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)

李永輝

（山西霍爾辛赫煤業(yè)有限責(zé)任公司， 山西 長(zhǎng)治 046699）

引言

煤炭作為我國(guó)近年來需求量越來越多的資源，其采掘工作量逐年增加，與此同時(shí)也對(duì)傳統(tǒng)采煤機(jī)械的可靠性提出了更高的要求[1]。采煤機(jī)作為煤炭開采過程中的重要裝置，其煤層采掘適應(yīng)性指標(biāo)至關(guān)重要[2-3]。內(nèi)齒圈與搖臂連接組件作為采煤機(jī)采煤動(dòng)力的關(guān)鍵傳輸部件，不僅與采煤機(jī)的效率直接相關(guān)，還與煤炭企業(yè)的采煤量掛鉤，可靠性要求較高[4]。內(nèi)齒圈與搖臂連接組件工作環(huán)境惡劣，受力情況復(fù)雜，長(zhǎng)時(shí)間使用時(shí)經(jīng)常會(huì)出現(xiàn)螺栓斷裂等問題，必須高度重視[5-6]。因此針對(duì)某型號(hào)采煤機(jī)內(nèi)齒圈與搖臂連接組件經(jīng)常出現(xiàn)故障的現(xiàn)狀，借助ANSYS 有限元仿真分析軟件，開展采煤機(jī)搖臂內(nèi)齒圈與殼體連接組件強(qiáng)度分析與改進(jìn)工作具有重要意義。

1 內(nèi)齒圈與搖臂連接組件簡(jiǎn)介

搖臂作為采煤機(jī)結(jié)構(gòu)組件，采用分體式結(jié)構(gòu)。某型號(hào)采煤機(jī)內(nèi)齒圈與搖臂之間使用的是螺栓配合銷軸的連接方式，螺栓僅承受緊固力，銷軸承受剪切力。具體連接情況如下：內(nèi)齒圈法蘭與搖臂殼體之間采用12 支螺栓和6 支圓柱銷連接，為了節(jié)省螺栓空間，螺栓孔設(shè)計(jì)為沉孔結(jié)構(gòu)，滿足采煤機(jī)整體結(jié)構(gòu)的連接要求。相關(guān)研究表明，該采煤機(jī)長(zhǎng)時(shí)間工作時(shí)存在故障問題，如連接螺栓斷裂等，嚴(yán)重影響了采煤機(jī)的利用率和采煤效率，限制了煤炭企業(yè)產(chǎn)煤量的進(jìn)一步提升，有必要開展采煤機(jī)內(nèi)齒圈與搖臂連接組件的強(qiáng)度分析，以提高采煤機(jī)工作的可靠性。

2 有限元仿真分析

2.1 三維模型建立

采煤機(jī)內(nèi)齒圈與搖臂連接組件三維模型借助SolidWorks 軟件完成，涉及內(nèi)齒圈、螺栓組和圓柱銷組等結(jié)構(gòu)。為了簡(jiǎn)化內(nèi)齒圈與搖臂連接組件復(fù)雜的實(shí)際結(jié)構(gòu)，搖臂僅建立了其與內(nèi)齒圈連接部分，將徑向定位套與搖臂殼體建立整體結(jié)構(gòu)，以便提高仿真計(jì)算的效率。

2.2 材料屬性設(shè)置與網(wǎng)格劃分

將內(nèi)齒圈與搖臂連接組件三維模型倒入ANSYS仿真軟件之后進(jìn)行材料屬性設(shè)置，具體材料屬性參數(shù)如下：內(nèi)齒圈屈服強(qiáng)度為930 MPa，計(jì)算許用應(yīng)力為465 MPa；GB/T 6190 普通螺栓剪切強(qiáng)度為400 MPa，計(jì)算許用應(yīng)力為80 MPa；定位套材料屈服強(qiáng)度為310 MPa，計(jì)算許用應(yīng)力為155 MPa。完成材料屬性設(shè)置之后啟動(dòng)自由劃分網(wǎng)格按鈕，即可完成網(wǎng)格結(jié)構(gòu)的劃分。

2.3 載荷與約束施加

內(nèi)齒圈與搖臂連接組件仿真分析僅針對(duì)極限工作載荷，搖臂滾筒采煤時(shí)的極限截割阻力為50 kN，極限推進(jìn)阻力為40 kN，極限軸向力為45 kN，內(nèi)齒圈輸入的行星輪扭矩為2 500 N·m。依次完成內(nèi)齒圈與搖臂連接組的載荷施加。約束設(shè)置時(shí)，各相鄰組件之間設(shè)置接觸對(duì)，之間的摩擦系數(shù)輸入為0.3。

2.4 仿真結(jié)果

采煤機(jī)搖臂內(nèi)齒圈與殼體連接組件有限元仿真分析前處理工作由ANSYS 仿真軟件完成，之后啟動(dòng)ANSYS 軟件內(nèi)部自帶求解器進(jìn)行強(qiáng)度分析，計(jì)算結(jié)束得到內(nèi)齒圈、螺栓組和圓柱銷的等效應(yīng)力分布云圖，分別如圖1、下頁圖2 和圖3 所示。

圖2 螺栓組等效應(yīng)力（Pa）分布云圖

圖3 圓柱銷等效應(yīng)力（Pa）分布云圖

由圖1 內(nèi)齒圈等效應(yīng)力分布云圖可以看出，工作過程中的最大應(yīng)力數(shù)值為111 MPa，出現(xiàn)在內(nèi)齒圈的銷軸孔的受力邊緣。相較于內(nèi)齒圈材料42CrMo 的計(jì)算許用應(yīng)力465 MPa，計(jì)算得出安全系數(shù)為4.19，強(qiáng)度足以滿足工程需要。

圖1 內(nèi)齒圈等效應(yīng)力（Pa）分布云圖

由圖2 螺栓組等效應(yīng)力分布云圖可以看出，工作過程中的最大應(yīng)力數(shù)值為112 MPa，出現(xiàn)在內(nèi)齒圈與螺柱接觸的邊緣。相較于螺栓材料的計(jì)算許用應(yīng)力80 MPa（GB/T 6190—1986），出現(xiàn)了明顯的應(yīng)力集中情況，采煤機(jī)搖臂內(nèi)齒圈與殼體連接組件工作過程中存在螺栓剪斷或者拉斷的危險(xiǎn)，需要進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計(jì)方可保證采煤機(jī)搖臂內(nèi)齒圈與殼體連接組件的可靠工作。

由圖3 圓柱銷等效應(yīng)力分布云圖可以看出，工作過程中的最大應(yīng)力數(shù)值為16.1 MPa，出現(xiàn)在內(nèi)齒圈與銷軸接觸位置的邊緣。相較于銷軸材料ZG310-570的計(jì)算許用應(yīng)力155 MPa，計(jì)算得出安全系數(shù)為9.63，強(qiáng)度足以滿足工程需要。

3 改進(jìn)設(shè)計(jì)

由上述仿真計(jì)算結(jié)果可以看出，采煤機(jī)搖臂內(nèi)齒圈與殼體連接組件實(shí)際工作過程中連接螺栓組存在強(qiáng)度不足的問題需要進(jìn)行改進(jìn)。目前改進(jìn)螺栓連接組件的方法涉及以下途徑：一是改變連接螺栓的材質(zhì)，保持原有的外形尺寸，提高連接螺栓的抗拉強(qiáng)度；二是增加原來螺栓連接組的螺栓公稱直徑，需要改變?cè)瓉韮?nèi)齒圈與殼體連接組件的螺紋連接組件的結(jié)構(gòu)，三是提高原有螺栓組的螺栓個(gè)數(shù)，降低單個(gè)螺栓所承受的載荷，提高各個(gè)螺栓工作安全系數(shù)。綜合考慮上述螺栓強(qiáng)度不足的改進(jìn)方法以及實(shí)施的難易程度，此處選擇第一種改進(jìn)措施，保持原螺栓連接結(jié)構(gòu)不變的前提下，更換力學(xué)性能更好的螺栓組，參照國(guó)標(biāo)號(hào)為GB/T 6191—1986 的標(biāo)準(zhǔn)，重新確定了連接螺栓的等級(jí)，選擇的螺栓屈服強(qiáng)度為830 MPa，計(jì)算許用應(yīng)力為166 MPa，參照以上計(jì)算結(jié)果，足以滿足采煤機(jī)搖臂內(nèi)齒圈與殼體連接組件最大工作載荷下可靠工作的要求。

4 應(yīng)用效果評(píng)價(jià)

為了驗(yàn)證內(nèi)齒圈與搖臂連接組件更換高強(qiáng)度連接螺栓之后的改進(jìn)效果，將其服役中的采煤機(jī)普通螺栓組全部換掉，跟蹤觀察其運(yùn)行效果。結(jié)果表明，采煤機(jī)內(nèi)齒圈與搖臂連接組件工作可靠，未出現(xiàn)連接螺栓失效情況，能夠有效保證采煤機(jī)內(nèi)齒圈與搖臂連接組件穩(wěn)定工作的要求。經(jīng)統(tǒng)計(jì)表明，高強(qiáng)度螺栓組的投入使用，降低了近13%的內(nèi)齒圈與搖臂連接組件故障率，維保工作量降低近7%，提高了近11%的采煤機(jī)工作效率，將會(huì)為企業(yè)新增經(jīng)濟(jì)效益150 萬元/年。