王子明

(國(guó)能神東煤炭集團(tuán)機(jī)電管理部,陜西 神木 719300)

截割部作為采煤機(jī)重要組成結(jié)構(gòu),其工作性能直接決定著采煤機(jī)整體煤產(chǎn)量。然而結(jié)合實(shí)際情況來(lái)看,采煤機(jī)截割部實(shí)際生產(chǎn)過(guò)程中具有受力復(fù)雜等特點(diǎn),極易導(dǎo)致截割部受損。同時(shí),根據(jù)統(tǒng)計(jì)分析確認(rèn),采煤機(jī)截割部搖臂齒輪箱故障占采煤機(jī)整體故障的比例約為34.2%,可見(jiàn)采煤機(jī)截割部搖臂對(duì)采煤機(jī)整體運(yùn)行存在較大影響。因此,通過(guò)構(gòu)建采煤機(jī)截割部剛?cè)狁詈夏Ｐ?獲取采煤機(jī)截割部搖臂的受力特點(diǎn),再以此為基礎(chǔ)實(shí)施搖臂優(yōu)化設(shè)計(jì),對(duì)現(xiàn)有采煤機(jī)相關(guān)研究進(jìn)行豐富完善的同時(shí),也可以為后續(xù)采煤機(jī)截割部搖臂結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考,因而具有一定的理論價(jià)值和現(xiàn)實(shí)價(jià)值。

1 采煤機(jī)截割部剛?cè)狁詈夏Ｐ蜆?gòu)建

采用UG建模軟件、Hypermesh有限元前處理軟件、ANSYS有限元仿真軟件、ADAMS多體動(dòng)力學(xué)軟件聯(lián)合構(gòu)建采煤機(jī)截割部剛?cè)狁詈夏Ｐ汀?/p>

首先,根據(jù)采煤機(jī)截割部基本結(jié)構(gòu),通過(guò)UG建模軟件構(gòu)建采煤機(jī)截割部各結(jié)構(gòu)件三維實(shí)體模型,并于軟件中進(jìn)行虛擬裝配,裝配后的模型導(dǎo)入到ADAMS軟件中,形成采煤機(jī)截割部剛性體模型。在Hypermesh有限元前處理軟件中導(dǎo)入采煤機(jī)截割部搖臂三維幾何模型,并采用solid185單元對(duì)模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分。在搖臂各軸孔位置創(chuàng)建interface節(jié)點(diǎn),該節(jié)點(diǎn)主要用于實(shí)現(xiàn)ADAMS軟件中運(yùn)動(dòng)副及負(fù)載的創(chuàng)建。在節(jié)點(diǎn)上劃分MASS21單元,使用Rigid單元連接主節(jié)點(diǎn)和周?chē)?jié)點(diǎn),構(gòu)建搖臂模型的剛性連接效果,實(shí)現(xiàn)模型載荷傳遞效果[1]。

其次,網(wǎng)格劃分和剛性區(qū)域構(gòu)建后,需為模型配置材料屬性,搖臂采用結(jié)構(gòu)鋼材料,此種材料密度為7 850 kg/m3、泊松比為0.3、楊氏模量為210 GPa。同時(shí),為模型配置質(zhì)量單元,即將主節(jié)點(diǎn)上的MASS21單元實(shí)常數(shù)中的平動(dòng)質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)質(zhì)量常數(shù)均配置為10-6[2]。通過(guò)Hypermesh軟件完成有限元前處理后,形成的搖臂模型如圖1所示。

圖1 搖臂柔性化模型Fig.1 Flexible model of rocker arm

最后,完成模型前處理以后,將模型文件輸出為*.cdb格式,并導(dǎo)入到ADNSY軟件中,于軟件中選中模型各主節(jié)點(diǎn),導(dǎo)出模型對(duì)應(yīng)設(shè)置。不過(guò)考慮到搖臂模型中所涉及的剛性區(qū)域較多,采用GUI模式選中主節(jié)點(diǎn)難度較大,所以采用先導(dǎo)入APDL再通過(guò)命令流輸出中性文件[3]。將柔性化模型和中性文件均導(dǎo)入到ADAMS軟件中,替換原有剛性體模型,形成采煤機(jī)截割部剛?cè)狁詈夏Ｐ??？紤]到剛?cè)狁詈夏Ｐ头抡娣治鲞^(guò)程中對(duì)于計(jì)算機(jī)性能要求較高,所以為降低計(jì)算機(jī)運(yùn)行壓力,在保障模型仿真分析結(jié)果精準(zhǔn)性的情況下,僅對(duì)采煤機(jī)截割部中搖臂以及截三截四齒輪進(jìn)行柔性化處理[4],所構(gòu)成的剛?cè)狁詈夏Ｐ腿鐖D2所示。

2 采煤機(jī)截割部剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)分析

2.1 采煤機(jī)截割部轉(zhuǎn)速仿真分析

通過(guò)ADAMS軟件進(jìn)行仿真分析后,獲取到采煤機(jī)截割部各關(guān)鍵部件轉(zhuǎn)速對(duì)比結(jié)果見(jiàn)表1。

圖2 采煤機(jī)截割部剛?cè)狁詈夏Ｐ虵ig.2 Rigid-flexible coupling model of shearer cutting part

表1 采煤機(jī)截割部各關(guān)鍵部件轉(zhuǎn)速對(duì)比Tab.1 Comparison of rotational speeds of key components of shearer cutting part

由表1可知,對(duì)采煤機(jī)截割部搖臂和齒輪進(jìn)行柔性處理后,采煤機(jī)截割部各關(guān)鍵部件的轉(zhuǎn)速均方根結(jié)果相較于剛性體均方根結(jié)果更近似于理論值,一定程度上證明柔性化處理對(duì)模型仿真分析效果具有較大影響。同時(shí),相較于搖臂柔性化處理,齒輪柔性化處理后期轉(zhuǎn)速影響相對(duì)較大[5]。不過(guò)表1中的結(jié)果均為仿真均方根結(jié)果,其無(wú)法有效反映采煤機(jī)截割部各關(guān)鍵結(jié)構(gòu)件每一時(shí)刻的仿真誤差情況,所以,還需要獲取各關(guān)鍵結(jié)構(gòu)件的誤差均值。

將仿真分析過(guò)程中所獲取到的各關(guān)鍵結(jié)構(gòu)件角速度結(jié)果導(dǎo)出至MATLAB軟件,于軟件中對(duì)各關(guān)鍵結(jié)構(gòu)件誤差均值進(jìn)行計(jì)算分析,進(jìn)而獲取到各關(guān)鍵結(jié)構(gòu)件仿真誤差分析結(jié)果見(jiàn)表2。

由表2可知,搖臂模型的柔性化處理可有效降低采煤機(jī)截割部各關(guān)鍵部件轉(zhuǎn)速仿真誤差,其原因在于搖臂模型柔性化處理后,在彈性變形以及系統(tǒng)阻尼的共同作用下,整體采煤機(jī)截割部系統(tǒng)的運(yùn)行振動(dòng)得到一定抑制[6]。同時(shí),通過(guò)仿真誤差結(jié)果可知,齒輪柔性化處理將會(huì)增大截一軸至截四軸的轉(zhuǎn)速誤差,降低截五軸、一級(jí)行星架和二級(jí)行星架的轉(zhuǎn)速誤差,所以在綜合分析后,模型柔性化處理中僅實(shí)現(xiàn)搖臂、截三軸以及截四軸的柔性化處理,其他模型則不進(jìn)行柔性化處理。

表2 采煤機(jī)截割部各關(guān)鍵部件轉(zhuǎn)速仿真誤差分析
Tab.2 Error analysis of rotational speeds simulation of

each key component of shearer cutting part

2.2 采煤機(jī)截割部加速度仿真分析

受限于文章篇幅,采煤機(jī)截割部加速度仿真分析過(guò)程采用截三軸和截五軸作為加速度仿真分析對(duì)象,根據(jù)剛?cè)狁詈夏Ｐ瓦M(jìn)行加速度響應(yīng)規(guī)律分析,進(jìn)而獲取到采煤機(jī)截割部剛?cè)狁詈夏Ｐ椭腥嵝曰瘬u臂、柔性化齒輪以及柔性化搖臂齒輪的加速度仿真結(jié)果如下所示。

柔性化搖臂截三軸和截五軸加速度曲線和頻譜仿真分析結(jié)果如圖3、圖4所示,柔性化齒輪、柔性化搖臂齒輪的加速度曲線和頻譜仿真分析結(jié)果與其較為類(lèi)似,在此將不再另行說(shuō)明,以下直接說(shuō)明仿真分析結(jié)果。

圖3 柔性化搖臂截三軸加速度曲線及頻譜結(jié)果Fig.3 Three axis acceleration curvses and spectrum results of flexible rocker arm section

圖4 柔性化搖臂截五軸加速度曲線及頻譜結(jié)果Fig.4 Five axis acceleration curves and spectrum results of flexible rocker arm section

通過(guò)角速度曲線仿真分析結(jié)果可知,搖臂柔性化處理后,采煤機(jī)截割部各關(guān)鍵結(jié)構(gòu)件的角速度振動(dòng)幅度得到明顯增大;齒輪柔性化處理后,采煤機(jī)截割部各關(guān)鍵結(jié)構(gòu)件的角速度振動(dòng)幅度明顯下降,但同時(shí)各關(guān)鍵結(jié)構(gòu)件的時(shí)域角加速度曲線卻表現(xiàn)出更強(qiáng)的無(wú)規(guī)律行特征。此外,根據(jù)角速度頻譜仿真分析結(jié)果可知,采煤機(jī)截割部各軸的加速度振幅在各級(jí)傳動(dòng)嚙合基頻以及倍頻幅值均相對(duì)較大,并且該傳動(dòng)嚙合基頻和倍頻在二級(jí)行星齒輪傳動(dòng)嚙合基頻及其二倍頻區(qū)域還存在邊頻帶。

2.3 采煤機(jī)截割部嚙合力仿真分析

受限于文章篇幅,采煤機(jī)截割部嚙合力仿真分析過(guò)程采用截三齒輪和截四齒輪嚙合力、一級(jí)行星傳動(dòng)系統(tǒng)中內(nèi)齒輪與行星輪嚙合力作為仿真分析對(duì)象,根據(jù)剛?cè)狁詈夏Ｐ瓦M(jìn)行嚙合力相應(yīng)規(guī)律分析,進(jìn)而獲取到采煤機(jī)截割部剛?cè)狁詈夏Ｐ椭腥嵝曰瘬u臂、柔性化齒輪以及柔性化搖臂齒輪的加速度仿真結(jié)果如圖5、圖6所示。

通過(guò)仿真分析結(jié)果可知,搖臂柔性化處理后,搖臂的彈性變形有效抑制齒輪嚙合中所產(chǎn)生的振動(dòng)頻率;齒輪柔性化處理后截三齒輪與截四齒輪嚙合力仿真分析結(jié)果與剛性齒輪下截三齒輪與截四齒輪嚙合力仿真分析結(jié)果對(duì)比后可知,齒輪柔性化處理后結(jié)果明顯偏大,其原因在于齒輪柔性化處理后,齒輪嚙合時(shí)的剛性體接觸變?yōu)槿嵝泽w接觸,導(dǎo)致齒輪嚙合過(guò)程中的單點(diǎn)接觸和線接觸變?yōu)槎帱c(diǎn)接觸和面接觸,而接觸區(qū)域的剛度性能未發(fā)生改變,使得接觸面積增大的同時(shí),嚙合力水平得到明顯提升。不過(guò)對(duì)比齒輪柔性化處理后一級(jí)行星系統(tǒng)中的內(nèi)齒輪與行星輪嚙合力曲線可知,相較于截三齒輪與截四齒輪嚙合力,其曲線幅值變化較小。

圖5 柔性化搖臂截三齒輪嚙合力曲線及頻譜結(jié)果Fig.5 Meshing force curves and frequency spectrum results of flexible rocker arm′s third gear

另外,通過(guò)嚙合力頻譜對(duì)比分析可知,2組齒輪的嚙合力幅值在各級(jí)傳動(dòng)嚙合基頻及倍頻區(qū)域均表現(xiàn)出幅值較大的特征,并且該傳動(dòng)嚙合基頻和倍頻在二級(jí)行星齒輪傳動(dòng)嚙合基頻及其二倍頻區(qū)域還存在邊頻帶。

2.4 采煤機(jī)截割部應(yīng)力仿真分析

基于剛?cè)狁詈夏Ｐ?通過(guò)ADAMS軟件中的Contour Plots模塊獲取采煤機(jī)截割部響應(yīng)云圖如圖7所示。

通過(guò)仿真分析對(duì)比可知,齒輪柔性化處理并不會(huì)對(duì)采煤機(jī)截割部搖臂應(yīng)力造成顯著影響,并且齒輪柔性化處理前后,采煤機(jī)截割部搖臂最大應(yīng)力區(qū)域也未發(fā)生變化;搖臂柔性化處理后,截三軸的10個(gè)最大應(yīng)力點(diǎn)位置均出現(xiàn)變化;在搖臂柔性化處理前,截三軸所承受的最大應(yīng)力值為422.577 MPa,而在搖臂柔性化處理后,截三軸所承受的最大應(yīng)力值變更為434.458 MPa,相對(duì)來(lái)說(shuō)最大應(yīng)力值提高2.8%;由于截四齒輪所承受的最大應(yīng)力值較小,所以在研究中不對(duì)其進(jìn)行分析考慮。

圖7 采煤機(jī)截割部應(yīng)力云圖Fig.7 Stress nephogram of shearer cutting part

采煤機(jī)搖臂所承受的應(yīng)力主要集中在以及內(nèi)齒圈固定區(qū)域、搖臂兩側(cè)端部區(qū)域、截一軸軸承座區(qū)域;軸三軸所承受的應(yīng)力主要集中在截三軸大小齒輪的中間軸頸部區(qū)域。不過(guò)考慮到應(yīng)力云圖無(wú)法精準(zhǔn)反映各應(yīng)力節(jié)點(diǎn)實(shí)際分布情況,所以還需要對(duì)剛?cè)狁詈夏Ｐ椭薪厝S齒輪分別于截二軸齒輪和截四軸齒輪過(guò)程進(jìn)行仿真分析,進(jìn)而獲取嚙合過(guò)程中各節(jié)點(diǎn)應(yīng)力變化響應(yīng)特征。

如圖8和圖9所示,搖臂節(jié)點(diǎn)1579和截三軸節(jié)點(diǎn)1579的最大應(yīng)力值均出現(xiàn)于0.1 s內(nèi),而該時(shí)間段為采煤機(jī)截割部啟動(dòng)階段,待截割部進(jìn)入平穩(wěn)運(yùn)行階段后,兩節(jié)點(diǎn)上的最大應(yīng)力值均相對(duì)較小。同時(shí),進(jìn)一步分析各柔性體結(jié)構(gòu)件在采煤機(jī)截割部平穩(wěn)運(yùn)行后的最大應(yīng)力變化可知,搖臂的最大應(yīng)力未出現(xiàn)較大變化,而截三軸最大應(yīng)力為350 MPa,均處于標(biāo)準(zhǔn)范圍內(nèi)?？傮w來(lái)說(shuō),采煤機(jī)截割部搖臂應(yīng)力富余較大。為提高采煤機(jī)截割部搖臂經(jīng)濟(jì)性水平,應(yīng)對(duì)采煤機(jī)截割部搖臂結(jié)構(gòu)進(jìn)行適當(dāng)優(yōu)化調(diào)整。

圖8 搖臂節(jié)點(diǎn)1579處應(yīng)力響應(yīng)曲線Fig.8 Stress response curves at rocker arm node 1579

圖9 截三軸節(jié)點(diǎn)1579處應(yīng)力響應(yīng)曲線Fig.9 Stress response curves at section triaxial node 1579

3 采煤機(jī)截割部搖臂優(yōu)化設(shè)計(jì)

3.1 搖臂瞬態(tài)分析

采用UG模型構(gòu)建軟件構(gòu)建采煤機(jī)截割部搖臂三維幾何模型,適當(dāng)簡(jiǎn)化模型中螺栓孔、小倒角等非必要結(jié)構(gòu),將模型導(dǎo)入到ANSYS軟件中,通過(guò)模型中的Transient Structural模塊進(jìn)行仿真分析。

通過(guò)ANSYS軟件中的Model模塊為采煤機(jī)截割部搖臂添加結(jié)構(gòu)鋼材料基本屬性,并采用四面體單元進(jìn)行模型網(wǎng)格劃分。由于采煤機(jī)截割部搖臂與提升托架之間采用長(zhǎng)銷(xiāo)相連,在模型中為搖臂連接孔施加全約束,并在ADAMS軟件中提取出搖臂的三向力數(shù)據(jù),為ASNYS軟件中搖臂對(duì)應(yīng)位置配置三向力。最終所構(gòu)建出的采煤機(jī)截割部搖臂有限元仿真模型如圖10所示。

圖10 采煤機(jī)截割部搖臂有限元仿真模型Fig.10 Finite element simulation model of rocker arm of shearer cutting part

基于有限元仿真模型實(shí)施仿真分析,獲取到如圖11所示的仿真分析結(jié)果。

圖11 采煤機(jī)截割部搖臂等效應(yīng)力云圖Fig.11 Cloud chart of equal force of rocker arm of shearer cutting part

由圖11可知,采煤機(jī)搖臂應(yīng)力主要集中在電機(jī)箱過(guò)渡區(qū)域,綜合分析后確認(rèn)此種情況成因?yàn)閹缀文Ｐ瓦^(guò)渡不平滑。

3.2 搖臂優(yōu)化設(shè)計(jì)

在實(shí)施采煤機(jī)搖臂優(yōu)化前,應(yīng)先確定優(yōu)化設(shè)計(jì)三要素,即設(shè)計(jì)變量、優(yōu)化目標(biāo)以及約束條件[7]。搖臂優(yōu)化設(shè)計(jì)主要針對(duì)平行軸齒輪傳動(dòng)部分以及新型傳動(dòng)部分搖臂壁厚進(jìn)行優(yōu)化調(diào)整,因而搖臂優(yōu)化設(shè)計(jì)屬于多目標(biāo)優(yōu)化設(shè)計(jì),具體優(yōu)化中選取兩部分搖臂壁厚作為設(shè)計(jì)變量,設(shè)計(jì)目標(biāo)則是減小搖臂重量,提高采煤機(jī)截割部啟動(dòng)節(jié)點(diǎn)搖臂最大應(yīng)力。

基于以上設(shè)計(jì)三要素,具體設(shè)計(jì)中主要考慮搖臂質(zhì)量以及瞬態(tài)分析結(jié)果,但由于采煤機(jī)搖臂上存在焊接結(jié)構(gòu),為保障采煤機(jī)搖臂綜合性能,應(yīng)盡可能避免搖臂壁厚過(guò)低。綜合分析后,將采煤機(jī)截割部搖臂平行軸傳動(dòng)部分的壁厚設(shè)置為110～140 mm,行星傳動(dòng)部分壁厚設(shè)置為60～80 mm。

考慮到搖臂不同區(qū)域所采用的材料存在一定差異,為保障采煤機(jī)截割部搖臂應(yīng)用中安全性,將搖臂最大屈服強(qiáng)度設(shè)置為400 MPa。同時(shí),結(jié)合采煤機(jī)惡劣的工作環(huán)境以及工作復(fù)雜,具體設(shè)計(jì)中將搖臂安全系數(shù)設(shè)置為2.5[8],進(jìn)而獲取到搖臂最大應(yīng)力上限為160 MPa。

采用ANSYS軟件中響應(yīng)面優(yōu)化模式對(duì)搖臂殼體進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì),進(jìn)而獲取到平行軸傳動(dòng)部分搖臂壁厚最佳參數(shù)為110 mm,行星傳動(dòng)部分搖臂壁厚最佳參數(shù)為60 mm。

4 采煤機(jī)截割部搖臂優(yōu)化設(shè)計(jì)的工程應(yīng)用

根據(jù)仿真分析方法確認(rèn)采煤機(jī)截割部搖臂存在較大的可優(yōu)化空間,并采用ANSYS軟件中的響應(yīng)面優(yōu)化模式對(duì)搖臂殼體進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)[9],進(jìn)而獲取到平行軸傳動(dòng)部分搖臂壁厚最佳參數(shù)為110 mm,行星傳動(dòng)部分搖臂壁厚最佳參數(shù)為60 mm。為確認(rèn)優(yōu)化設(shè)計(jì)的應(yīng)用價(jià)值,以某煤礦MG1000/2500-WD型采煤機(jī)為研究對(duì)象,對(duì)采煤機(jī)截割部搖臂殼體參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化調(diào)整,并對(duì)其他結(jié)構(gòu)進(jìn)行適當(dāng)優(yōu)化,并保證采煤機(jī)截割部搖臂的綜合應(yīng)用效果。

為優(yōu)化后的采煤機(jī)截割部配置加速度傳感器、振動(dòng)傳感器等多種智能傳感器,用于采集優(yōu)化后采煤機(jī)截割部搖臂綜合應(yīng)力變化,獲取更為精準(zhǔn)有效的應(yīng)用數(shù)據(jù)參數(shù)的同時(shí),也一定程度上保障優(yōu)化后采煤機(jī)截割部搖臂的應(yīng)用安全性,落實(shí)煤礦安全生產(chǎn)相關(guān)要求。在經(jīng)過(guò)1個(gè)月的工程應(yīng)用后,將期間采集的數(shù)據(jù)進(jìn)行進(jìn)行歸納匯總,進(jìn)而將優(yōu)化后采煤機(jī)截割部搖臂參數(shù)及受力數(shù)據(jù)與優(yōu)化前搖臂參數(shù)及受力數(shù)據(jù)進(jìn)行匹配對(duì)比,進(jìn)而形成表3和圖12中的優(yōu)化前后參數(shù)及受力數(shù)據(jù)對(duì)比分析結(jié)果。

表3 采煤機(jī)截割部搖臂優(yōu)化前后參數(shù)及受力數(shù)據(jù)對(duì)比Tab.3 Comparison of parameters and force data before and after optimization of shearer cutting part rocker arm

圖12 優(yōu)化后采煤機(jī)截割部搖臂最大應(yīng)力曲線Fig.12 Maximum stress curves of rocker arm of shearer cutting part after optimization

5 結(jié)語(yǔ)

綜上所述,以MG1000/2500-WD型采煤機(jī)為研究對(duì)象,通過(guò)剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)分析方法對(duì)采煤機(jī)截割部進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真分析,進(jìn)而指出采煤機(jī)截割部搖臂存在較大的可優(yōu)化空間,并采用ANSYS軟件中的響應(yīng)面優(yōu)化模式對(duì)搖臂殼體進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì),所獲取的優(yōu)化設(shè)計(jì)應(yīng)用于工程實(shí)踐后確認(rèn)具有較高應(yīng)用價(jià)值,可在后續(xù)采煤機(jī)截割部搖臂結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)中進(jìn)行參考應(yīng)用。