礦井主井提升機摩擦輪的改進設計及仿真分析

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狀充分分析調查的基礎上，提出提升機設備結構安全系數偏低、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狀分析

根據提升方式的不同，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了一定的裂紋。導致裂紋出現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象，需要在摩擦輪上設計專用于安裝酚醛的裝置，實現對酚醛襯墊的固定[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

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結構，而且內環均位于繩槽的下方。但是，由于支環結構相對較薄，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焊縫開裂的情況。上述問題的出現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，為解決傳統摩擦輪內支環結構本身的缺陷，在保證卷筒剛度的同時在卷筒外壁增加支環結構。同時，在外支環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后的效果如圖3 所示。

圖3 外支環結構示意圖（單位：mm）

外支環結構的設計直接取消了壓塊的作用，因此使得焊接外支環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，楔形槽還與外支環結構焊接為一體，保證卷筒的整體剛度。一般情況下，外支環的高度為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。在仿真模型中根據摩擦輪完成參數設定：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仿真結果如圖5 所示。

圖5 摩擦輪優化前后仿真結果對比

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

4 結語

提升機為煤礦生產的關鍵運輸系統，鑒于提升機由于載荷的動態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的安全性，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，采區在卷筒外壁焊接支環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，安全系數高達3.6。