王小敏
(晉能控股煤業(yè)集團(tuán)草垛溝煤業(yè)有限公司, 山西 大同 037102)
煤炭資源作為我國(guó)經(jīng)濟(jì)社會(huì)發(fā)展的重要能源之一,近年來(lái)的需求量越來(lái)越大,煤炭掘進(jìn)工作越來(lái)越繁重[1]。采煤機(jī)作為煤炭采掘過(guò)程中的重要設(shè)備,其工作的可靠性不僅關(guān)系煤炭掘進(jìn)的安全性,還與煤炭企業(yè)的采煤量和效率息息相關(guān),現(xiàn)已引起煤炭行業(yè)的廣泛關(guān)注[2-3]。搖臂作為采煤機(jī)實(shí)現(xiàn)煤炭巷道掘進(jìn)的關(guān)鍵部件,是截割頭實(shí)現(xiàn)采煤動(dòng)作的樞紐,依靠?jī)?nèi)部齒圈與殼體連接傳遞動(dòng)力,驅(qū)動(dòng)截割頭連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)。內(nèi)齒圈與搖臂連接采用螺栓組,受力條件苛刻,經(jīng)常出現(xiàn)螺栓剪斷等問(wèn)題,影響了采煤機(jī)的工作效率,限制了煤炭企業(yè)的產(chǎn)量。
采煤機(jī)搖臂結(jié)構(gòu)尺寸較大,為了便于安裝,一般將其做成分體式結(jié)構(gòu)。搖臂內(nèi)齒圈與殼體連接位置采用普通螺栓與圓柱銷(xiāo)相結(jié)合的模式,其中的普通螺栓提供二者結(jié)合面之間的緊固力,圓柱銷(xiāo)用于承受內(nèi)齒圈與殼體之間的剪切載荷。內(nèi)齒圈與殼體結(jié)合面之間配置的普通螺栓個(gè)數(shù)為12 支,圓柱銷(xiāo)的個(gè)數(shù)為6 支。螺栓孔為沉孔,可以節(jié)省螺栓安裝空間,同時(shí)也能夠滿足搖臂整體的連接要求。筆者工作期間,搖臂內(nèi)齒圈與殼體連接位置的螺栓出現(xiàn)了3 次斷裂故障,導(dǎo)致采煤機(jī)停止工作,影響了整個(gè)煤炭掘進(jìn)工作面的工作效率。
運(yùn)用Pro/E 三維建模軟件建立搖臂內(nèi)齒圈和殼體連接組件的三維模型,包括內(nèi)齒圈、螺栓組和圓柱銷(xiāo)等。為了提高后續(xù)仿真計(jì)算效率,對(duì)模型進(jìn)行了簡(jiǎn)化,忽略了各結(jié)構(gòu)件的圓角、倒角等特征。
將內(nèi)齒圈與殼體連接組件三維模型導(dǎo)入ANSYS仿真計(jì)算軟件之后設(shè)置材料屬性,內(nèi)齒圈屈服強(qiáng)度值為930 MPa,計(jì)算許用應(yīng)力為465 MPa;螺栓組的剪切強(qiáng)度為400 MPa,計(jì)算許用應(yīng)力為80 MPa;圓柱銷(xiāo)的屈服強(qiáng)度為310 MPa,計(jì)算許用應(yīng)力為155 MPa。內(nèi)齒圈與殼體連接組件網(wǎng)格劃分采用自由化分方法完成。
采煤機(jī)搖臂內(nèi)齒圈與搖臂連接組件工作的危險(xiǎn)狀態(tài)是極限載荷工況,由實(shí)際工作條件計(jì)算得到采煤機(jī)搖臂極限截割阻力為55 kN,極限推進(jìn)阻力為45 kN,極限軸向載荷為4 kN,內(nèi)齒圈的行星輪扭矩輸入數(shù)值為2 800 N·m,依據(jù)上述數(shù)據(jù)完成采煤機(jī)搖臂內(nèi)齒圈與殼體連接組件仿真模型的載荷設(shè)置。仿真模型約束設(shè)置時(shí),各個(gè)相互接觸的連接組件之間設(shè)置為接觸對(duì),摩擦系數(shù)設(shè)置為0.2。
完成采煤機(jī)搖臂內(nèi)齒圈和殼體連接組件的三維模型建立、材料屬性設(shè)置、網(wǎng)格劃分、約束與載荷配置之后即可啟動(dòng)ANSYS 仿真軟件內(nèi)部自帶的求解器開(kāi)展仿真分析工作。之后提取內(nèi)齒圈與殼體連接位置各個(gè)組件的強(qiáng)度分析結(jié)果,如下頁(yè)圖1、圖2、圖3 所示。
圖3 圓柱銷(xiāo)等效應(yīng)力(Pa)分布云圖
由圖1 可以看出,內(nèi)齒圈工作時(shí)的最大應(yīng)力為111 MPa,最大應(yīng)力出現(xiàn)的位置處于內(nèi)齒圈銷(xiāo)孔受力部分。內(nèi)齒圈最大應(yīng)力數(shù)值與其材料42CrMo 的計(jì)算許用應(yīng)力465 MPa 相比較相差較大,具有足夠的安全裕度,強(qiáng)度足夠滿足采煤機(jī)搖臂內(nèi)齒圈與殼體連接的可靠性要求。
圖1 內(nèi)齒圈等效應(yīng)力(Pa)分布云圖
由圖2 可以看出,工作時(shí)單個(gè)螺栓的最大應(yīng)力為112 MPa,最大應(yīng)力位置出現(xiàn)在內(nèi)齒圈與螺柱接觸位置,相較于螺栓材料的計(jì)算許用應(yīng)力80 MPa(GB/T 6190—1986),存在應(yīng)力集中現(xiàn)象,不能保證內(nèi)齒圈與殼體的可靠工作。應(yīng)力集中的存在,使得螺栓工作時(shí)極有可能出現(xiàn)斷裂事故,與實(shí)際情況相符,需要進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計(jì)工作以提高內(nèi)齒圈與殼體的連接強(qiáng)度。
圖2 螺栓組等效應(yīng)力(Pa)分布云圖
由圖3 可以看出,工作時(shí)圓柱銷(xiāo)的最大應(yīng)力數(shù)值為16.1 MPa,最大應(yīng)力出現(xiàn)在內(nèi)齒圈與圓柱銷(xiāo)接觸的位置。對(duì)比圓柱銷(xiāo)材料ZG310-570 的計(jì)算許用應(yīng)力155 MPa 與最大等效應(yīng)力16.1 MPa,可得圓柱銷(xiāo)工作過(guò)程中存在很大安全裕度,強(qiáng)度足夠滿足內(nèi)齒圈與殼體連接的可靠性要求。
由搖臂內(nèi)齒圈與殼體連接組件強(qiáng)度分析結(jié)果能夠看出,螺栓組工作過(guò)程中存在明顯的應(yīng)力集中情況,是強(qiáng)度分析中的薄弱環(huán)節(jié),需要進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計(jì)。查閱大量文獻(xiàn)資料可得,螺栓組改進(jìn)的措施主要包括以下幾種:第一是用材料性能更好的螺栓替換原來(lái)強(qiáng)度不足的螺栓,提高單個(gè)螺栓的強(qiáng)度,以保證整個(gè)螺栓組的連接強(qiáng)度;第二是增大原有螺栓的公稱(chēng)直徑,以提高螺栓組的連接強(qiáng)度,但是該方案需要改變與之配合的連接件螺栓孔尺寸,涉及內(nèi)齒圈與殼體;第三是增加原螺栓組的數(shù)量,降低單個(gè)螺栓的緊固力,提高整個(gè)螺栓組的連接可靠性。結(jié)合采煤機(jī)搖臂內(nèi)齒圈與殼體連接組件中螺栓組改進(jìn)的難易程度,選擇第一種改進(jìn)措施,更換強(qiáng)度更好的螺栓。參照GB/T 6191—1986 標(biāo)準(zhǔn)重新選擇相同尺寸規(guī)格的螺栓,屈服強(qiáng)度高達(dá)830 MPa,計(jì)算許用應(yīng)力166 MPa,基于仿真計(jì)算結(jié)果,更換高強(qiáng)度螺栓足以滿足搖臂內(nèi)齒圈與殼體連接的可靠性要求。
為了驗(yàn)證采煤機(jī)搖臂內(nèi)齒圈和殼體連接組件中螺栓組改進(jìn)的可行性,將某煤炭企業(yè)中服役的采煤機(jī)搖臂內(nèi)齒圈和殼體連接用的螺栓替換為高強(qiáng)度螺栓,進(jìn)行為期半年的跟蹤記錄,結(jié)果表明,改進(jìn)之后的內(nèi)齒圈和殼體連接可靠,未出現(xiàn)連接螺栓斷裂的問(wèn)題。統(tǒng)計(jì)結(jié)果顯示,更換高強(qiáng)度螺栓之后的搖臂,降低了采煤機(jī)近10%的故障修復(fù)時(shí)間,節(jié)省了2~3 名采煤機(jī)運(yùn)維人員,提高了采煤機(jī)近8%的有效工作時(shí)間,預(yù)計(jì)為企業(yè)新增經(jīng)濟(jì)效益近80 萬(wàn)元/年,取得了很好的應(yīng)用效果。