WG-2×125/571-WD型采煤機行走輪疲勞壽命分析

方晉晉，李樹崗，郝慧斌，郝小剛，張曉鋒

（1.山西潞安化工集團蒲縣黑龍煤業(yè)有限公司，山西 臨汾 041204；2.山西潞安化工集團余吾煤業(yè)公司，山西 長治 046100）

引言

隨著采煤技術(shù)的發(fā)展，電牽引采煤機逐漸成為當(dāng)前大功率采煤機主要的牽引方式。電牽引采煤系統(tǒng)結(jié)構(gòu)相對復(fù)雜，在采煤工作多變的工況下，對牽引機構(gòu)的穩(wěn)定性提出了更高的要求。其中，行走輪通過與刮板輸送機固定板銷排嚙合傳遞驅(qū)動力矩，是決定采煤機正常生產(chǎn)的關(guān)鍵零部件[1-4]。

行走輪在實際工作中，經(jīng)常發(fā)生齒根斷裂現(xiàn)象，嚴(yán)重影響采煤工作的正常運行。經(jīng)分析，這是行走輪受疲勞破壞造成的。為了保證采煤機行走輪的使用壽命，以WG-2×130/575-WD型采煤機為研究對象，選用ANSYS-nCode軟件對行走輪構(gòu)件進(jìn)行疲勞壽命分析。

1 動力載荷譜的建立

ANSYS-nCode軟件通過零件的靜力學(xué)模型，建立構(gòu)件材料疲勞特性曲線以及實際工況的動載荷譜，得出疲勞分析結(jié)果。

在實際工況中構(gòu)件的疲勞破壞基本是由隨機載荷引起的，所以在對構(gòu)件進(jìn)行疲勞分析時必須創(chuàng)建構(gòu)件的疲勞載荷譜。載荷譜作為零件疲勞壽命分析的重要部分，直接關(guān)系到零件疲勞壽命分析的準(zhǔn)確性[5-7]。

由于采煤工況復(fù)雜惡劣，齒輪接觸載荷譜無法實際測量獲得。因此，通過赫茲接觸理論將齒輪受力載荷轉(zhuǎn)化成圓柱體之間的接觸函數(shù)求解，如式（1）所示。

式中：x為行走輪與排銷孔初始距離，mm；x1為行走輪與排銷孔相對速度，mm/s；e為非線性指數(shù)，根據(jù)行走輪材料特性，取1.5；d為接觸圓柱體最大切深，一般取0.1 mm；c為阻尼系數(shù)，一般取剛度的0.5%；K為剛度系數(shù)。

剛度系數(shù)可由式（2）進(jìn)行計算：

式中：R1、R2分別為行走輪與排銷接觸時的曲率半徑，mm；E1、E2分別為接觸零件的彈性模量，MPa；μ1、μ2分別為接觸零件的泊松比。

結(jié)合上述公式計算，將結(jié)果帶入到ANSYS-ADAMS軟件，通過后處理得出行走輪嚙合力曲線，如圖1所示。從圖1中可以看出，行走輪上單齒嚙合的時間為0.69 s。

圖1 行走輪單齒嚙合載荷曲線

WG-2×130/575-WD型采煤機行走輪共10個嚙合齒，按照截齒法向載荷曲線，建立行走輪載荷譜，嚙合周期為6.9 s。

2 S-N曲線的建立

行走輪材料為ZG30CrMnMo，根據(jù)材料的彈性模量、泊松比等參數(shù)，計算出該材料的疲勞極限，通過式（3）的計算，得出材料單次循環(huán)破壞的許用應(yīng)力值σ1以及材料的疲勞壽命b1，以建立S-N疲勞壽命曲線[8-9]。

式中：N0為材料在額定載荷應(yīng)力下疲勞破壞對應(yīng)的循環(huán)次數(shù)；S1、S2分別為受力循環(huán)為1 000次、N0次對應(yīng)的載荷應(yīng)力值；b1、b2分別為S-N曲線對應(yīng)斜率。

結(jié)合受力載荷計算數(shù)據(jù)，將上述計算結(jié)果輸入ADAMS軟件中的nCode材料屬性欄，即可生成模型材料對應(yīng)的S-N曲線，如圖2所示，通過對比材料手冊，證明該曲線是正確的。

圖2 行走輪材料的S-N曲線

3 靜力學(xué)模型

結(jié)合行走輪實際工作狀態(tài)，行走輪與銷排在工作時嚙合齒數(shù)為3個。因此，分析模型以行走輪工作時嚙合齒模型作為研究對象，這樣可有效提減少冗余運算，增加網(wǎng)格劃分密度，提高仿真結(jié)果精度。

行走輪齒在嚙合過程中，載荷沿齒一側(cè)，由根部向頂部逐步移動且垂直于接觸面，隨后沿齒另一側(cè)頂部向根部移動，受力方向不斷改變。因此，需利用載荷步的形式對行走輪模擬仿真。

第一步為齒輪內(nèi)孔及齒頂截面法線方向定義約束，并在齒根一側(cè)沿接觸面法線方向增加單位力；第二步為刪除前定義載荷，定義約束不變，單位力位置上移，方向沿接觸面法線；第三步為沿齒頂另一側(cè)施加定義載荷，單位里位置下移，如圖3所示。

圖3 輪齒兩側(cè)交替受力模型

4 疲勞壽命結(jié)果及分析

以我國目前煤礦開采情況，采煤機的工作面長度一般為200 m左右，結(jié)合WG-2×130/575-WD型采煤機結(jié)構(gòu)，行走輪嚙合受力周期約為1 980次。結(jié)合上述計算，將行走輪動力載荷譜、S-N曲線、結(jié)構(gòu)模型帶入ANSYS-nCode軟件進(jìn)行疲勞壽命分析。

采煤機牽引力的變化會造成行走輪接觸載荷的變化，從而影響行走輪的疲勞壽命。行走輪受力載荷增加的工況一般有以下幾種可能：

1）當(dāng)采煤機截割巖石時，由于巖石較煤層硬度高，導(dǎo)致采煤機牽引阻力增大。行走輪接觸載荷增大20%～30%。

2）大傾角截割煤巖時，截煤時相當(dāng)于采煤機爬坡，增大牽引阻力。行走輪接觸載荷增大在30%～40%。

3）當(dāng)某一牽引部出現(xiàn)故障，即單個行走輪無法工作。行走輪接觸載荷增大約60%。

將上述特殊工況導(dǎo)入ANSYS-nCode軟件分析，按采煤機每天工作16 h計算，得出不同工況下行走輪的疲勞壽命，如表1所示。

表1 不同工況下行走輪疲勞壽命

從表1可以看出，在截割到巖石層時，行走輪疲勞壽命明顯降低約50%。因此，當(dāng)采煤機截割煤層工作時，應(yīng)在3個月左右即對行走輪進(jìn)行更換。

如果采煤機長期處于大傾角工況截煤，按照表1所示，行走輪的疲勞壽命較正常工況降低了約75%，應(yīng)盡量避免長時間大傾角截割煤層。

當(dāng)某一個牽引機構(gòu)出現(xiàn)故障，單個行走輪受力時，疲勞壽命降低90%。因此，為保證采煤工作正常運行，當(dāng)發(fā)生牽引機構(gòu)故障后，在維修牽引機構(gòu)的同時，建議將行走輪替換。

行走輪表面光潔度是影響行走輪疲勞壽命的另一個重要因素。當(dāng)行走輪粗糙度增大到一定程度時，會導(dǎo)致行走輪因受交變載荷而造成齒根裂紋。按照不同的粗糙度等級，對行走輪進(jìn)行疲勞壽命分析，結(jié)果如表2、下頁圖4所示。

從表2可以看出，當(dāng)齒面粗糙度Ra在0.8μm以下時，行走輪的表面光潔度對疲勞壽命影響不大。

當(dāng)齒面粗糙度Ra在0.8～1.6μm時，行走輪疲勞壽命降低了約25%。當(dāng)齒面粗糙度Ra大于1.6μm后，行走輪疲勞壽命明顯降低。由此可見，齒面粗糙度過低對行走輪疲勞壽命影響是巨大的。

表2 不同粗糙度下行走輪疲勞壽命

圖4 粗糙度等級對行走輪疲勞壽命的影響

由于采煤機在開式傳動結(jié)構(gòu)的狀態(tài)下，無法強制潤滑，因此在行走輪制造過程中，結(jié)合行走輪工件材料，需增加表面硬化工序，如淬火和氮化等。

5 結(jié)論

利用ANSYS-Ncode軟件，通過計算建立采煤機行走輪載荷譜、S-N曲線，對行走輪進(jìn)行了疲勞壽命分析，提出了防止行走輪疲勞破壞相應(yīng)的解決措施。得出如下結(jié)論：

1）通過有限元分析，行走輪在工作過程中，受到法向應(yīng)力和阻尼應(yīng)力等交變載荷作用的影響，齒根處是發(fā)生疲勞斷裂的主要部位。

2）通過對不同工況下，采煤機行走輪的疲勞壽命分析。結(jié)果表明，采煤機在大傾角作業(yè)時，行走輪的更換周期應(yīng)降至原來的25%。當(dāng)采煤機牽引部出現(xiàn)故障后，需同時更換行走輪。

3）通過對不同粗糙度下，采煤機行走輪的疲勞壽命分析。結(jié)果表明，當(dāng)行走輪粗糙度Ra低于1.6μm后，行走輪疲勞壽命會降低40%甚至更多。需通過淬火等方式，提高齒面硬度，以降低行走輪工作狀態(tài)時磨損。