縱軸式掘進機回轉(zhuǎn)臺有限元分析

田 震，賀 星，劉 偉，高 珊，苗長偉

(周口師范學(xué)院 機械與電氣工程學(xué)院，河南 周口 466001)

煤炭在我國一次性能源消耗中占有極大比重，對保障國民經(jīng)濟的快速發(fā)展具有重要作用[1-2]。因此，發(fā)展可靠高效的煤礦巷道掘進機械對于煤炭開采行業(yè)至關(guān)重要?？v軸式掘進機是一種集煤巖截割、運輸、履帶行走以及噴霧降塵等功能的聯(lián)合機組，被廣泛應(yīng)用在掘進公路隧道、煤礦巷道等工程當(dāng)中[3-4]。在實際生產(chǎn)中，縱軸式掘進機工作條件極端復(fù)雜，機器運行時各部分的載荷變化很大，尤其是掘進機的履帶行走機構(gòu)、煤巖截割機構(gòu)、掃煤回轉(zhuǎn)機構(gòu)、裝送傳輸機構(gòu)等，都可能因為掘進作業(yè)時負(fù)載的變化而出現(xiàn)機械故障，從而影響掘進機的整體安全穩(wěn)定性。

為研究縱軸式掘進機工作過程中回轉(zhuǎn)臺的受力特性，以EBZ 220掘進機為研究對象，利用PRO/E軟件建立回轉(zhuǎn)臺的三維模型并將其導(dǎo)入有限元分析軟件ANSYS Workbench中進行網(wǎng)格劃分；通過對回轉(zhuǎn)臺的受力進行分析，對模型施加邊界條件進行靜力學(xué)分析。仿真得到了回轉(zhuǎn)臺在不同工況條件下的應(yīng)力應(yīng)變分布，通過仿真結(jié)果可對回轉(zhuǎn)臺的工作可靠性進行驗證。

1 回轉(zhuǎn)臺受力分析

掘進機工作運行時，回轉(zhuǎn)臺主要承受以下載荷作用[5-7]：掘進時的行走驅(qū)動力Fa、截割部升降油缸推力Fb、截割部回轉(zhuǎn)油缸推力Fc、截割部自身質(zhì)量產(chǎn)生的彎矩M0。

截割部在破碎煤巖的過程中，水平截割時工況更為惡劣，當(dāng)截割部處于水平位置時，回轉(zhuǎn)臺受載情況如圖1所示。

圖1 掘進機回轉(zhuǎn)臺承受載荷圖

當(dāng)掘進機處于水平截割時，其受力簡圖如圖2所示。在初始狀態(tài)時，如圖2(a)所示，截割頭處于KJ線上，未發(fā)生轉(zhuǎn)動；圖2(b)是掘進機向左截割時受力狀態(tài)，此時回轉(zhuǎn)臺向左轉(zhuǎn)動一定的角度α°。用F1表示沿右側(cè)BD方向回轉(zhuǎn)油缸所受到的推力，L1表示對應(yīng)的力臂；F2表示沿左側(cè)AC方向回轉(zhuǎn)油缸受到的拉力，L2表示對應(yīng)的力臂?；剞D(zhuǎn)油缸對于回轉(zhuǎn)臺的綜合力矩可按下式進行計算：

(a)初始狀態(tài)

T1=F1×L1+F2×L2=F1×(L1+0.75L2)

(1)

掘進機在運行時，回轉(zhuǎn)臺受到來自不同方向的變化截割阻力。若讓掘進機平穩(wěn)運轉(zhuǎn)，就必須保證回轉(zhuǎn)臺在轉(zhuǎn)動時處于穩(wěn)定的水平狀態(tài)?；剞D(zhuǎn)臺在運行時，旋轉(zhuǎn)速度緩慢，在瞬時情況下可以把回轉(zhuǎn)臺看作平衡狀態(tài)，所以承受的力矩也認(rèn)為是平衡的，即液壓缸和截割阻力作用于回轉(zhuǎn)臺的力矩大小相等，如式：

T0=Fx·Lok·cosθ

(2)

式中θ是截割部的升高角度。假設(shè)截割部的阻力是確定值，當(dāng)θ=0°時，截割部的阻力矩數(shù)值最大且與油缸的作用力矩大小相等，由公式(1)可知，此時只需計算出L1+0.75L2的最小值即可。

2 回轉(zhuǎn)臺網(wǎng)格劃分

通過Pro/E 5.0完成對回轉(zhuǎn)臺的三維建模后以Parasolid格式將模型導(dǎo)出，并以*.x_t后綴命名文件。在ANSYS Workbench軟件中選擇“Static Structural”項目，在Geometry中完成對回轉(zhuǎn)臺模型的選取。在靜力學(xué)分析模塊“Static Structural”中導(dǎo)入回轉(zhuǎn)臺三維模型，如圖3所示。

圖3 回轉(zhuǎn)臺模型導(dǎo)入

在“Static Structural”界面下，選擇“Engineering Data”進入材料庫，在最后一項中添加所需材料，分別點擊左側(cè)工具欄選擇彈性模量、泊松比和材料密度等，然后加入具體參數(shù)值，其中EBZ 220掘進機回轉(zhuǎn)臺使用的材料為ZG270-500，該材料彈性模量為2.13×105MPa，材料密度為7.89×103kg/m3，泊松比0.28，屈服極限是270 MPa。在靜力學(xué)分析模塊窗口區(qū)對回轉(zhuǎn)臺進行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格劃分后的回轉(zhuǎn)臺模型如圖4所示。

圖4 回轉(zhuǎn)臺網(wǎng)格劃分

3 回轉(zhuǎn)臺有限元分析

根據(jù)回轉(zhuǎn)臺實際運轉(zhuǎn)情況，添加約束條件[8-9]，如圖5所示。根據(jù)實際要輸出的應(yīng)力、應(yīng)變結(jié)果，添加對應(yīng)的求解選項，即可求解得到回轉(zhuǎn)臺在不同工況下的位移云圖和應(yīng)力云圖。

圖5 有限元模型載荷約束圖

當(dāng)掘進機截割部在最低位置自左到右沿煤巖層理方向截割至中位時，設(shè)定此時為工況1，對回轉(zhuǎn)臺進行靜力學(xué)分析后得到回轉(zhuǎn)臺的位移云圖和應(yīng)力云圖，如圖6、圖7所示。由圖可見，回轉(zhuǎn)臺在工況1中受到的最大應(yīng)力為164.94 MPa，小于EBZ 220掘進機回轉(zhuǎn)臺的許用應(yīng)力270 MPa，在工況1條件下能夠滿足運行強度要求。回轉(zhuǎn)臺最大位移為0.327 mm，應(yīng)力應(yīng)變的最大區(qū)域均在左右臂支撐耳架鉸接的拐角處。由應(yīng)力和應(yīng)變云圖結(jié)合實際工況可以得出，當(dāng)回轉(zhuǎn)臺在中線最低點掃煤時，回轉(zhuǎn)油缸處于收縮狀態(tài)，只承擔(dān)了一部分支承力。此時，回轉(zhuǎn)臺左右鉸接耳架對于截割部有固定和約束作用，同時承受著來自截割頭的較大截割阻力，因此該區(qū)域的應(yīng)力應(yīng)變較為集中。

圖6 工況1時回轉(zhuǎn)臺位移云圖

圖7 工況1時回轉(zhuǎn)臺應(yīng)力云圖

當(dāng)掘進機截割部在水平位置自左到右沿煤巖層理方向截割至中位時, 設(shè)定此時為工況2，對回轉(zhuǎn)臺進行靜力學(xué)分析，得到對應(yīng)的應(yīng)力和位移云圖，如圖8、圖9所示。由圖可見，當(dāng)回轉(zhuǎn)臺處于工況2時，受到的最大應(yīng)力為176 MPa，回轉(zhuǎn)臺能夠滿足運行強度要求。應(yīng)力主要集中在回轉(zhuǎn)臺主鉸耳鉸接處靠近回轉(zhuǎn)中心的位置。在此時最大位移為1.182 6 mm，位移變化最大的地方是在與升降油缸相鉸接的耳架處，尤其以左側(cè)耳架變形最大。

圖8 工況2時回轉(zhuǎn)臺位移云圖

圖9 工況2時回轉(zhuǎn)臺應(yīng)力云圖

當(dāng)掘進機截割部在最高位置自左到右沿煤巖層理方向截割至中位時, 設(shè)定此時為工況3，對回轉(zhuǎn)臺進行靜力學(xué)分析，得到對應(yīng)的應(yīng)力和位移云圖，如圖10、圖11所示。由圖可見，當(dāng)回轉(zhuǎn)臺處于工況3時，受到的最大應(yīng)力為204.13 MPa，小于EBZ 220掘進機回轉(zhuǎn)臺的許用應(yīng)力270 MPa，在工況3條件下能夠滿足運行強度要求。在此時最大位移為1.499 mm。

圖10 工況3時回轉(zhuǎn)臺位移云圖

圖11 工況3時回轉(zhuǎn)臺應(yīng)力云圖

掘進機沿著煤巖層理方向不斷橫向往復(fù)截割，并且高度逐漸上升，當(dāng)?shù)竭_(dá)掘進機截割部工作最高點，即升降油缸處于伸長最大量程時候，升降耳架承重增加，極易出現(xiàn)變形位移。此時掘進機自左到右運行，所以位移最大點出現(xiàn)在右側(cè)升降耳架外側(cè)鉸接圓環(huán)處；應(yīng)力集中點主要在主鉸接耳架與鉸接軸相接的回轉(zhuǎn)承接點附近。

4 結(jié)論

利用PRO/E軟件建立了回轉(zhuǎn)臺的三維模型并將其導(dǎo)入有限元分析軟件ANSYS Workbench中進行網(wǎng)格劃分；通過對回轉(zhuǎn)臺的受力進行分析，對回轉(zhuǎn)臺模型施加邊界條件。通過分析回轉(zhuǎn)臺在三種工況條件下的應(yīng)力應(yīng)變分布發(fā)現(xiàn)截割部在最高位置自左到右沿煤巖層理方向截割至中位時，回轉(zhuǎn)臺的受力和變形最大，其中最大應(yīng)力為204.13 MPa、最大位移為1.499 mm。研究結(jié)果表明三種工況條件下回轉(zhuǎn)臺受力均小于其許用應(yīng)力，該型掘進機回轉(zhuǎn)臺在工作過程中具有較高的可靠性。