采煤機(jī)搖臂傳動(dòng)系統(tǒng)關(guān)鍵部位有限元分析

楊旭瞳

（西山煤電西銘礦調(diào)度一室掘進(jìn)三隊(duì)， 山西 太原 030053）

引言

采煤機(jī)為綜采工作面的關(guān)鍵設(shè)備，對(duì)于煤層結(jié)構(gòu)復(fù)雜的工作面而言，對(duì)采煤機(jī)各個(gè)分系統(tǒng)的性能和可靠性提出了更高的要求。搖臂作為控制采煤機(jī)滾筒截割高度的部件，其傳動(dòng)系統(tǒng)內(nèi)部齒輪的故障數(shù)占采煤機(jī)總故障數(shù)的60%左右[1]。因此，需從理論和實(shí)踐中掌握采煤機(jī)搖臂傳動(dòng)系統(tǒng)的適應(yīng)性和可靠性，研究齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)規(guī)律。本文著重對(duì)采煤機(jī)搖臂傳動(dòng)系統(tǒng)的關(guān)鍵部位進(jìn)行有限元分析。

1 采煤機(jī)搖臂傳動(dòng)系統(tǒng)概述

本文以應(yīng)用較為廣泛的雙滾筒采煤機(jī)為研究對(duì)象，對(duì)其搖臂傳動(dòng)系統(tǒng)關(guān)鍵部件進(jìn)行研究。雙滾筒采煤機(jī)主要包括有電機(jī)、搖臂、截割部、行走部以及輔助裝置等。搖臂為采煤機(jī)的關(guān)鍵部件，其主要功能是完成工作面落煤、裝煤和輸煤的任務(wù)，搖臂分系統(tǒng)的性能在一定程度直接決定采煤機(jī)的截割效率，并且其是降低采煤機(jī)能耗的關(guān)鍵部件[2]。基于搖臂傳動(dòng)系統(tǒng)實(shí)現(xiàn)采煤機(jī)滾筒根據(jù)工作面煤層的變化情況對(duì)其截割高度和截割深度進(jìn)行實(shí)時(shí)控制，在保證采煤機(jī)截割率的同時(shí)，提升采煤機(jī)的自適應(yīng)截割特性。搖臂傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 搖臂傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)示意圖

如圖1所示，搖臂傳動(dòng)系統(tǒng)將其電機(jī)的動(dòng)力通過(guò)多組軸組件傳遞至行星機(jī)構(gòu)，滿足采煤機(jī)適應(yīng)工作面煤層的調(diào)高要求。此外，要求搖臂傳動(dòng)系統(tǒng)具有良好的潤(rùn)滑、散熱以及高傳動(dòng)效率的功能。

2 搖臂傳動(dòng)系統(tǒng)模型的建立

2.1 零部件模型的建立

搖臂傳動(dòng)系統(tǒng)模型的搭建需根據(jù)采煤機(jī)實(shí)際參數(shù)完成各級(jí)齒輪、搖臂殼體、行星架以及軸等部件模型的搭建，并根據(jù)各部件的相互關(guān)系完成裝配，最終完成搖臂傳動(dòng)系統(tǒng)模型的搭建。本文著重對(duì)搖臂傳動(dòng)系統(tǒng)中各級(jí)齒輪及搖臂殼體進(jìn)行有限元分析[3]。因此，齒輪模型的正確性尤為重要，搖臂傳動(dòng)系統(tǒng)包括有定軸齒輪、一級(jí)齒輪和二級(jí)齒輪，建立齒輪模型的參數(shù)如表1所示。

表1 搖臂傳動(dòng)系統(tǒng)齒輪參數(shù)

鑒于篇幅有限，此處不一一列舉齒輪、殼體以及軸等零部件的模型。

2.2 搖臂傳動(dòng)系統(tǒng)模型的裝配

搖臂傳動(dòng)系統(tǒng)模型整體裝配前還需完成復(fù)合行星齒輪以及軸系部件的裝配。其中，復(fù)合行星齒輪包括有太陽(yáng)輪、內(nèi)齒圈以及行星輪[4]。軸系部件裝配過(guò)程中尤其需注意齒輪內(nèi)孔與軸心線是否對(duì)齊、齒輪端面與軸肩是否對(duì)齊以及齒輪內(nèi)孔鍵槽是否與軸上的鍵槽對(duì)齊。而且，完成裝配后還需基于Pro/E的功能對(duì)模型進(jìn)行干涉檢查。

基于Pro/E所搭建搖臂傳動(dòng)系統(tǒng)的三維模型如圖2所示。

圖2 搖臂傳動(dòng)系統(tǒng)三維模型

3 搖臂傳動(dòng)系統(tǒng)關(guān)鍵部件的有限元分析

將Pro/E所搭建的三維模型導(dǎo)入ANSYS軟件中，根據(jù)搖臂傳動(dòng)系統(tǒng)中各零部件及分系統(tǒng)之間的關(guān)系為搖臂傳動(dòng)系統(tǒng)三維模型添加相關(guān)約束（旋轉(zhuǎn)福和固定副）。本文所研究采煤機(jī)的具體型號(hào)為MG900/2400，該型采煤機(jī)截割系統(tǒng)電機(jī)的額定功率為900 kW，電機(jī)額定轉(zhuǎn)速為1 487 r/min；在實(shí)際截割過(guò)程中，搖臂滾筒所承受的平均負(fù)載值為267 240 000 N/mm。故，為采煤機(jī)搖臂系統(tǒng)有限元仿真分析設(shè)定如圖3所示的驅(qū)動(dòng)和負(fù)載曲線。

圖3 搖臂傳動(dòng)系統(tǒng)模型驅(qū)動(dòng)及負(fù)載曲線

3.1 齒輪的有限元分析

MG900/2400采煤機(jī)搖臂傳動(dòng)系統(tǒng)齒輪所選用的材料類型為18Cr2Ni4WA，屬于滲碳鋼；該碳鋼的密度為7 800 kg/m3，彈性模量為1×105，泊松比為0.3。將上述參數(shù)在有限元模型中完成設(shè)置后，對(duì)復(fù)合行星齒輪進(jìn)行網(wǎng)格劃分后，開(kāi)始搖臂傳動(dòng)系統(tǒng)齒輪的有限元分析，分別對(duì)一級(jí)行星齒輪和二級(jí)行星齒輪中各個(gè)齒輪的應(yīng)力值進(jìn)行仿真分析。仿真結(jié)果如下：

1）在兩個(gè)復(fù)合行星傳動(dòng)系統(tǒng)中，太陽(yáng)輪所承受的應(yīng)力值大于行星輪所承受的應(yīng)力值，從而導(dǎo)致在實(shí)際應(yīng)用中太陽(yáng)輪的故障率高于行星輪；

2）在齒輪相互嚙合的區(qū)域，分布于齒輪的最大應(yīng)力位置為齒輪的節(jié)圓處和齒根圓處；

3）一級(jí)復(fù)合行星齒輪中的最大應(yīng)力值在太陽(yáng)輪的節(jié)圓處，且最大應(yīng)力值為330MPa；二級(jí)復(fù)合行星齒輪中的最大應(yīng)力值同樣位于其太陽(yáng)輪的節(jié)圓處，且最大應(yīng)力值為275MPa。兩級(jí)行星齒輪的最大應(yīng)力值均遠(yuǎn)小于材料的屈服極限835MPa。即，經(jīng)有限元分析得知兩級(jí)行星齒輪的可靠性和安全系數(shù)極高。

3.2 搖臂殼體的有限元分析

采煤機(jī)在實(shí)際截割任務(wù)中，由于工作面煤層負(fù)載的變化使得滾筒所承受的載荷為不斷變化的，與滾筒對(duì)應(yīng)搖臂所承受的載荷也屬于交變狀態(tài)，從而影響搖臂的振動(dòng)，最終搖臂將殼體上的振動(dòng)傳遞至截割電機(jī)[5]。為驗(yàn)證搖臂傳動(dòng)系統(tǒng)的可靠性，本節(jié)基于ANSYS對(duì)搖臂殼體進(jìn)行模態(tài)分析。

搖臂殼體的材料為30CrNiMo，根據(jù)材料屬性完成模型中的參數(shù)設(shè)置，并完成對(duì)搖臂殼體的網(wǎng)格劃分。針對(duì)采煤機(jī)搖臂殼體的模態(tài)分析，所模擬的工況為：保證滾筒截割高度不變，調(diào)節(jié)液壓油缸，實(shí)現(xiàn)對(duì)同一高度煤層的開(kāi)采。根據(jù)上述工況，完成搖臂殼體的約束設(shè)置，并對(duì) 51 Hz、67 Hz、132 Hz、172 Hz、192 Hz、235 Hz六種頻率下的模態(tài)進(jìn)行分析。鑒于篇幅有限，此處不一一列舉各階模態(tài)結(jié)果。仿真結(jié)果分析如下：

一階、二階、三階、四階以及五階模態(tài)的最大振幅位于搖臂殼體的行星頭部；六階模態(tài)的最大振幅位于行星頭部和搖臂的電機(jī)位置；而且不同模態(tài)振型搖臂殼體頭部所擺動(dòng)的區(qū)域不同，所圍繞的軸也不同，如表2所示。

表2 模態(tài)振型擺動(dòng)情況

綜上所述，采煤機(jī)搖臂殼體的最大變形位置在行星頭、截割電機(jī)以及搖臂的中間位置。

4 結(jié)語(yǔ)

1）搖臂傳動(dòng)系統(tǒng)所承受最大應(yīng)力的齒輪為兩級(jí)行星齒輪輪系中的太陽(yáng)輪，且一級(jí)行星齒輪中太陽(yáng)輪的應(yīng)力值大于二級(jí)行星齒輪中太陽(yáng)輪的應(yīng)力值；

2）在實(shí)際截割過(guò)程中，由于搖臂中部剛度較小導(dǎo)致行星頭變形嚴(yán)重。