 kg/m；qRU為回程托輥單位長度旋轉部分質量，qRU=7.76 kg/m；qB為單位長度輸送帶的質量，qB=65.8 kg/m；qG為單位長度輸送物料質量（qG=Q/3.6 V），qG=142.86 kg/m；FS1為主要特種阻力，FS1=18 933 N；FS2為附加特種阻力，FS2=5040 N；H為設備運行高度，H=-340 m（下運）；FSt為下運傾斜阻力，FSt=-476 495 N；帶式輸送機平均傾角δ=5°（最大處傾角17°）。

按照最不利發電工況（全程有煤）計算：FU=-312 704 N。

根據圓周驅動力計算出軸功率PA=FU×V/1000＝1094 kW，取電機綜合備用系數K=1.4 倍，計算電機功率N=K·PA=1532 kW，最終確定電機功率為3×560 kW。

通過計算逐點張力為：F1=289 810 N，F2=602 514 N，F1-2=445 750 N ，F3≈F4=30 704 N。逐點張力示意圖如圖1。

圖1 帶式輸送機逐點張力示意圖

1.2 東二大巷帶式輸送機制動力矩計算

東二大巷帶式輸送機總體為傾斜向下布置，全程有煤情況下電機做負工時為最不利工況，此種情況下制動停車工況制動力矩計算如下：

FB=（m1+m2）aB-FU* （2）

式中：FB為制動停車所需制動力，N；FU*為帶式輸送機制動時的驅動力，N；aB為帶式輸送機制動停車減速度，取aB=0.2 m/s2計算；m1為帶式輸送機運動體（輸送帶、物料和托輥）轉換到輸送帶上直線運動的等效質量，kg；m2為帶式輸送機運動旋轉部件（電機、減速機、聯軸器、滾筒）換算到輸送帶上直線運動的等效質量，kg。

全程滿負荷運輸情況下制動所需的制動力矩：

式中：n為驅動裝置數量，n=3；JiD為驅動單元旋轉部件的轉動慣量，kg·m2；ii為驅動單元旋轉部件至傳動滾筒的傳動比；r為傳動滾筒半徑，m；Ji為驅動單元轉動部件的轉動慣量，kg·m2；ri為滾筒半徑。

式中：f為模擬阻力系數，考慮滿負荷下運工況下，f取0.012；C為附加阻力系數，取C=1.05。

式中：MB為制動滾筒所需制動力矩，N·m；η為制動器到制動滾筒的傳動效率；制動器制動效率：η=1，i=1，D=1.4。

因此制動器的制動力矩M制=2MB=847 116 N·m。

2 制動器可靠性驗算

制動系統是帶式輸送機運行過程中的重要一環，制動效果也直接影響著帶式輸送機運行是否安全。大傾角下運帶式輸送機在滿負荷運行的過程中，一旦不能良好的制動，將會存在較大的安全隱患，在此種工況下大傾角下運帶式輸送機制動器的可靠性顯得尤為重要，以下對不同方案配置情況下制動器的可靠性進行理論計算驗證。

現有階段，當帶式輸送機需要緊急制動時，由于大傾角下運帶式輸送機下運作用力較大，可能會出現制動器施閘已經將制動滾筒完全制動，但由于高差較大物料在重力的作用下帶動膠帶繼續下滑，膠帶受到的下滑力大于制動滾筒與膠帶間的摩擦力繼續滑動，造成制動失效等情況，此時制動器的布置形式就需要慎重考慮，以下就結合東二大巷帶式輸送機制動器設計實際情況進行驗算。

根據帶式輸送機設計手冊中輸送帶不打滑公式：

式中：F2min為滾筒奔離點張力；FUmax為圓周驅動力；eμα為歐拉系數，為常數，與滾筒表面摩擦系數和膠帶圍包角有關，在《DT ⅡA 型帶式輸送機設計手冊》中表3-13 可查。

當帶式輸送機需要制動時，驅動電機斷電停機，制動器介入工作，此時傳動滾筒僅受制動力，不再受圓周驅動力。由于制動力與驅動力都是作用在傳動滾筒上，公式中FUmax可替換為F制用來校核制動工況下輸送帶不打滑條件，通過推導滿足不打滑條件為F2min/F制≥1/（eμα1-1） 。則可根據此公式用來驗證制動器不打滑條件。

通過以上理論計算帶式輸送機需要的總制動力矩為847 116 N·m，根據制動力矩反算作用在制動滾筒上的制動力為F制=1 271 150 N。帶式輸送機各點受力參數詳細計算結果見表1，當制動器施閘時，帶式輸送機僅受制動力，可利用歐拉系數推導公式進行不打滑驗算。

表1 帶式輸送機技術參數表

計算出總制動力矩，根據常規布置方式僅第一制動滾筒放置一臺制動器，α1=200°，根據歐拉系數查表eμα1=2.85。

根據不打滑推導公式F2min/F制=602 514/1 271 150=0.47 ＜1/(eμα1-1) ，不滿足不打滑條件；通過驗算此種布置方式由于作用在滾筒上的制動力過大，將制動滾筒制動后膠帶還會在制動滾筒上滑動，導致制動系統失效，存在嚴重安全隱患，所以此種布置方式不能滿足制動器選型條件。

3 提出解決方案

根據以上計算結果，提出制動器分散布置解決方案，即將2 臺制動器分別作用在2 個制動滾筒上，降低單一制動滾筒所承擔的制動力。根據不打滑公式計算原則，當帶面在滾筒上圍包角不變的情況下，減小作用力能有效降低帶面打滑情況。對布置兩臺制動器不打滑條件進行計算。則每個制動滾筒承擔的制動力為FB=F制/2=605 083 N，制動器布置如圖2。

圖2 制動器分散布置示意圖

第一制動滾筒放置一臺制動器：α1=200°，eμα1=2.85；不打滑條件：F2/FB=0.9 ≥1/(eμα1-1) ，滿足不打滑條件。

第二制動滾筒放置二臺制動器：α2=200°，eμα2=2.85；不打滑條件：F1-2/FB=0.7 ≥1/(eμα1-1) ，滿足不打滑條件。

通過驗算此種布置形式滿足制動滾筒不打滑條件，并能充分發揮制動器性能，以避免由于制動滾筒與膠帶打滑無法提供足夠的制動力矩從而造成的安全隱患。

4 結語

崖坪煤礦東二大巷帶式輸送機已于2022 年1月完成聯合試運轉，根據現場實際使用情況及檢測監控數據表明，該制動設備滿足帶式輸送機大傾角下運不同復雜工況應用的需求。通過以上理論計算研究從前期驗證了制動器配置方案，最大程度上減小了大傾角下運發電工況帶式輸送機因制動器配置方案不合理造成的制動失靈、帶面飛車等情況，為前期帶式輸送機制動器配置方案提供了有力依據。