采煤機(jī)截割部驅(qū)動輪疲勞強(qiáng)度及壽命預(yù)測

張 釗,王智慧,郝力強(qiáng)

(山西平舒煤業(yè)有限公司,山西 晉中 045400)

煤炭是我國主要的能源[1],隨著人類經(jīng)濟(jì)發(fā)展的需要對于煤炭資源的需求量愈來愈大,而采煤機(jī)作為綜采工作面的主要采煤機(jī)械,隨著采煤深度的增加,井下工作環(huán)境變化極度惡劣,為了保證井下開采效益和安全的作業(yè)環(huán)境,對采煤機(jī)的可靠性提出巨大考驗(yàn)[2]。截割部是采煤機(jī)主要部件之一,其承擔(dān)截煤和裝煤的任務(wù),由滾筒和和搖臂組成[3],而搖臂中主要安設(shè)采煤機(jī)齒輪驅(qū)動系統(tǒng),齒輪系統(tǒng)機(jī)構(gòu)多并且繁雜,有一些外部激勵如[4]:載荷工況的變化;同時也存在內(nèi)部激勵如:齒輪副在隨時間變化時的剛度與嚙合的誤差,并且由于在裝配過程中加工工藝等一系列的影響因素,造成齒輪與箱體等之間存在間隙。而且在實(shí)際作業(yè)中,復(fù)雜工況環(huán)境都會對齒輪壽命造成影響,從而引起齒側(cè)間隙。

國內(nèi)很多專家學(xué)者對采煤機(jī)截割部穩(wěn)定性進(jìn)行了研究:朱衛(wèi)波等[5]通過對截割部行星減速器的仿真分析,得出了齒輪嚙合接觸力隨著負(fù)載程線性變化。謝苗等[6]研究了含間隙的采煤機(jī)截割部傳動系統(tǒng)的非線性動力學(xué)特性,建立了考慮齒側(cè)間隙的采煤機(jī)截割部齒輪系統(tǒng)動力學(xué)模型。毛君等[7]基于剛?cè)狁詈隙囿w接觸動力學(xué)理論,對采煤機(jī)截割部傳動系統(tǒng)進(jìn)行了系統(tǒng)的研究,并以RecurDyn為平臺建立了包含傳動系統(tǒng)齒輪,軸承和傳動軸的采煤機(jī)截割部模型。盛永林[8]針對MG200/446-WD型薄煤層采煤機(jī)截割部殼體強(qiáng)度不足、高速軸軸承頻繁損壞和齒輪傳動噪聲大及行星減速器可靠性差等問題,分別從截割部殼體材質(zhì)與結(jié)構(gòu)、行星減速器等角度進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計(jì)。

本文主要利用ANSYS有限元分析軟件對搖臂齒輪傳動系統(tǒng)惰性驅(qū)動輪進(jìn)行靜力學(xué)仿真分析,得到惰性齒輪驅(qū)動系統(tǒng)的應(yīng)力應(yīng)變云圖,對比分析仿真結(jié)果后,找出最危險的齒輪。利用ANASYS-Ncode壽命分析軟件,分別對惰性驅(qū)動輪進(jìn)行壽命分析,找到各零部件工作過程中最容易損傷部位,可為采煤機(jī)截割部傳動系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)提供依據(jù)。

1 采煤機(jī)截割部惰性驅(qū)動輪模型建立

采煤機(jī)截割部驅(qū)動輪共分為7級,所有齒輪均選用漸開線直齒輪,如圖1所示使用驅(qū)動電機(jī)帶動驅(qū)動輪1將動力依次進(jìn)行進(jìn)行傳動,最終經(jīng)過驅(qū)動輪7將電機(jī)動力傳送到一級和二級行星減速器中。

圖1 采煤機(jī)截割部三維圖Fig.1 3D diagram of cutting unit of shearer

按照采煤機(jī)截割部驅(qū)動輪傳動方式使用Pro/E建模軟件參數(shù)化建立的驅(qū)動輪系三維模型如圖2所示。

圖2 截割部惰性驅(qū)動輪Fig.2 Idle gear in cutting unit

根據(jù)表1中采煤機(jī)截割部驅(qū)動輪各個驅(qū)動輪的參數(shù)建立采煤機(jī)截割部驅(qū)動輪模型如圖3所示。

圖3 采煤機(jī)截割部三維模型Fig.3 3D model of cutting unit of shearer

2 惰性驅(qū)動輪系強(qiáng)度分析

采用ANASYS Workbench有限元仿真軟件多惰性驅(qū)動輪系進(jìn)行強(qiáng)度分析,首先將Pro/E參數(shù)化建立的惰性驅(qū)動輪系三維模型導(dǎo)入Workbench中(如圖4所示);隨后設(shè)置惰性驅(qū)動輪的材料屬性,選用SAE1018-209QT,其密度ρ=7 850 kg/m3,彈性模量為E=2.07×105MPa,泊松比v=0.3,屈服強(qiáng)度σs=696 MPa。接著對惰性驅(qū)動輪進(jìn)行網(wǎng)格劃分,采用掃掠網(wǎng)格劃分方法,共劃分了55 053個節(jié)點(diǎn),25 859個單元,網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖4所示。

齒輪傳動過程中,齒輪與齒輪之間的嚙合在于二者的節(jié)圓部位,因此,我們在施加載荷的時候要考慮兩個齒輪嚙合點(diǎn),保證施加的載荷位于漸開線部位。但是,齒輪在嚙合過程中轉(zhuǎn)動,這個位置也在變化。無論兩個齒輪怎么變化,怎么轉(zhuǎn)動,他們的接觸部位,一定有一個相對穩(wěn)定的接觸區(qū)間,我們只要找到這一小部分面積的位置與大小,對于分析齒輪受力,施加載荷是非常有幫助的。

兩個齒輪在嚙合是穩(wěn)定受力面積為:

S=KD.

(1)

式中:K表示齒輪寬度,135 mm;D表示齒輪齒間固定接觸面積。

法向載荷和齒輪齒寬決定齒輪的線載荷,因此線載荷數(shù)學(xué)模型如下：

(2)

(3)

式中:pn表示齒輪所受到的載荷,kN/m2;ρ′表示當(dāng)量曲率半徑，mm。

4-a 驅(qū)動輪導(dǎo)入

4-b 驅(qū)動輪網(wǎng)格圖4 惰性驅(qū)動輪模型設(shè)置Fig.4 Idle driving wheel model

在正常工作時,主動輪具有角速度,輸出驅(qū)動力矩的作用,從動輪具有角速度,受阻力矩的作用。在靜態(tài)分析中,假設(shè)主動輪和從動輪嚙合的瞬間,從動輪是不動的,則可以考慮主動輪的驅(qū)動力矩,而從動輪則約束其所有的自由度[9-13]。

因此,采用Fixed Support對從動輪的輪孔進(jìn)行約束;對主動輪采用Cylindrical Support進(jìn)行輪孔的約束,并將Tangential定義為Free,完成約束設(shè)置[14];選擇Moment對主動輪施加扭矩100 N·m,如圖5所示。

圖5 驅(qū)動輪載荷施加與約束Fig.5 Load application and constraints of driving wheel

得到驅(qū)動輪系的總變形云圖、應(yīng)變云圖、應(yīng)力云圖如圖6—8所示。由圖可知驅(qū)動輪總變形量為0.449 74 mm,最大應(yīng)變量為0.012 371 mm,最大應(yīng)力為2.473 5e9 Pa。

圖6 驅(qū)動輪總變形云圖Fig.6 Total deformation nephogram of driving wheel

圖7 驅(qū)動輪應(yīng)變云圖Fig.7 Strain nephogram of driving wheel

圖8 驅(qū)動輪應(yīng)力云圖Fig.8 Stress nephogram of driving wheel

對驅(qū)動輪進(jìn)行接觸分析,可以對其進(jìn)行接觸應(yīng)力的結(jié)果導(dǎo)入,選擇Contract Tool工具,然后在其上添加Status、Pressure和Sliding Distance機(jī)構(gòu)結(jié)果的導(dǎo)入,同時選擇Worksheer作為Scopomg Method,得到的接觸應(yīng)力計(jì)算結(jié)果如圖9所示,驅(qū)動輪接觸滑動率如圖10所示。

由圖9可知,在惰性驅(qū)動輪工作過程中接觸應(yīng)力最大為7.899 9e8 Pa,同時,由圖10可知驅(qū)動輪接觸滑動率最大0.000 188 09 m。

圖9 驅(qū)動輪接觸應(yīng)力圖Fig.9 Contact stress diagram of driving wheel

圖10 驅(qū)動輪接觸滑動率圖Fig.10 Contact sliding rate of driving wheel

3 惰性驅(qū)動輪疲勞壽命分析

在Ncode designlife軟件中疲勞壽命分析主要由載荷數(shù)據(jù)、幾何信息、材料性能、疲勞分析和疲勞壽命五部分組成。Ncode designlife軟件與有限元仿真軟件ANSYS Workbench存在接口,在ANSYS Workbench仿真軟件中可直接調(diào)用Ncode中S-N疲勞分析模塊,由于惰性驅(qū)動輪有限元分析采用瞬時動力學(xué)分析方法,因此可使用Ncode S-N Time Step模型對惰性驅(qū)動輪進(jìn)行應(yīng)力疲勞分析,系統(tǒng)搭建疲勞壽命分析框圖如圖11所示,惰性驅(qū)動輪采用的材料SAE1018-209QT在Ncode中有S-N曲線,其S-N曲線的圖像如圖12所示。設(shè)置Ncode軟件計(jì)算引擎設(shè)置為Hoffman Seeger,試樣存活率調(diào)整為94.5%,并進(jìn)行仿真,得到頂梁的壽命云圖如圖13所示。

圖13為在Ncode仿真后得到惰性驅(qū)動輪疲勞壽命云圖,最小疲勞壽命在158 95節(jié)點(diǎn)處,循環(huán)次數(shù)為2.003 e7次,滿足零件使用壽命要求。零件壽命最小區(qū)域出現(xiàn)在惰性驅(qū)動輪嚙合處,說明在齒輪傳動過程中,由于外界因素的影響齒輪嚙合處存在應(yīng)力集中,應(yīng)進(jìn)行處理,以提高使用壽命。

圖11 惰性驅(qū)動輪疲勞壽命框圖Fig.11 Fatigue life block diagram of idle driving wheel

圖12 驅(qū)動輪S-N曲線Fig.12 S-N curve of driving wheel

圖13 惰性驅(qū)動輪壽命云圖Fig.13 Life nephogram of idle driving wheel

4 結(jié)論

本文通過ANSYS Workbench和Ncode designlife軟件對采煤機(jī)截割部傳動系統(tǒng)進(jìn)行疲勞強(qiáng)度分析,得到如下結(jié)果:

1)仿真得到驅(qū)動輪總變形量為0.449 74 mm,最大應(yīng)變量為0.012 371 mm,最大應(yīng)力為2.473 5e9 Pa。

2)惰性齒輪傳動系統(tǒng)中,在齒輪1、齒輪2的接觸過程中,二者之間的應(yīng)變接觸力為7.899 9e8 Pa。

3)最小疲勞壽命在158 95節(jié)點(diǎn)處,循環(huán)次數(shù)為2.003 e7次,滿足零件使用壽命要求。零件壽命最小區(qū)域出現(xiàn)在惰性驅(qū)動輪嚙合處。