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無(wú)極繩絞車是煤礦輔助運(yùn)輸?shù)闹饕O(shè)備之一，摩擦滾筒作為無(wú)極繩絞車的關(guān)鍵部件之一，其主要作用是纏繞鋼絲繩，并提供摩擦牽引力，從而完成動(dòng)力傳遞與物料運(yùn)輸任務(wù)。根據(jù)無(wú)極繩絞車摩擦滾筒工作性質(zhì)可知，摩擦滾筒強(qiáng)度是其一個(gè)重要性能參數(shù)，因此有必要從理論方面對(duì)其強(qiáng)度進(jìn)行有限元分析，從而為摩擦滾筒的設(shè)計(jì)和選型提供一定的理論依據(jù)。
從摩擦滾筒的結(jié)構(gòu)和工作原理可知，在摩擦滾筒表面上，摩擦滾筒所受力隨著鋼絲繩纏繞圈數(shù)的變化而變化。其所受外力主要來(lái)自鋼絲繩牽引力所轉(zhuǎn)變的纏繞作用力。鋼絲繩對(duì)摩擦滾筒的作用力主要有以下2個(gè)方面：(1)已纏到摩擦滾筒上的鋼絲繩圈數(shù)對(duì)滾筒表面的徑向壓力和滑動(dòng)摩擦力徑向壓力與筒體表面垂直，該力除對(duì)摩擦滾筒產(chǎn)生圓周方向的擠壓應(yīng)力外，還將引起滾筒局部彎曲應(yīng)力，其是影響滾筒強(qiáng)度的主要因素；滑動(dòng)摩擦力主要在2個(gè)方向產(chǎn)生作用效果：①沿摩擦滾筒轉(zhuǎn)動(dòng)反方向，作用是產(chǎn)生鋼絲繩牽引所需的摩擦牽引力；②沿摩擦滾筒軸向方向，作用是引導(dǎo)鋼絲繩沿摩擦滾筒軸向進(jìn)行滑動(dòng)，而不出現(xiàn)跳繩、咬繩等現(xiàn)象。(2)未纏到摩擦滾筒上的鋼絲繩繩拉力該力使摩擦滾筒產(chǎn)生彎曲和扭轉(zhuǎn)變形，但是由于摩擦滾筒截面慣性矩較大，此載荷引起的摩擦滾筒扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力和彎曲應(yīng)力都相對(duì)很小，一般計(jì)算時(shí)將此載荷忽略。
對(duì)無(wú)極繩絞車摩擦滾筒進(jìn)行強(qiáng)度分析時(shí)，只需考慮己纏繞到摩擦滾筒上的鋼絲繩對(duì)滾筒的作用力。根據(jù)相應(yīng)分析得知，由于纏繞鋼絲繩在摩擦滾筒表面的螺旋升角較小且螺旋升角對(duì)鋼絲繩牽引力影響較小，所以為了簡(jiǎn)化計(jì)算，將纏繞在摩擦滾筒上的螺旋繩圈視為封閉圓環(huán)且每一圈的鋼絲繩各點(diǎn)對(duì)摩擦滾筒作用力均相等。壓力沿鋼絲繩與摩擦滾筒接觸面均勻分布。根據(jù)無(wú)極繩絞車摩擦傳動(dòng)原理知，鋼絲繩在摩擦滾筒上通常纏繞3圈半或4圈，在此取整，即采用纏繞圈數(shù)為4圈來(lái)進(jìn)行受力分析計(jì)算。
(1)幾何模型建立無(wú)極繩絞車摩擦滾筒通過(guò)鑄造所得，所以摩擦滾筒模型相關(guān)參數(shù)均按鑄造件設(shè)置。本文利用Pro/E軟件對(duì)摩擦滾筒進(jìn)行三維建模，在建模的過(guò)程中，為了減少模型有限元計(jì)算時(shí)間，在保證精度的前提下，忽略對(duì)應(yīng)力分布影響較小倒角、螺紋孔等。將所建模型導(dǎo)入到ANSYS Workbench中并進(jìn)行相應(yīng)處理，如圖所示。 (2)載荷與邊界條件的確定根據(jù)無(wú)極繩絞車摩擦滾筒的工作性能可知，摩擦滾筒輪毅與軸的聯(lián)接采用過(guò)盈配合，所以可認(rèn)為滾筒軸向不可動(dòng)且聯(lián)接處變形很小，因此將摩擦滾筒輪毅與軸的聯(lián)接處看成邊界約束，其次由于本文僅對(duì)摩擦滾筒做靜態(tài)分析，因此將軸孔處視為固定全約束。在此由于摩擦滾筒與鋼絲繩均為彈性體，因此鋼絲繩與摩擦滾筒間的接觸為面接觸，且通過(guò)前節(jié)分析與計(jì)算己得出各圈鋼絲繩的接觸面大小，摩擦滾筒施加載荷和約束后的模型如圖所示。(3)結(jié)果分析對(duì)摩擦滾筒進(jìn)行有限元分析求解變形、應(yīng)力。由摩擦滾筒變形云圖(略)可以看出，摩擦滾筒大部分地方變形較小，在摩擦滾筒筒壁的外表面中間偏受載一側(cè)出現(xiàn)了最大變形量，這是由于摩擦滾筒為了減輕重量和方便搬運(yùn)在此處開(kāi)側(cè)孔，從而使得筒壁變薄，因此變形較大，最大值為0.0237mm，從總體看摩擦滾筒變形較小，滿足無(wú)極繩絞車設(shè)計(jì)要求。由摩擦滾筒的等效應(yīng)力云圖(略)可以看出，摩擦滾筒整體應(yīng)力較小，最大值約為62.2MPa。由于該摩擦滾筒材料為ZG310-570鑄鋼，屈服應(yīng)力為310MPa，取摩擦滾筒的安全系數(shù)為3，則許用應(yīng)力為187MPa，遠(yuǎn)大于摩擦滾筒的最大等效應(yīng)力。根據(jù)材料力學(xué)第四強(qiáng)度校核理論，摩擦滾筒強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。由以上變形和應(yīng)力分析可知，本摩擦滾筒的設(shè)計(jì)遠(yuǎn)超于其安全系數(shù)，在滿足設(shè)計(jì)要求的情況下，摩擦滾筒體積越小、重量越輕將更便于推廣和使用。所以有必要對(duì)其做進(jìn)一步優(yōu)化設(shè)計(jì)，從而得到更加合理的設(shè)計(jì)參數(shù)。
由以上理論分析知，腹板厚度、側(cè)孔大小將是決定摩擦滾筒質(zhì)量和應(yīng)力大小的主要因素，所以以摩擦滾筒質(zhì)量最輕為目標(biāo)函數(shù)，以滾筒腹板厚度、側(cè)孔大小為設(shè)計(jì)變量對(duì)摩擦滾筒進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，最后得相應(yīng)優(yōu)化結(jié)果如圖以及表所示。結(jié)合等效應(yīng)力圖和變形云圖以及優(yōu)化前后各參數(shù)對(duì)比表可知，在優(yōu)化后摩擦滾筒的應(yīng)力有一定的增加，增加約為0.06%，但遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于最大允許應(yīng)力；而摩擦滾筒的整體重量減小約為12%。由此可以看出在一定范圍內(nèi)減小摩擦滾筒腹板厚度的同時(shí)增大摩擦滾筒側(cè)孔大小，對(duì)應(yīng)力影響較小，但對(duì)減輕摩擦滾筒重量有著明顯效應(yīng)。
本文對(duì)無(wú)極繩絞車摩擦滾筒受載形式進(jìn)行了深入的理論分析，在理論分析的基礎(chǔ)上利用ANSYS軟件對(duì)摩擦滾筒進(jìn)行了強(qiáng)度分析與優(yōu)化設(shè)計(jì)，得出了摩擦滾筒腹板厚度和側(cè)孔大小對(duì)摩擦滾筒強(qiáng)度的影響關(guān)系，其為后續(xù)摩擦滾筒結(jié)構(gòu)的改進(jìn)設(shè)計(jì)提供一定的理論參考。
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