采煤機(jī)搖臂內(nèi)齒圈與殼體連接組件強(qiáng)度分析與改進(jìn)

王小敏

（晉能控股煤業(yè)集團(tuán)草垛溝煤業(yè)有限公司， 山西 大同 037102）

引言

煤炭資源作為我國經(jīng)濟(jì)社會發(fā)展的重要能源之一，近年來的需求量越來越大，煤炭掘進(jìn)工作越來越繁重[1]。采煤機(jī)作為煤炭采掘過程中的重要設(shè)備，其工作的可靠性不僅關(guān)系煤炭掘進(jìn)的安全性，還與煤炭企業(yè)的采煤量和效率息息相關(guān)，現(xiàn)已引起煤炭行業(yè)的廣泛關(guān)注[2-3]。搖臂作為采煤機(jī)實(shí)現(xiàn)煤炭巷道掘進(jìn)的關(guān)鍵部件，是截割頭實(shí)現(xiàn)采煤動作的樞紐，依靠內(nèi)部齒圈與殼體連接傳遞動力，驅(qū)動截割頭連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)。內(nèi)齒圈與搖臂連接采用螺栓組，受力條件苛刻，經(jīng)常出現(xiàn)螺栓剪斷等問題，影響了采煤機(jī)的工作效率，限制了煤炭企業(yè)的產(chǎn)量。

1 內(nèi)齒圈與殼體連接組件概述

采煤機(jī)搖臂結(jié)構(gòu)尺寸較大，為了便于安裝，一般將其做成分體式結(jié)構(gòu)。搖臂內(nèi)齒圈與殼體連接位置采用普通螺栓與圓柱銷相結(jié)合的模式，其中的普通螺栓提供二者結(jié)合面之間的緊固力，圓柱銷用于承受內(nèi)齒圈與殼體之間的剪切載荷。內(nèi)齒圈與殼體結(jié)合面之間配置的普通螺栓個數(shù)為12 支，圓柱銷的個數(shù)為6 支。螺栓孔為沉孔，可以節(jié)省螺栓安裝空間，同時也能夠滿足搖臂整體的連接要求。筆者工作期間，搖臂內(nèi)齒圈與殼體連接位置的螺栓出現(xiàn)了3 次斷裂故障，導(dǎo)致采煤機(jī)停止工作，影響了整個煤炭掘進(jìn)工作面的工作效率。

2 有限元仿真分析

2.1 三維模型建立

運(yùn)用Pro/E 三維建模軟件建立搖臂內(nèi)齒圈和殼體連接組件的三維模型，包括內(nèi)齒圈、螺栓組和圓柱銷等。為了提高后續(xù)仿真計算效率，對模型進(jìn)行了簡化，忽略了各結(jié)構(gòu)件的圓角、倒角等特征。

2.2 材料設(shè)置與網(wǎng)格劃分

將內(nèi)齒圈與殼體連接組件三維模型導(dǎo)入ANSYS仿真計算軟件之后設(shè)置材料屬性，內(nèi)齒圈屈服強(qiáng)度值為930 MPa，計算許用應(yīng)力為465 MPa；螺栓組的剪切強(qiáng)度為400 MPa，計算許用應(yīng)力為80 MPa；圓柱銷的屈服強(qiáng)度為310 MPa，計算許用應(yīng)力為155 MPa。內(nèi)齒圈與殼體連接組件網(wǎng)格劃分采用自由化分方法完成。

2.3 載荷與約束施加

采煤機(jī)搖臂內(nèi)齒圈與搖臂連接組件工作的危險狀態(tài)是極限載荷工況，由實(shí)際工作條件計算得到采煤機(jī)搖臂極限截割阻力為55 kN，極限推進(jìn)阻力為45 kN，極限軸向載荷為4 kN，內(nèi)齒圈的行星輪扭矩輸入數(shù)值為2 800 N·m，依據(jù)上述數(shù)據(jù)完成采煤機(jī)搖臂內(nèi)齒圈與殼體連接組件仿真模型的載荷設(shè)置。仿真模型約束設(shè)置時，各個相互接觸的連接組件之間設(shè)置為接觸對，摩擦系數(shù)設(shè)置為0.2。

2.4 仿真分析結(jié)果

完成采煤機(jī)搖臂內(nèi)齒圈和殼體連接組件的三維模型建立、材料屬性設(shè)置、網(wǎng)格劃分、約束與載荷配置之后即可啟動ANSYS 仿真軟件內(nèi)部自帶的求解器開展仿真分析工作。之后提取內(nèi)齒圈與殼體連接位置各個組件的強(qiáng)度分析結(jié)果，如下頁圖1、圖2、圖3 所示。

圖3 圓柱銷等效應(yīng)力（Pa）分布云圖

由圖1 可以看出，內(nèi)齒圈工作時的最大應(yīng)力為111 MPa，最大應(yīng)力出現(xiàn)的位置處于內(nèi)齒圈銷孔受力部分。內(nèi)齒圈最大應(yīng)力數(shù)值與其材料42CrMo 的計算許用應(yīng)力465 MPa 相比較相差較大，具有足夠的安全裕度，強(qiáng)度足夠滿足采煤機(jī)搖臂內(nèi)齒圈與殼體連接的可靠性要求。

圖1 內(nèi)齒圈等效應(yīng)力（Pa）分布云圖

由圖2 可以看出，工作時單個螺栓的最大應(yīng)力為112 MPa，最大應(yīng)力位置出現(xiàn)在內(nèi)齒圈與螺柱接觸位置，相較于螺栓材料的計算許用應(yīng)力80 MPa（GB/T 6190—1986），存在應(yīng)力集中現(xiàn)象，不能保證內(nèi)齒圈與殼體的可靠工作。應(yīng)力集中的存在，使得螺栓工作時極有可能出現(xiàn)斷裂事故，與實(shí)際情況相符，需要進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計工作以提高內(nèi)齒圈與殼體的連接強(qiáng)度。

圖2 螺栓組等效應(yīng)力（Pa）分布云圖

由圖3 可以看出，工作時圓柱銷的最大應(yīng)力數(shù)值為16.1 MPa，最大應(yīng)力出現(xiàn)在內(nèi)齒圈與圓柱銷接觸的位置。對比圓柱銷材料ZG310-570 的計算許用應(yīng)力155 MPa 與最大等效應(yīng)力16.1 MPa，可得圓柱銷工作過程中存在很大安全裕度，強(qiáng)度足夠滿足內(nèi)齒圈與殼體連接的可靠性要求。

3 改進(jìn)設(shè)計

由搖臂內(nèi)齒圈與殼體連接組件強(qiáng)度分析結(jié)果能夠看出，螺栓組工作過程中存在明顯的應(yīng)力集中情況，是強(qiáng)度分析中的薄弱環(huán)節(jié)，需要進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計。查閱大量文獻(xiàn)資料可得，螺栓組改進(jìn)的措施主要包括以下幾種：第一是用材料性能更好的螺栓替換原來強(qiáng)度不足的螺栓，提高單個螺栓的強(qiáng)度，以保證整個螺栓組的連接強(qiáng)度；第二是增大原有螺栓的公稱直徑，以提高螺栓組的連接強(qiáng)度，但是該方案需要改變與之配合的連接件螺栓孔尺寸，涉及內(nèi)齒圈與殼體；第三是增加原螺栓組的數(shù)量，降低單個螺栓的緊固力，提高整個螺栓組的連接可靠性。結(jié)合采煤機(jī)搖臂內(nèi)齒圈與殼體連接組件中螺栓組改進(jìn)的難易程度，選擇第一種改進(jìn)措施，更換強(qiáng)度更好的螺栓。參照GB/T 6191—1986 標(biāo)準(zhǔn)重新選擇相同尺寸規(guī)格的螺栓，屈服強(qiáng)度高達(dá)830 MPa，計算許用應(yīng)力166 MPa，基于仿真計算結(jié)果，更換高強(qiáng)度螺栓足以滿足搖臂內(nèi)齒圈與殼體連接的可靠性要求。

4 應(yīng)用效果評價

為了驗證采煤機(jī)搖臂內(nèi)齒圈和殼體連接組件中螺栓組改進(jìn)的可行性，將某煤炭企業(yè)中服役的采煤機(jī)搖臂內(nèi)齒圈和殼體連接用的螺栓替換為高強(qiáng)度螺栓，進(jìn)行為期半年的跟蹤記錄，結(jié)果表明，改進(jìn)之后的內(nèi)齒圈和殼體連接可靠，未出現(xiàn)連接螺栓斷裂的問題。統(tǒng)計結(jié)果顯示，更換高強(qiáng)度螺栓之后的搖臂，降低了采煤機(jī)近10%的故障修復(fù)時間，節(jié)省了2～3 名采煤機(jī)運(yùn)維人員，提高了采煤機(jī)近8%的有效工作時間，預(yù)計為企業(yè)新增經(jīng)濟(jì)效益近80 萬元/年，取得了很好的應(yīng)用效果。