郤云鵬
(中煤科工集團 太原研究院有限公司, 山西 太原 030006)
回轉耳架是掘進機的重要組成部分,其主要通過軸承與機架相連,并通過兩根水平油缸帶動實現水平轉動;同時,回轉耳架也和截割機構鉸接,并通過兩根縱向油缸實現截割機構的縱向擺動[1]。掘進機主要用于切割煤巖。掘進機工作時,通過截割機構上旋轉的炮頭,實現截齒與煤巖壁的摩擦碰撞,進而完成破煤成巷。截齒在截割煤巖時會受到極大的阻力。根據力相互作用的機制可知,與截割機構直接連接的回轉耳架也將受到極大的作用力[2]。因此,必須保證回轉耳架的高強度和高可靠性能。
傳統(tǒng)的回轉耳架多采用鑄造工藝,鑄造出來的工件更加精密、整體化學成分分布均勻,并且在一定程度上縮短了加工時間。隨著近年來礦用機械的快速發(fā)展,煤礦機械中許多鑄造件被重新設計為焊接件,焊接工藝逐步替代了原單純鑄造工藝。新采用的焊接工藝縮短了產品的生產周期,并且焊接件較原鑄造件具有質量輕、結構穩(wěn)定的特點。在加工裝備中具有生產設備簡單、設計升級周期短、成本大幅下降等明顯優(yōu)勢[3]。綠色可持續(xù)發(fā)展理念的提出,要求各生產廠家節(jié)能減排,降低對環(huán)境的污染。鑄造行業(yè)屬于高能耗和高污染行業(yè),為了積極響應國家號召,決定采用焊接回轉耳架取代傳統(tǒng)的鑄造回轉耳架。
掘進機工作時,主要有兩種工作方式,一種是通過水平油缸帶動回轉耳架實現截割機構的水平轉動截割;另一種是通過縱向油缸伸長與收縮實現縱向的截割[4]。因此,截割所產生的阻力也會反作用到牽引油缸上,進而作用到與油缸鉸接的回轉耳架上。有必要對回轉耳架水平耳板及縱向主附耳板進行受力分析。圖1為掘進機工作時的兩種截割方式。
(a) 水平截割
(b) 縱向截割1-炮頭;2-截割機構;3-縱向油缸;4-主耳板;5-附耳板;6-回轉耳架;7-水平耳板;8-水平油缸。
如圖2為水平截割示意圖。其中:AB、CD為兩根水平油缸(油缸鉸點分別為A、B、C、D);O為回轉耳架的回轉中心。在油缸AB和CD的共同作用下,截割機構可繞回轉中心O順時針/逆時針轉動α角,極限位置分別為AB2C2D和AB1C1D。
圖2 水平截割示意圖
考慮到截割機構的回轉具有對稱性,選取截割機構逆時針旋轉作為研究對象。圖3為截割機構逆時針旋轉角α(-37°≤α≤37°)時,回轉耳架的受力示意圖。
圖3 水平截割受力示意圖
油缸對回轉耳架的綜合力矩:
T=Fr·lr+Fl·ll
(1)
式中:T為回轉耳架的綜合力矩,N·m;Fr為右回轉油缸受力,N;lr為右回轉油缸力臂,m;Fl為左回轉油缸受力,N;ll為左回轉油缸力臂,m。
根據雙作用油缸可知:
Fr=π·R2·P
(2)
Fl=π·(R2-r2)·P
(3)
式中:R為油缸缸筒半徑,m;r為油缸杠桿半徑,m;P為油壓壓強,MPa。
回轉耳架的綜合力矩可表達為:
(4)
截割阻力對回轉耳架的力矩:
T1=Fx·lOK·cosβ
(5)
式中:T1為回轉耳架所受力矩,N·m;Fx為截割阻力,N;lOK為截割阻力力臂,m;β為截割機構縱向擺動角,-26°≤β≤ 32°(當β為0°時,即截割機構位于水平位置,T1最大)。
由于回轉耳架受力平衡,則有T=T1,即:
(6)
在油缸回轉過程中,根據三角函數關系式,可得:
(7)
(8)
(9)
式中:∠AOB1=∠MOB-∠AOM+α。
通過聯立求解可得:
(10)
同理可得
(11)
聯立上述方程式可以得出l是關于α的函數,進而可知T是關于α的函數。代入回轉耳架參數:R=0.085 m,r=0.055 m,P=21 MPa,lAO=1.804 m,lOB1=0.645 m,∠MOB=90°,∠AOM=10.38°,用數學軟件得出T和α的關系曲線如圖4所示。
圖4 T和α的關系曲線
由圖4可知,T隨著α(圖示為弧度制)的增大而減?。划敠?0°時,T取得最大值5.246×105N·m,此時回轉耳架受力最大。
根據公式可知當α=0°時,截割機構所受的截割阻力為1.19×105N。對截割機構施加該載荷,并得出此位置回轉耳架受力云如圖5所示。
圖5 水平截割時回轉耳架受力云圖
由圖5可知,改進后的回轉耳架最大應力為5.441×107N/m2,遠小于回轉耳架的最大屈服強度2.206×108N/m2,滿足使用要求。
圖6為縱向截割示意圖。其中,IH為縱向油缸(油缸鉸點分別為I、H)。在油缸IH作用下,截割機構EIK可繞回轉中心E順時針/逆時針轉動β角,極限位置分別為EI1K1和EI2K2。
圖6 縱向截割示意圖
當截割機構在縱向截割時,油缸IH的長度在不斷變化。因油缸IH受力為二力桿,所以附耳板處受力的大小不變,等于油缸的輸出力。本文主要分析了回轉耳架主耳板受力隨油缸回轉的變化情況??v向截割受力示意圖如圖7所示。
圖7 縱向截割受力示意圖
根據回轉耳架受力平衡,對鉸點E取矩:
Fy·lEK+G·lEN·cosβ=F·l3
(12)
式中:Fy為縱向截割阻力,N;G為截割結構重力,N;F為縱向油缸受力,N;l3為縱向油缸力臂,m;lEK為縱向截割阻力臂,m;lEN為截割結構水平時重力力臂,m;β為截割機構縱向擺角,-26°≤β≤32°。
根據回轉耳架受力,列力平衡矢量方程:
Fy·cosβ+G+F·sin(π-∠EHI-
∠EHM)+FEy=0
(13)
Fy·sinβ+F·cos(π-∠EHI-
∠EHM)+FEx=0
(14)
FE=FEx+FEy
(15)
由于油缸HI在回轉過程中,油缸受力F和縱向截割阻力Fy的分力方向隨著β角在變化,所以根據油缸IH的位置,分段進行討論。
代入回轉耳架參數:G=70 000 N,R=0.085 m,r=0.055 m,P=21 MPa,lEK=3 m,lEN=2 m,∠EHM=75.31°,∠HEI=69.82°+β。用數學軟件得出合力FE和β的關系曲線如圖8所示。
(b) -14.4°≤β≤ 0°
(c) -26.0°≤β≤-14.4°
由圖8可得出FE隨著β(圖示為弧度制)的增大而增大,并且在β=-26°時主耳板所受到的力最大。
根據公式可知,當β=-26°時,截割機構所受截割阻力為1.6×105N。對原有鑄件回轉耳架和改進后的焊件回轉耳架施加截割阻力1.6×105N,分別得出兩個回轉耳架的受力云圖,如圖9和圖10所示。
通過受力云圖分析可知,改進前的回轉耳架最大應力為1.827×108N/m2,改進后的回轉耳架最大應力為1.287×108N/m2,均小于回轉耳架的最大屈服強度2.206×108N/m2,滿足設計要求。
通過理論計算,運用數學軟件,分別得出在水平截割和縱向截割時,回轉耳架最大受力位置分別為α=0°,β=-26°。在該位置施加相應的計算截割阻力,運用SolidWorks仿真軟件對回轉耳架模型進行加載分析[5],得出回轉耳架應力云圖。當水平截割時,改進后回轉耳架應力最大為5.441×107N/m2,遠小于回轉耳架的最大屈服強度2.206×108N/m2;當縱向截割時,改進前的回轉耳架最大應力為1.827×108N/m2,改進后的回轉耳架最大應力1.287×108N/m2,均小于回轉耳架的最大屈服強度2.206×108N/m2,改進后的回轉耳架最大應力小于改進前的回轉耳架最大應力,充分說明改進后的回轉耳架更合理,可以進行投產。
圖9 縱向截割時原回轉耳架受力云
圖10 縱向截割時改進后回轉耳架受力云
掘進機主要用于切割煤巖,以完成破煤成巷。截割過程中,截齒會受到極大的阻力。為保證回轉平架的高強度和高可靠性能,本文利用仿真軟件通過水平截割和縱向截割的受力分析,得出了更合理的結果,取得了較好的效果。