王 杰

（山西西山白家莊礦業(yè)有限責(zé)任公司， 山西 太原 030022）

引言

性能優(yōu)化的搖臂是采煤機(jī)可靠工作的重要保證，而對于搖臂的優(yōu)化，以往多是根據(jù)經(jīng)驗數(shù)據(jù)，增加一些富余度而進(jìn)行設(shè)計，這樣存在的問題是對于結(jié)構(gòu)部件沒有定量的數(shù)據(jù)分析，而一般人們傾向于采用偏保守的設(shè)計，使得搖臂的尺寸過大，影響其經(jīng)濟(jì)性及實用性。隨著計算機(jī)技術(shù)的發(fā)展，有限元分析的技術(shù)廣泛使用于設(shè)計過程中，本文根據(jù)現(xiàn)有搖臂的結(jié)構(gòu)，設(shè)計了一種新型的優(yōu)化結(jié)構(gòu)，并采用CAE的方法對其工作性能進(jìn)行分析[1]。

1 搖臂結(jié)構(gòu)設(shè)計

我國探明的煤炭儲量情況中，1 m以下的煤層占據(jù)了30%，對于這些煤層的開采具有廣大的潛力。在傳統(tǒng)的采煤機(jī)布置中，一般采用兩種形式的布置方案，即騎溜槽及爬底板形式。對于騎溜槽布置形式，搖臂及機(jī)身布置在刮板機(jī)的上方，這種形式的布置使得過煤空間的大小受到電機(jī)尺寸的影響。由于國產(chǎn)電機(jī)的尺寸普遍大于國外電機(jī)，對于薄煤層進(jìn)行開采時，電機(jī)尺寸對過煤高度的影響就顯得特別顯著[2]。通常人們采用無外水套電機(jī)解決這一問題時容易造成殼體的腐蝕，增加電機(jī)更換及調(diào)整的難度。針對薄煤層的高度空間，采用將采煤機(jī)機(jī)身從刮板上方移至煤壁側(cè)的方法，這樣即形成了爬底板式的布置方式。這種形式的布置對于底板的要求較高，底板必須保證平整性，在運行過程中需要較大的牽引力來克服運行過程中的阻力，對于采煤機(jī)的操作要求較高容易出現(xiàn)卡滯甚至自鎖的現(xiàn)象[3]。

針對搖臂布置形式的問題，將機(jī)身置于刮板機(jī)上方，而截割電機(jī)置于煤壁側(cè)，同時避開刮板機(jī)輸送鏈；這種形式的布置可以解決過煤空間小的問題，且取消了輔助的支撐滑靴，解決了運行阻力大的問題，且能滿足復(fù)雜工況的要求。

搖臂組件在工作過程中，截割部電機(jī)的動力是通過三級直齒及一級行星減速機(jī)構(gòu)輸送到滾筒的，使?jié)L筒進(jìn)行采煤作業(yè)。對于上述的布置形式，為更好地進(jìn)行齒數(shù)分配，合理布置采煤機(jī)組件，在傳動系統(tǒng)中在1、2級及2、3級齒輪之間分別增加了惰輪，其傳動系統(tǒng)如圖1所示。

圖1 傳動系統(tǒng)示意圖

式中：P為電動機(jī)額定功率，取150 kW；φ為電動機(jī)過負(fù)荷系數(shù)，極限值取2，正常工作時取1.3；i為截割部總傳動比，取11.749；η為截割部傳動效率，取0.877；n為電動機(jī)轉(zhuǎn)速，取1 480 r/min；D為滾筒直徑，取0.8 m。

將數(shù)據(jù)代入公式（1）得Fj=49.866 kN。

對于推進(jìn)阻力，根據(jù)經(jīng)驗數(shù)據(jù)，推進(jìn)阻力、截割阻力之間成一定的比例關(guān)系，即推進(jìn)阻力：

2 系統(tǒng)關(guān)鍵部件的CAE分析優(yōu)化

2.1 靜態(tài)載荷分析

對于所設(shè)計的搖臂結(jié)構(gòu)，首先需進(jìn)行靜態(tài)載荷分析，確定系統(tǒng)的強(qiáng)度滿足要求。首先對于模型進(jìn)行簡化，滾筒在工作過程中，假定所受到的阻力為作用于截齒齒尖的集中力，該集中力可分解為水平及垂直方向上的阻力，分別稱之為推進(jìn)阻力及截割阻力。

根據(jù)采煤機(jī)的截割電機(jī)功率，螺旋滾筒的直徑等，可按下式進(jìn)行截割阻力的估算[4]：式中：K為與截齒的磨損程度有關(guān)的指數(shù)，磨損系數(shù)較小時取0.2，磨損較大時取1.0，中等磨損程度截齒，取0.6～0.8，本次計算取 0.75.

將數(shù)據(jù)代入公式（2）得Ft=37.399 kN。

軸向力的計算：

式中：Lk為滾筒端盤部分截齒的截割寬度，取0.8 m；K2為滾筒端盤部分接近半封閉截割條件的參數(shù)，在中等工作條件下取2；Lj為滾筒的有效截深，取0.6 m。

將數(shù)據(jù)代入公式（3）得Fz=46.488 kN。

2.2 搖臂殼體有限元分析

對于搖臂的計算，選擇左搖臂前進(jìn)方向作為計算對象，對于系統(tǒng)模型進(jìn)行簡化處理，受力點的載荷與電機(jī)最大過載系數(shù)的乘積作為受力分析的輸入條件，以搖臂回轉(zhuǎn)支撐孔作為搖臂的約束點，系統(tǒng)受力分析如圖2所示。

圖2 搖臂殼體載荷分布

所使用的搖臂體材料為ZG35CrMo，對其進(jìn)行加載運算，得到的應(yīng)變圖如圖3所示，從圖3中可以看出，搖臂殼體在行星減速器上方軸頸部所受到的應(yīng)力最大，產(chǎn)生較大的應(yīng)變，但最大的應(yīng)變值遠(yuǎn)小于許用疲勞極限，搖臂殼體滿足強(qiáng)度要求[5]。

圖3 搖臂殼體應(yīng)變圖

搖臂殼體是采煤機(jī)受力的主要承載部件，其結(jié)構(gòu)強(qiáng)度對于采煤機(jī)整體使用的可靠性具有至關(guān)重要的作用。為保證搖臂的正常穩(wěn)定的工作，在設(shè)計時，應(yīng)適當(dāng)增加搖臂殼體的厚度，并采用過渡性設(shè)計，避免產(chǎn)生集中應(yīng)力。

2.3 行星架有限元分析

行星架作為主要的承載部件，不僅對行星輪具有支撐、定位的作用，在工作過程中，還要進(jìn)行工作扭矩的傳遞，行星架必須具有足夠的強(qiáng)度以保證系統(tǒng)的正常運行。

在設(shè)計過程中，行星架的中間部位作為四根行星輪軸的支撐，為方便行星輪和太陽輪的布置，兩側(cè)板采用弧形板拼接的結(jié)構(gòu)，中間做成中空部分，側(cè)板之外為圓柱體空心軸，用于安裝軸承，來支撐行星輪架。結(jié)構(gòu)設(shè)計過程中，考慮到滾筒尺寸的限制，將行星輪機(jī)構(gòu)也設(shè)計的較小，因此對行星輪架進(jìn)行有限元分析，并根據(jù)需要采取一定措施增加側(cè)板間的抗扭轉(zhuǎn)剛度，使行星架的扭轉(zhuǎn)角盡可能減小，滿足系統(tǒng)剛度需求。建立系統(tǒng)的行星架模型如圖4所示。

圖4 行星輪架模型圖

在實際工作過程中，行星輪架承受軸承的支撐力之外，還要承受扭矩和彎矩的作用，為簡化分析計算的過程，文中計算方式只考慮扭矩的作用，扭矩以集中力的形式作用于行星輪軸上，限制行星輪架的轉(zhuǎn)動，分別計算電機(jī)滿載及電機(jī)過載情況下行星輪架的受力狀態(tài)。

電機(jī)滿載與過載兩種情況下的最大應(yīng)力值部位一致，均出現(xiàn)在位于行星輪架內(nèi)側(cè)板上支承行星輪軸的小孔邊緣，內(nèi)側(cè)板軸徑處各部位應(yīng)力均遠(yuǎn)小于相應(yīng)的許用應(yīng)力，滿足系統(tǒng)強(qiáng)度要求。

為保證系統(tǒng)中行星輪架的工作可靠性，在實際應(yīng)用中，應(yīng)盡量加大行星輪架兩側(cè)板的厚度及連接軸的直徑，這樣有助于提高其抗扭轉(zhuǎn)的剛度。對于內(nèi)側(cè)板厚度的控制，應(yīng)在空間允許的情況下，將內(nèi)側(cè)板做成過度結(jié)構(gòu)，以減小結(jié)構(gòu)的突變性，避免應(yīng)力集中的出現(xiàn)。

3 結(jié)論

采煤機(jī)的搖臂機(jī)構(gòu)主要起傳動和調(diào)高作用，傳統(tǒng)的騎溜槽及爬底板形式的搖臂布置形式，對于薄煤層來說具有難以克服的困難。本文設(shè)計的新型搖臂結(jié)構(gòu)，滿足系統(tǒng)工作強(qiáng)度的需求，對于薄煤層的開采具有重要意義。