李永輝

（山西霍爾辛赫煤業(yè)有限責(zé)任公司， 山西 長治 046699）

引言

煤炭作為我國近年來需求量越來越多的資源，其采掘工作量逐年增加，與此同時也對傳統(tǒng)采煤機械的可靠性提出了更高的要求[1]。采煤機作為煤炭開采過程中的重要裝置，其煤層采掘適應(yīng)性指標至關(guān)重要[2-3]。內(nèi)齒圈與搖臂連接組件作為采煤機采煤動力的關(guān)鍵傳輸部件，不僅與采煤機的效率直接相關(guān)，還與煤炭企業(yè)的采煤量掛鉤，可靠性要求較高[4]。內(nèi)齒圈與搖臂連接組件工作環(huán)境惡劣，受力情況復(fù)雜，長時間使用時經(jīng)常會出現(xiàn)螺栓斷裂等問題，必須高度重視[5-6]。因此針對某型號采煤機內(nèi)齒圈與搖臂連接組件經(jīng)常出現(xiàn)故障的現(xiàn)狀，借助ANSYS 有限元仿真分析軟件，開展采煤機搖臂內(nèi)齒圈與殼體連接組件強度分析與改進工作具有重要意義。

1 內(nèi)齒圈與搖臂連接組件簡介

搖臂作為采煤機結(jié)構(gòu)組件，采用分體式結(jié)構(gòu)。某型號采煤機內(nèi)齒圈與搖臂之間使用的是螺栓配合銷軸的連接方式，螺栓僅承受緊固力，銷軸承受剪切力。具體連接情況如下：內(nèi)齒圈法蘭與搖臂殼體之間采用12 支螺栓和6 支圓柱銷連接，為了節(jié)省螺栓空間，螺栓孔設(shè)計為沉孔結(jié)構(gòu)，滿足采煤機整體結(jié)構(gòu)的連接要求。相關(guān)研究表明，該采煤機長時間工作時存在故障問題，如連接螺栓斷裂等，嚴重影響了采煤機的利用率和采煤效率，限制了煤炭企業(yè)產(chǎn)煤量的進一步提升，有必要開展采煤機內(nèi)齒圈與搖臂連接組件的強度分析，以提高采煤機工作的可靠性。

2 有限元仿真分析

2.1 三維模型建立

采煤機內(nèi)齒圈與搖臂連接組件三維模型借助SolidWorks 軟件完成，涉及內(nèi)齒圈、螺栓組和圓柱銷組等結(jié)構(gòu)。為了簡化內(nèi)齒圈與搖臂連接組件復(fù)雜的實際結(jié)構(gòu)，搖臂僅建立了其與內(nèi)齒圈連接部分，將徑向定位套與搖臂殼體建立整體結(jié)構(gòu)，以便提高仿真計算的效率。

2.2 材料屬性設(shè)置與網(wǎng)格劃分

將內(nèi)齒圈與搖臂連接組件三維模型倒入ANSYS仿真軟件之后進行材料屬性設(shè)置，具體材料屬性參數(shù)如下：內(nèi)齒圈屈服強度為930 MPa，計算許用應(yīng)力為465 MPa；GB/T 6190 普通螺栓剪切強度為400 MPa，計算許用應(yīng)力為80 MPa；定位套材料屈服強度為310 MPa，計算許用應(yīng)力為155 MPa。完成材料屬性設(shè)置之后啟動自由劃分網(wǎng)格按鈕，即可完成網(wǎng)格結(jié)構(gòu)的劃分。

2.3 載荷與約束施加

內(nèi)齒圈與搖臂連接組件仿真分析僅針對極限工作載荷，搖臂滾筒采煤時的極限截割阻力為50 kN，極限推進阻力為40 kN，極限軸向力為45 kN，內(nèi)齒圈輸入的行星輪扭矩為2 500 N·m。依次完成內(nèi)齒圈與搖臂連接組的載荷施加。約束設(shè)置時，各相鄰組件之間設(shè)置接觸對，之間的摩擦系數(shù)輸入為0.3。

2.4 仿真結(jié)果

采煤機搖臂內(nèi)齒圈與殼體連接組件有限元仿真分析前處理工作由ANSYS 仿真軟件完成，之后啟動ANSYS 軟件內(nèi)部自帶求解器進行強度分析，計算結(jié)束得到內(nèi)齒圈、螺栓組和圓柱銷的等效應(yīng)力分布云圖，分別如圖1、下頁圖2 和圖3 所示。

圖2 螺栓組等效應(yīng)力（Pa）分布云圖

圖3 圓柱銷等效應(yīng)力（Pa）分布云圖

由圖1 內(nèi)齒圈等效應(yīng)力分布云圖可以看出，工作過程中的最大應(yīng)力數(shù)值為111 MPa，出現(xiàn)在內(nèi)齒圈的銷軸孔的受力邊緣。相較于內(nèi)齒圈材料42CrMo 的計算許用應(yīng)力465 MPa，計算得出安全系數(shù)為4.19，強度足以滿足工程需要。

圖1 內(nèi)齒圈等效應(yīng)力（Pa）分布云圖

由圖2 螺栓組等效應(yīng)力分布云圖可以看出，工作過程中的最大應(yīng)力數(shù)值為112 MPa，出現(xiàn)在內(nèi)齒圈與螺柱接觸的邊緣。相較于螺栓材料的計算許用應(yīng)力80 MPa（GB/T 6190—1986），出現(xiàn)了明顯的應(yīng)力集中情況，采煤機搖臂內(nèi)齒圈與殼體連接組件工作過程中存在螺栓剪斷或者拉斷的危險，需要進行改進設(shè)計方可保證采煤機搖臂內(nèi)齒圈與殼體連接組件的可靠工作。

由圖3 圓柱銷等效應(yīng)力分布云圖可以看出，工作過程中的最大應(yīng)力數(shù)值為16.1 MPa，出現(xiàn)在內(nèi)齒圈與銷軸接觸位置的邊緣。相較于銷軸材料ZG310-570的計算許用應(yīng)力155 MPa，計算得出安全系數(shù)為9.63，強度足以滿足工程需要。

3 改進設(shè)計

由上述仿真計算結(jié)果可以看出，采煤機搖臂內(nèi)齒圈與殼體連接組件實際工作過程中連接螺栓組存在強度不足的問題需要進行改進。目前改進螺栓連接組件的方法涉及以下途徑：一是改變連接螺栓的材質(zhì)，保持原有的外形尺寸，提高連接螺栓的抗拉強度；二是增加原來螺栓連接組的螺栓公稱直徑，需要改變原來內(nèi)齒圈與殼體連接組件的螺紋連接組件的結(jié)構(gòu)，三是提高原有螺栓組的螺栓個數(shù)，降低單個螺栓所承受的載荷，提高各個螺栓工作安全系數(shù)。綜合考慮上述螺栓強度不足的改進方法以及實施的難易程度，此處選擇第一種改進措施，保持原螺栓連接結(jié)構(gòu)不變的前提下，更換力學(xué)性能更好的螺栓組，參照國標號為GB/T 6191—1986 的標準，重新確定了連接螺栓的等級，選擇的螺栓屈服強度為830 MPa，計算許用應(yīng)力為166 MPa，參照以上計算結(jié)果，足以滿足采煤機搖臂內(nèi)齒圈與殼體連接組件最大工作載荷下可靠工作的要求。

4 應(yīng)用效果評價

為了驗證內(nèi)齒圈與搖臂連接組件更換高強度連接螺栓之后的改進效果，將其服役中的采煤機普通螺栓組全部換掉，跟蹤觀察其運行效果。結(jié)果表明，采煤機內(nèi)齒圈與搖臂連接組件工作可靠，未出現(xiàn)連接螺栓失效情況，能夠有效保證采煤機內(nèi)齒圈與搖臂連接組件穩(wěn)定工作的要求。經(jīng)統(tǒng)計表明，高強度螺栓組的投入使用，降低了近13%的內(nèi)齒圈與搖臂連接組件故障率，維保工作量降低近7%，提高了近11%的采煤機工作效率，將會為企業(yè)新增經(jīng)濟效益150 萬元/年。