史俊鵬

(陽煤集團(tuán) 沙鋼礦業(yè)投資有限公司，山西 臨汾 043500)

0 引言

連續(xù)采煤機(jī)(連采機(jī))以其先進(jìn)的采煤技術(shù)和優(yōu)越的采煤性能在煤礦生產(chǎn)中發(fā)揮了重要作用。廣泛應(yīng)用于煤礦領(lǐng)域的ML360連采機(jī)采用履帶式行走機(jī)構(gòu)，采用這種結(jié)構(gòu)有效地降低了故障率，提高了整機(jī)的穩(wěn)定性。該連采機(jī)采用左、右行走機(jī)構(gòu)對稱布置，分別由一臺50 kW的交流變頻調(diào)速電機(jī)直接驅(qū)動驅(qū)動輪正反轉(zhuǎn)從而實現(xiàn)前進(jìn)和后退。

驅(qū)動輪是連采機(jī)重要的驅(qū)動零件，其可靠的運行是保證煤礦高效生產(chǎn)的前提。當(dāng)連采機(jī)運行過程中，驅(qū)動輪受履帶交變應(yīng)力的作用，應(yīng)力和變形較大，故需要對驅(qū)動輪進(jìn)行強(qiáng)度校核。為此，作者采用有限元法對連采機(jī)前進(jìn)和后退兩種工況下的驅(qū)動輪進(jìn)行強(qiáng)度分析，同時采用傳統(tǒng)的理論方法進(jìn)行對比驗證。

1 連采機(jī)驅(qū)動輪結(jié)構(gòu)

1.1 相關(guān)參數(shù)

行走部是連采機(jī)各機(jī)構(gòu)的支承載體，其性能的好壞決定了連采機(jī)其他機(jī)構(gòu)的工作效率。要想準(zhǔn)確地對驅(qū)動輪進(jìn)行強(qiáng)度分析，需要了解其具體參數(shù)。通過調(diào)研得到行走部的主要參數(shù)如表1所示。

根據(jù)上述參數(shù)以及廠家的詳細(xì)資料，應(yīng)用目前主流的三維建模軟件SolidWorks對連采機(jī)驅(qū)動部進(jìn)行三維實體建模，其主要由底座、履帶和驅(qū)動輪組成，具體模型裝配效果如圖1所示。

對于傳統(tǒng)的漸開線齒廓齒輪，由于漸開線齒廓的形狀決定了在過渡曲線變化處容易發(fā)生應(yīng)力集中現(xiàn)象，其中主要部位為齒根過渡圓弧段，而驅(qū)動輪輪廓不是漸開線齒廓，但仍然為懸臂式結(jié)構(gòu)，結(jié)構(gòu)最為薄弱的部位仍然為齒根部位。

表1 連采機(jī)行走部參數(shù)

圖1 ML360型連采機(jī)底座裝配模型

1.2 傳統(tǒng)強(qiáng)度校核方法

以連采機(jī)前進(jìn)狀態(tài)為例，采用傳統(tǒng)的齒輪強(qiáng)度校核方法對驅(qū)動輪進(jìn)行齒根彎曲強(qiáng)度校核，其計算公式為:

σF=Ft·Yz/(b·m).

(1)

其中:Ft為圓周力,取為19 kN；b為齒寬,取為50 mm；m為法向模數(shù),取為12.5 mm;Yz為綜合系數(shù)。

Yz=YFa·YSa·Yε·Yβ·KA·KV·KFβ·KFα.

(2)

其中：YFa為齒形系數(shù)；YSa為應(yīng)力修正系數(shù)；Yε為重合度系數(shù)；Yβ為螺旋角系數(shù)；KA為使用系數(shù)；KV為動載荷系數(shù)；KFβ為齒向載荷分布系數(shù)；KFα為齒間載荷分布系數(shù)；根據(jù)文獻(xiàn)[1]求得綜合系數(shù)Yz為1.5。

根據(jù)公式(1)，得到驅(qū)動輪的彎曲應(yīng)力σF為43.8 MPa。

2 有限元分析

鑒于有限元法的快速建模與強(qiáng)度分析能力，以及分析結(jié)果形象直觀等優(yōu)點，對驅(qū)動輪進(jìn)行有限元受力分析。

有限元法主要流程為：將三維建模軟件建立的模型通過中間格式導(dǎo)入有限元分析軟件，通過添加載荷和邊界約束條件，從而對結(jié)構(gòu)進(jìn)行應(yīng)力與應(yīng)變求解。

2.1 添加運動與載荷

連采機(jī)的牽引電機(jī)驅(qū)動驅(qū)動輪實現(xiàn)前進(jìn)與后退，其主要的受力情況應(yīng)根據(jù)前進(jìn)與后退時不同齒的受力情況進(jìn)行單獨分析。在驅(qū)動輪運行過程中主要有4個齒與其相鄰的履帶板相互接觸，所以輪齒面上的作用力主要為履帶板對其的反作用力。與每塊履帶板相互接觸的驅(qū)動輪輪齒面上所受的力可分為垂直于齒面和與齒面相切的兩個分力。兩個分力大小可根據(jù)文獻(xiàn)[2]提出的方法來計算，驅(qū)動輪在前進(jìn)和后退兩種工況下的輪齒受力計算結(jié)果如表2所示，其中X方向指與齒面垂直方向；Y向為與齒面相切方向，垂直于X方向。

表2 驅(qū)動輪前進(jìn)后退時所受載荷 kN

在ANSYS界面中給行走輪單個齒添加垂直于齒面的法向載荷FX和FY，驅(qū)動輪齒內(nèi)部添加固定約束，釋放沿軸線旋轉(zhuǎn)的自由度，驅(qū)動輪施加約束與載荷如圖2所示[3]。

圖2 驅(qū)動輪施加約束與載荷

2.2 有限元分析結(jié)果

在有限元后處理模塊中添加等效應(yīng)力與變形，然后對驅(qū)動齒輪進(jìn)行靜力學(xué)穩(wěn)態(tài)求解。當(dāng)驅(qū)動輪前進(jìn)時其所受的應(yīng)力與變形分析結(jié)果如圖3所示；當(dāng)后退時，驅(qū)動輪所受的應(yīng)力與變形分析結(jié)果如圖4所示。

2.2.1 前進(jìn)時驅(qū)動輪受力分析

從圖3(a)發(fā)現(xiàn)，驅(qū)動輪最大應(yīng)力位于驅(qū)動輪輪齒1的根部，最大應(yīng)力為47.1 MPa，齒輪齒根部位的應(yīng)力集中容易出現(xiàn)斷齒現(xiàn)象，與理論分析結(jié)果相比，誤差較小為7%；最大變形如圖3(b)所示，最大變形為0.018 mm，位于驅(qū)動輪輪齒1的齒頂端部位。

圖3 前進(jìn)時驅(qū)動輪有限元應(yīng)力與變形分布

2.2.2 后退時驅(qū)動輪受力分析

從圖4(a)發(fā)現(xiàn)，驅(qū)動輪最大應(yīng)力位于受載輪齒3的根部，最大應(yīng)力為37.1 MPa；最大變形如圖4(b)所示，最大變形為0.017 mm，位于驅(qū)動輪輪齒3的頂端部位。通過以上分析，當(dāng)驅(qū)動輪后退時所受的應(yīng)力與變形均小于前進(jìn)狀態(tài)。但承載位置處于不同的輪齒。

圖4 后退時驅(qū)動輪有限元應(yīng)力與變形分布

3 結(jié)語

針對連采機(jī)驅(qū)動輪容易失效問題，本文分別采用傳統(tǒng)齒輪強(qiáng)度計算公式與有限元法對ML360型連續(xù)采煤機(jī)的驅(qū)動輪處于前進(jìn)和后退兩種工況下的輪齒受力情況進(jìn)行分析以及強(qiáng)度校核。分析結(jié)果表明：驅(qū)動輪輪齒1齒根彎曲應(yīng)力偏大，而最大變形位于輪齒1的頂部，最大應(yīng)力遠(yuǎn)小于驅(qū)動輪材料強(qiáng)度極限，驗證了驅(qū)動輪在兩種工況下是安全可靠的。與采用傳統(tǒng)方法相比，有限元計算齒輪彎曲應(yīng)力偏差為7%，驗證了有限元分析方法的準(zhǔn)確性。

參考文獻(xiàn)：

[1] 郭光輝,吳斌斌,李玉波.ML360連續(xù)采煤機(jī)行走部的設(shè)計[J].煤礦機(jī)械,2016,37(8):102-104.

[2] 成大先.機(jī)械設(shè)計手冊[M].北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2004.

[3] 張強(qiáng),付欣欣,王艷杰.ML340連續(xù)采煤機(jī)[J].煤礦機(jī)械,2010,31(11):136-138.