EBZ160掘進(jìn)機(jī)關(guān)鍵參數(shù)的改進(jìn)設(shè)計

王 偉

（山西晉煤集團(tuán)金明礦業(yè)有限責(zé)任公司， 山西 晉城 048006）

引言

掘進(jìn)工作面作為煤炭開采的基礎(chǔ)，掘進(jìn)效率間接影響采煤效率，而掘進(jìn)效率受制于掘進(jìn)機(jī)的性能，掘進(jìn)機(jī)的性能由其構(gòu)件所決定。截割頭和內(nèi)伸縮臂作為掘進(jìn)機(jī)的關(guān)鍵構(gòu)件，其對掘進(jìn)效率、設(shè)備的可靠性以及降低能耗等方面具有重要意義。針對掘進(jìn)機(jī)關(guān)鍵部件的設(shè)計結(jié)合實踐經(jīng)驗完成，不僅設(shè)計周期較長，而且最終成型掘進(jìn)機(jī)的性能不能夠滿足實際生產(chǎn)的需求[1]。因此，需結(jié)合理論仿真計算的手段對掘進(jìn)機(jī)關(guān)鍵部件參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計。

1 EBZ160掘進(jìn)機(jī)概述

本文以EBZ160掘進(jìn)機(jī)為研究對象，EBZ160掘進(jìn)機(jī)由機(jī)械、液壓以及電氣三大系統(tǒng)組成。其中，機(jī)械系統(tǒng)主要包括有截割系統(tǒng)、行走系統(tǒng)以及裝載系統(tǒng)；液壓系統(tǒng)主要包括有液壓管路和液壓元氣件等；電氣系統(tǒng)主要包括有電氣元器件及線路等。本文以EBZ160掘進(jìn)機(jī)的內(nèi)伸縮臂為主要研究對象，對其關(guān)鍵參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計。

EBZ160掘進(jìn)系統(tǒng)采用電動和液壓兩種聯(lián)合驅(qū)動方式，其最大截割高度為4.35 m，最大截割寬度為6.64 m，可適用工作面的最大角度為16°，臥底深度為250 m[2]。EBZ160掘進(jìn)機(jī)各分系統(tǒng)的關(guān)鍵參數(shù)如表1所示。

2 EBZ160掘進(jìn)機(jī)的有限元分析

本文采用SolidWorks三維建模軟件和ANSYS有限元分析軟件對EBZ160型掘進(jìn)機(jī)的內(nèi)伸縮臂進(jìn)行有限分析。

2.1 EBZ160掘進(jìn)機(jī)有限元模型的建立

本文根據(jù)EBZ160型掘進(jìn)機(jī)各部件的結(jié)構(gòu)尺寸，基于Solidworks三維建模軟件完成EBZ160型掘進(jìn)機(jī)內(nèi)伸縮臂部件中各個零件的三維模型，包括有主軸、伸縮內(nèi)筒、花鍵套、浮動密封架、伸縮外筒、伸縮保護(hù)筒等零件[3]。根據(jù)實際尺寸完成上述零件的三維模型后，在SolidWorks三維建模軟件中將零件裝配成內(nèi)伸縮臂部件，并對內(nèi)伸縮臂的裝配體進(jìn)行干涉檢查。

表1 EBZ160掘進(jìn)機(jī)分系統(tǒng)關(guān)鍵參數(shù)

2.2 EBZ160掘進(jìn)機(jī)內(nèi)伸縮臂有限元仿真設(shè)置

EBZ160掘進(jìn)機(jī)內(nèi)伸縮臂中液壓油缸的推動力通過伸縮保護(hù)筒—伸縮內(nèi)筒—軸承等零件的傳遞過程，將動力傳遞至截割頭主軸，從而實現(xiàn)了掘進(jìn)機(jī)截割頭的縱向運動。為真實得出內(nèi)伸縮臂在實際掘進(jìn)過程中的狀態(tài)，采用最惡劣的情況對伸縮臂進(jìn)行仿真分析。即設(shè)定的仿真載荷參數(shù)如下：截割頭所承受的最大推進(jìn)力為134 kN；截割頭所承受的最大橫向擺動力為129 kN；內(nèi)伸縮臂的最大推動力為400 kN[4]。

仿真模型中內(nèi)伸縮臂的主軸選型材料類型為35CrMo；伸縮臂其他零部件的選型材料為20CrMo。將上述材料在SolidWorks三維建模軟件中進(jìn)行設(shè)置。根據(jù)掘進(jìn)機(jī)內(nèi)伸縮臂零件尺寸的不同，選擇不同的網(wǎng)格劃分手段。其中，軸承網(wǎng)格劃分的基準(zhǔn)尺寸為10 mm；主軸及花鍵套網(wǎng)格劃分的基準(zhǔn)尺寸為40 mm；其余零件網(wǎng)格劃分的基準(zhǔn)尺寸為80 mm。

2.3 EBZ160掘進(jìn)機(jī)內(nèi)伸縮臂有限元仿真結(jié)果

完成上述仿真設(shè)置后將三維模型導(dǎo)入ANSYS有限元分析模型中，對內(nèi)伸縮臂的關(guān)鍵零件進(jìn)行有限仿真分析，仿真結(jié)果如下：

1）經(jīng)仿真可知，伸縮保護(hù)筒所承受的最大應(yīng)力值為1 043 MPa，而20CrMo的許用應(yīng)力值為950 MPa，且最大應(yīng)力位于伸縮保護(hù)筒筒體與接耳相連接的位置；伸縮保護(hù)筒變形的最大位移為3.82 mm。經(jīng)研究可知，此處位置應(yīng)力超過許用應(yīng)力的原因為建模時的連接處設(shè)為圓角，導(dǎo)致應(yīng)力集中[5]。綜上所述：伸縮保護(hù)筒的結(jié)構(gòu)合理。

2）經(jīng)仿真可知，伸縮外筒的最大應(yīng)力值為377 MPa，遠(yuǎn)小于20CrMo的許用應(yīng)力；且伸縮外筒的最大變形量為0.378 mm，變形均勻，無明顯突變的現(xiàn)象。但是，伸縮外筒所允許的最大變形量為0.23 mm。因此，伸縮外筒的變量較大，導(dǎo)致其在實際運行中磨損嚴(yán)重。故需對伸縮外筒的結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)。

3）經(jīng)仿真可知，伸縮內(nèi)筒的最大應(yīng)力值為131 MPa，遠(yuǎn)小于20CrMo的許用應(yīng)力；且伸縮內(nèi)筒的最大變形量為1.81 mm，變形均勻，無明顯突變的現(xiàn)象。但是，伸縮內(nèi)筒所允許的最大變形量為0.23 mm。因此，伸縮內(nèi)筒的變量較大，導(dǎo)致其在實際運行中磨損嚴(yán)重。故需對伸縮內(nèi)筒的結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)。

綜上所述，對掘進(jìn)機(jī)伸縮內(nèi)臂關(guān)鍵零件進(jìn)行有限元仿真分析可知，伸縮外筒和伸縮內(nèi)筒的變形量較大，需對其結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計。

3 E B Z 1 6 0掘進(jìn)機(jī)伸縮內(nèi)臂關(guān)鍵參數(shù)的改進(jìn)

經(jīng)仿真分析可知，在外部載荷及結(jié)構(gòu)一定的情況下，材料的剛度越大，其所承受的變形量越小。但是，考慮到改造成本的因素下，當(dāng)前機(jī)械材料的剛度差不多。因此，重新改變材料對伸縮內(nèi)臂變形量的改善較小。

在外部載荷及材料一定的情況下，可通過對伸縮內(nèi)筒和外筒的結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)，減小伸縮內(nèi)筒和外筒的變形量。但是，單純改變伸縮內(nèi)外筒的結(jié)構(gòu)還需對伸縮內(nèi)臂其他結(jié)構(gòu)進(jìn)行重新設(shè)計，耗時較長且其他結(jié)構(gòu)重新設(shè)計后并未能夠100%確保重新設(shè)計后結(jié)構(gòu)的剛度足夠。

綜上所處，只能通過確保掘進(jìn)機(jī)伸縮內(nèi)臂的外部工作載荷對其變形量進(jìn)行改善。經(jīng)研究可知，可對伸縮內(nèi)臂的扭矩、伸縮量以及作用力進(jìn)行優(yōu)化達(dá)到減小內(nèi)外筒變形量的目的，如表2所示。

表2 不同外部載荷下變形量的變化情況

分析表2可知，減小掘進(jìn)機(jī)伸縮內(nèi)臂外部載荷后伸縮內(nèi)外筒的變形量均能夠得到改善，但是，減小扭矩和伸縮量后對應(yīng)內(nèi)外筒的變形量改善很小，而減小作用力后對應(yīng)內(nèi)外筒的變形量改善很明顯。因此，在實際生產(chǎn)中可通過控制掘進(jìn)機(jī)伸縮內(nèi)臂所承受的作用力解決其內(nèi)外筒磨損嚴(yán)重的問題。

4 結(jié)語

掘進(jìn)機(jī)作為掘進(jìn)工作面的關(guān)鍵設(shè)備，其各分系統(tǒng)及其整機(jī)的性能直接決定了掘進(jìn)工作面的掘進(jìn)效率。在實際掘進(jìn)過程中，掘進(jìn)機(jī)零部件由于外部載荷、結(jié)構(gòu)不合理以及材料選型不合理等均會影響掘進(jìn)機(jī)的性能，而對掘進(jìn)機(jī)結(jié)構(gòu)和材料重新設(shè)計選型時成本過大，因此可通過控制掘進(jìn)機(jī)的外部載荷保證掘進(jìn)機(jī)的性能。