掘進機截割部伸縮臂軸套的受力分析及優(yōu)化

白曉棟

（晉能控股煤業(yè)集團永定莊煤業(yè)公司機掘三隊， 山西 大同 037000）

引言

掘進機是煤礦開采中非常重要的機電裝備，截割部是掘進機中的重要組成部分，而伸縮臂是截割部中重要的承力結構件。煤礦開采環(huán)境復雜，掘進機運行時經(jīng)常會承受較大的沖擊載荷，導致設備發(fā)生明顯的振動，進而影響伸縮臂運行的穩(wěn)定性。伸縮臂中包含有軸套結構，工作時需要承受一定的應力載荷，且呈現(xiàn)出周期性的特點，所以容易出現(xiàn)缺陷問題?；诖?，有必要對伸縮臂中的軸套結構的受力情況進行分析，并基于分析結果提出優(yōu)化改進措施，以提升軸套結構的使用壽命，為整個截割部的穩(wěn)定運行奠定堅實的基礎。本文以EBH360 型懸臂式掘進機為例，對截割部伸縮臂中的軸套結構進行受力分析和優(yōu)化改進，取得了良好的應用效果。

1 截割部伸縮臂概述

以EBH360 型懸臂式掘進機為研究對象。掘進機內部包含很多結構件和機電系統(tǒng)，其中截割部是掘進機中非常重要和關鍵的結構件，掘進機主要利用截割部對煤巖進行截割以獲得煤塊。截割部內部也包含有很多個結構件，比如截割頭、截割電機、減速器、伸縮臂、蓋板以及后連接座等。掘進機工作時需要利用回轉平臺對截割部的位置進行調整，截割部內部也設置有伸縮臂，作用是配合回轉平臺實現(xiàn)截割臂角度和位置的精確調整，以適應不同的工作環(huán)境，根據(jù)實際需要將截割頭控制到指定的位置，工作過程中會承受周期性的較高的載荷。

如圖1 所示為截割部伸縮臂的截面示意圖。由圖1 示意圖可以看出，軸套的作用是實現(xiàn)不同零件之間的相對滑動，所以其在工作時會與其他零件之間發(fā)生擠壓作用并產(chǎn)生很大的摩擦力，特別容易產(chǎn)生應力集中問題，導致軸套發(fā)生損傷破壞，縮短軸套結構件的使用壽命。

圖1 截割部伸縮臂的截面示意圖

2 伸縮臂的有限元模型

2.1 三維幾何建模

利用Pro/E 軟件建立伸縮臂的三維幾何模型，對伸縮臂內的軸套結構進行受力分析。建模過程中對結構中很小的倒角、倒圓及螺紋孔等作簡化處理，此舉能在不影響最終計算結果的前提下提升建模效率、縮短模型計算時間。完成三維幾何建模工作后，需要將其導出為.igs格式，以便導入ANSYS軟件中進行后續(xù)建模。

2.2 有限元建模

在Ansys 軟件中需要對幾何模型進行有限元網(wǎng)格劃分?？紤]到本研究重點需要對軸套進行分析，所以采用非均勻化網(wǎng)格劃分方式。對軸套結構采用較細小的網(wǎng)格，對其他結構件采用較粗大的網(wǎng)格，這樣既確保獲得較精確的結果，又縮短了模型計算時間。最終劃分得到的網(wǎng)格單元和節(jié)點數(shù)量分別為23 249 和26 939 個。之后進行材料屬性設置，軸套使用的材料為ZCuAl10Fe3，對應的楊氏模量和泊松比分別為103 GPa 和0.3，屈服強度和抗拉強度分別為180 MPa 和490 MPa；伸縮外筒和法蘭的材料為ZG35CrMo，其彈性模量、泊松比和屈服強度分別為206 GPa、0.3 和510 MPa；后座板的材料為ZG270-500，彈性模量、泊松比和屈服強度分別為202 GPa、0.3 和270 MPa。在邊界條件方面，將伸縮臂的整體質量設置為232.884 kN，回轉力矩、進給力和橫向力大小分別設置為149.48 kN·m、600 kN 和197.39 kN，讓伸縮臂處于水平狀態(tài)。如圖2 所示為伸縮臂整體的有限元模型。

圖2 伸縮臂整體的有限元模型

3 軸套的受力結果分析與討論

3.1 受力結果分析

在ANSYS 軟件中建立好掘進機截割部伸縮臂的有限元模型以后，即可對模型進行計算分析，然后提取計算結果。由于本研究只關注伸縮臂中軸套的受力情況，因此只提取了軸套的分析結果，如圖3 所示為伸縮臂軸套的應力分布云圖，描述的是軸套在工作過程中不同部位的受力情況。由圖3 可知，軸套工作時不同部位的受力情況呈現(xiàn)出明顯的不均勻性，絕大部分部位承受的作用力相對較小，均在50 MPa 以下。只有很小一部分區(qū)域出現(xiàn)了應力集中現(xiàn)象，且應力集中現(xiàn)象非常顯著，出現(xiàn)應力集中的位置主要集中在缺口邊角，應力集中的最大值為154 MPa。

圖3 伸縮臂軸套的受力（Pa）結果

3.2 存在的問題探討

一般情況下軸套的生產(chǎn)制作材料為ZcuAl10Fe3，此材料的屈服強度大小為180 MPa。根據(jù)金屬結構件工作時的安全系數(shù)計算公式：

式中：n 為安全系數(shù)；σs和σ 分別為金屬材料的屈服強度以及結構件工作時承受的最大應力值。基于此可以計算得到伸縮臂軸套在工作時的安全系數(shù)只有1.16。根據(jù)機械設計中的基本要求，對于軸套這種比較關鍵的零部件，安全系數(shù)通常需要在1.5 以上。實際安全系數(shù)相對偏小，再加上軸套工作時需要承受周期性的載荷，容易發(fā)生疲勞損傷，最終出現(xiàn)裂紋。綜上，伸縮臂軸套工作時在缺口邊角部位容易出現(xiàn)缺陷問題，影響伸縮臂整體運行的穩(wěn)定性和可靠性。

4 軸套優(yōu)化改進方案及效果分析

4.1 優(yōu)化改進方案

基于以上分析可知伸縮臂軸套工作時缺口邊角部位容易出現(xiàn)缺陷問題，需要對該位置的結構進行優(yōu)化改進。缺口邊角部位出現(xiàn)應力集中的原因在于此部位處于懸臂狀態(tài)?？梢越Y合實際情況取消軸套的開口設計，將其設計成一個完整圓形。

4.2 優(yōu)化后的受力分析

根據(jù)優(yōu)化改進后的軸套結構尺寸，再次利用ANSYS 軟件建立伸縮臂整體的有限元模型，建模過程中所有其他的參數(shù)均與原模型完全相同。完成計算工作后可以提取得到軸套結構的受力分布結果。如圖4 所示為優(yōu)化改進后伸縮臂軸套的應力分布云圖。由圖4可知，軸套的應力分布整體上呈現(xiàn)出明顯的不均勻性，只有局部位置出現(xiàn)了一定的應力集中現(xiàn)象，絕大部分位置的應力值相對較小，最大應力值出現(xiàn)在軸套邊部位置，只有74.6 MPa。與優(yōu)化改進前軸套的最大應力值相比較而言，降低幅度達到了51.56%。根據(jù)相關理論可以計算得到優(yōu)化改進后軸套的安全系數(shù)值，結果為2.4，意味著軸套結構在正常工作時具有很高的安全系數(shù)，可以保障運行時的穩(wěn)定性和可靠性。

圖4 優(yōu)化后軸套的受力（Pa）結果

將優(yōu)化改進后的軸套結構部署到EBH360 型懸臂式掘進機工程實踐中，經(jīng)過長時間的現(xiàn)場測試，發(fā)現(xiàn)軸套結構能夠穩(wěn)定可靠運行，驗證了優(yōu)化改進方案的科學性與合理性。初步分析認為，通過對軸套結構的優(yōu)化改進，能使結構件的使用壽命提升15%以上，為懸臂式掘進機的整體穩(wěn)定運行奠定了良好的基礎，取得了良好的經(jīng)濟效益。

5 結論

以EBH360 型懸臂式掘進機為對象，利用Pro/E和ANSYS 軟件建立了伸縮臂的有限元模型，在對其受力情況進行分析的基礎上對結構進行了優(yōu)化。受力分析發(fā)現(xiàn)軸套結構在缺口邊角部位出現(xiàn)了明顯的應力集中現(xiàn)象，最大應力值達到了154 MPa。使得結構的安全系數(shù)只有1.16，低于行業(yè)規(guī)范要求的1.5 以上?；诖藢⑤S套的開口設計修改成為封閉結構，再次進行分析發(fā)現(xiàn)結構的最大應力值降低到了74.6 MPa，降低幅度達到了51.56%，安全系數(shù)值提升到了2.4。將優(yōu)化后的軸套結構部署到掘進機工程實踐中，使得軸套結構的使用壽命提升了15%以上，為相關企業(yè)創(chuàng)造了良好的經(jīng)濟效益。