ML360型連續(xù)采煤機驅(qū)動輪受力分析

史俊鵬

(陽煤集團 沙鋼礦業(yè)投資有限公司，山西 臨汾 043500)

0 引言

連續(xù)采煤機(連采機)以其先進的采煤技術(shù)和優(yōu)越的采煤性能在煤礦生產(chǎn)中發(fā)揮了重要作用。廣泛應(yīng)用于煤礦領(lǐng)域的ML360連采機采用履帶式行走機構(gòu)，采用這種結(jié)構(gòu)有效地降低了故障率，提高了整機的穩(wěn)定性。該連采機采用左、右行走機構(gòu)對稱布置，分別由一臺50 kW的交流變頻調(diào)速電機直接驅(qū)動驅(qū)動輪正反轉(zhuǎn)從而實現(xiàn)前進和后退。

驅(qū)動輪是連采機重要的驅(qū)動零件，其可靠的運行是保證煤礦高效生產(chǎn)的前提。當(dāng)連采機運行過程中，驅(qū)動輪受履帶交變應(yīng)力的作用，應(yīng)力和變形較大，故需要對驅(qū)動輪進行強度校核。為此，作者采用有限元法對連采機前進和后退兩種工況下的驅(qū)動輪進行強度分析，同時采用傳統(tǒng)的理論方法進行對比驗證。

1 連采機驅(qū)動輪結(jié)構(gòu)

1.1 相關(guān)參數(shù)

行走部是連采機各機構(gòu)的支承載體，其性能的好壞決定了連采機其他機構(gòu)的工作效率。要想準確地對驅(qū)動輪進行強度分析，需要了解其具體參數(shù)。通過調(diào)研得到行走部的主要參數(shù)如表1所示。

根據(jù)上述參數(shù)以及廠家的詳細資料，應(yīng)用目前主流的三維建模軟件SolidWorks對連采機驅(qū)動部進行三維實體建模，其主要由底座、履帶和驅(qū)動輪組成，具體模型裝配效果如圖1所示。

對于傳統(tǒng)的漸開線齒廓齒輪，由于漸開線齒廓的形狀決定了在過渡曲線變化處容易發(fā)生應(yīng)力集中現(xiàn)象，其中主要部位為齒根過渡圓弧段，而驅(qū)動輪輪廓不是漸開線齒廓，但仍然為懸臂式結(jié)構(gòu)，結(jié)構(gòu)最為薄弱的部位仍然為齒根部位。

表1 連采機行走部參數(shù)

圖1 ML360型連采機底座裝配模型

1.2 傳統(tǒng)強度校核方法

以連采機前進狀態(tài)為例，采用傳統(tǒng)的齒輪強度校核方法對驅(qū)動輪進行齒根彎曲強度校核，其計算公式為:

σF=Ft·Yz/(b·m).

(1)

其中:Ft為圓周力,取為19 kN；b為齒寬,取為50 mm；m為法向模數(shù),取為12.5 mm;Yz為綜合系數(shù)。

Yz=YFa·YSa·Yε·Yβ·KA·KV·KFβ·KFα.

(2)

其中：YFa為齒形系數(shù)；YSa為應(yīng)力修正系數(shù)；Yε為重合度系數(shù)；Yβ為螺旋角系數(shù)；KA為使用系數(shù)；KV為動載荷系數(shù)；KFβ為齒向載荷分布系數(shù)；KFα為齒間載荷分布系數(shù)；根據(jù)文獻[1]求得綜合系數(shù)Yz為1.5。

根據(jù)公式(1)，得到驅(qū)動輪的彎曲應(yīng)力σF為43.8 MPa。

2 有限元分析

鑒于有限元法的快速建模與強度分析能力，以及分析結(jié)果形象直觀等優(yōu)點，對驅(qū)動輪進行有限元受力分析。

有限元法主要流程為：將三維建模軟件建立的模型通過中間格式導(dǎo)入有限元分析軟件，通過添加載荷和邊界約束條件，從而對結(jié)構(gòu)進行應(yīng)力與應(yīng)變求解。

2.1 添加運動與載荷

連采機的牽引電機驅(qū)動驅(qū)動輪實現(xiàn)前進與后退，其主要的受力情況應(yīng)根據(jù)前進與后退時不同齒的受力情況進行單獨分析。在驅(qū)動輪運行過程中主要有4個齒與其相鄰的履帶板相互接觸，所以輪齒面上的作用力主要為履帶板對其的反作用力。與每塊履帶板相互接觸的驅(qū)動輪輪齒面上所受的力可分為垂直于齒面和與齒面相切的兩個分力。兩個分力大小可根據(jù)文獻[2]提出的方法來計算，驅(qū)動輪在前進和后退兩種工況下的輪齒受力計算結(jié)果如表2所示，其中X方向指與齒面垂直方向；Y向為與齒面相切方向，垂直于X方向。

表2 驅(qū)動輪前進后退時所受載荷 kN

在ANSYS界面中給行走輪單個齒添加垂直于齒面的法向載荷FX和FY，驅(qū)動輪齒內(nèi)部添加固定約束，釋放沿軸線旋轉(zhuǎn)的自由度，驅(qū)動輪施加約束與載荷如圖2所示[3]。

圖2 驅(qū)動輪施加約束與載荷

2.2 有限元分析結(jié)果

在有限元后處理模塊中添加等效應(yīng)力與變形，然后對驅(qū)動齒輪進行靜力學(xué)穩(wěn)態(tài)求解。當(dāng)驅(qū)動輪前進時其所受的應(yīng)力與變形分析結(jié)果如圖3所示；當(dāng)后退時，驅(qū)動輪所受的應(yīng)力與變形分析結(jié)果如圖4所示。

2.2.1 前進時驅(qū)動輪受力分析

從圖3(a)發(fā)現(xiàn)，驅(qū)動輪最大應(yīng)力位于驅(qū)動輪輪齒1的根部，最大應(yīng)力為47.1 MPa，齒輪齒根部位的應(yīng)力集中容易出現(xiàn)斷齒現(xiàn)象，與理論分析結(jié)果相比，誤差較小為7%；最大變形如圖3(b)所示，最大變形為0.018 mm，位于驅(qū)動輪輪齒1的齒頂端部位。

圖3 前進時驅(qū)動輪有限元應(yīng)力與變形分布

2.2.2 后退時驅(qū)動輪受力分析

從圖4(a)發(fā)現(xiàn)，驅(qū)動輪最大應(yīng)力位于受載輪齒3的根部，最大應(yīng)力為37.1 MPa；最大變形如圖4(b)所示，最大變形為0.017 mm，位于驅(qū)動輪輪齒3的頂端部位。通過以上分析，當(dāng)驅(qū)動輪后退時所受的應(yīng)力與變形均小于前進狀態(tài)。但承載位置處于不同的輪齒。

圖4 后退時驅(qū)動輪有限元應(yīng)力與變形分布

3 結(jié)語

針對連采機驅(qū)動輪容易失效問題，本文分別采用傳統(tǒng)齒輪強度計算公式與有限元法對ML360型連續(xù)采煤機的驅(qū)動輪處于前進和后退兩種工況下的輪齒受力情況進行分析以及強度校核。分析結(jié)果表明：驅(qū)動輪輪齒1齒根彎曲應(yīng)力偏大，而最大變形位于輪齒1的頂部，最大應(yīng)力遠小于驅(qū)動輪材料強度極限，驗證了驅(qū)動輪在兩種工況下是安全可靠的。與采用傳統(tǒng)方法相比，有限元計算齒輪彎曲應(yīng)力偏差為7%，驗證了有限元分析方法的準確性。

參考文獻：

[1] 郭光輝,吳斌斌,李玉波.ML360連續(xù)采煤機行走部的設(shè)計[J].煤礦機械,2016,37(8):102-104.

[2] 成大先.機械設(shè)計手冊[M].北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2004.

[3] 張強,付欣欣,王艷杰.ML340連續(xù)采煤機[J].煤礦機械,2010,31(11):136-138.