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無極繩絞車是煤礦輔助運輸的主要設備之一，摩擦滾筒作為無極繩絞車的關鍵部件之一，其主要作用是纏繞鋼絲繩，并提供摩擦牽引力，從而完成動力傳遞與物料運輸任務。根據無極繩絞車摩擦滾筒工作性質可知，摩擦滾筒強度是其一個重要性能參數，因此有必要從理論方面對其強度進行有限元分析，從而為摩擦滾筒的設計和選型提供一定的理論依據。
從摩擦滾筒的結構和工作原理可知，在摩擦滾筒表面上，摩擦滾筒所受力隨著鋼絲繩纏繞圈數的變化而變化。其所受外力主要來自鋼絲繩牽引力所轉變的纏繞作用力。鋼絲繩對摩擦滾筒的作用力主要有以下2個方面：(1)已纏到摩擦滾筒上的鋼絲繩圈數對滾筒表面的徑向壓力和滑動摩擦力徑向壓力與筒體表面垂直，該力除對摩擦滾筒產生圓周方向的擠壓應力外，還將引起滾筒局部彎曲應力，其是影響滾筒強度的主要因素；滑動摩擦力主要在2個方向產生作用效果：①沿摩擦滾筒轉動反方向，作用是產生鋼絲繩牽引所需的摩擦牽引力；②沿摩擦滾筒軸向方向，作用是引導鋼絲繩沿摩擦滾筒軸向進行滑動，而不出現跳繩、咬繩等現象。(2)未纏到摩擦滾筒上的鋼絲繩繩拉力該力使摩擦滾筒產生彎曲和扭轉變形，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剪應力和彎曲應力都相對很小，一般計算時將此載荷忽略。
對無極繩絞車摩擦滾筒進行強度分析時，只需考慮己纏繞到摩擦滾筒上的鋼絲繩對滾筒的作用力。根據相應分析得知，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鋼絲繩牽引力影響較小，所以為了簡化計算，將纏繞在摩擦滾筒上的螺旋繩圈視為封閉圓環且每一圈的鋼絲繩各點對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。根據無極繩絞車摩擦傳動原理知，鋼絲繩在摩擦滾筒上通常纏繞3圈半或4圈，在此取整，即采用纏繞圈數為4圈來進行受力分析計算。
(1)幾何模型建立無極繩絞車摩擦滾筒通過鑄造所得，所以摩擦滾筒模型相關參數均按鑄造件設置。本文利用Pro/E軟件對摩擦滾筒進行三維建模，在建模的過程中，為了減少模型有限元計算時間，在保證精度的前提下，忽略對應力分布影響較小倒角、螺紋孔等。將所建模型導入到ANSYS Workbench中并進行相應處理，如圖所示。 (2)載荷與邊界條件的確定根據無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接采用過盈配合，所以可認為滾筒軸向不可動且聯接處變形很小，因此將摩擦滾筒輪毅與軸的聯接處看成邊界約束，其次由于本文僅對摩擦滾筒做靜態分析，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，且通過前節分析與計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)結果分析對摩擦滾筒進行有限元分析求解變形、應力。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出現了最大變形量，這是由于摩擦滾筒為了減輕重量和方便搬運在此處開側孔，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，滿足無極繩絞車設計要求。由摩擦滾筒的等效應力云圖(略)可以看出，摩擦滾筒整體應力較小，最大值約為62.2MPa。由于該摩擦滾筒材料為ZG310-570鑄鋼，屈服應力為310MPa，取摩擦滾筒的安全系數為3，則許用應力為187MPa，遠大于摩擦滾筒的最大等效應力。根據材料力學第四強度校核理論，摩擦滾筒強度滿足設計要求。由以上變形和應力分析可知，本摩擦滾筒的設計遠超于其安全系數，在滿足設計要求的情況下，摩擦滾筒體積越小、重量越輕將更便于推廣和使用。所以有必要對其做進一步優化設計，從而得到更加合理的設計參數。
由以上理論分析知，腹板厚度、側孔大小將是決定摩擦滾筒質量和應力大小的主要因素，所以以摩擦滾筒質量最輕為目標函數，以滾筒腹板厚度、側孔大小為設計變量對摩擦滾筒進行優化設計，最后得相應優化結果如圖以及表所示。結合等效應力圖和變形云圖以及優化前后各參數對比表可知，在優化后摩擦滾筒的應力有一定的增加，增加約為0.06%，但遠遠小于最大允許應力；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減小摩擦滾筒腹板厚度的同時增大摩擦滾筒側孔大小，對應力影響較小，但對減輕摩擦滾筒重量有著明顯效應。
本文對無極繩絞車摩擦滾筒受載形式進行了深入的理論分析，在理論分析的基礎上利用ANSYS軟件對摩擦滾筒進行了強度分析與優化設計，得出了摩擦滾筒腹板厚度和側孔大小對摩擦滾筒強度的影響關系，其為后續摩擦滾筒結構的改進設計提供一定的理論參考。
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