張克斌，楊兆建，王義亮

（1.太原理工大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，太原 030024；2.山西省礦山機(jī)械CAE工程技術(shù)研究中心，太原 030024）

0 引言

采煤機(jī)破碎裝置的任務(wù)是破碎采煤機(jī)截割落下的大塊煤，以保證落下的煤炭順利運(yùn)出采煤工作面。采煤機(jī)破碎裝置主要由破碎滾筒、傳動(dòng)系統(tǒng)、破碎搖臂、破碎電機(jī)及調(diào)高油缸組成，其中破碎搖臂主要用來(lái)支撐破碎滾筒并通過(guò)調(diào)高油缸調(diào)節(jié)破碎滾筒的工作高度。破碎裝置工作過(guò)程中，破碎搖臂除了承受破碎滾筒的重力外，還承受破碎滾筒傳遞來(lái)的破碎沖擊力以及鉸接處的沖擊反力，受載條件較為苛刻。為了保證破碎搖臂工作的可靠性，通常都存在著過(guò)設(shè)計(jì)現(xiàn)象。因此有必要在保證足夠強(qiáng)度和可靠性的前提下，對(duì)破碎搖臂進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

本文通過(guò)對(duì)某采煤機(jī)破碎裝置進(jìn)行虛擬樣機(jī)分析，得到了作用在搖臂各部位的載荷，在此基礎(chǔ)上，應(yīng)用有限元方法對(duì)破碎搖臂進(jìn)行了結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析，并對(duì)其進(jìn)行了優(yōu)化。

1 模型建立

應(yīng)用UG NX軟件建立破碎裝置各零件的三維實(shí)體模型，然后建立其三維裝配模型，如圖1所示。

把破碎裝置的三維裝配模型導(dǎo)入MSC.ADAMS軟件環(huán)境并定義約束副和運(yùn)動(dòng)副，建立了破碎裝置的虛擬樣機(jī)模型，如圖2所示。

圖1 破碎裝置三維實(shí)體裝配模型

圖2 破碎裝置虛擬樣機(jī)模型

2 破碎裝置多體動(dòng)力學(xué)分析

應(yīng)用圖2所示虛擬樣機(jī)模型對(duì)破碎裝置進(jìn)行多體動(dòng)力學(xué)分析，以確定破碎搖臂各部位的受力情況。在對(duì)破碎裝置進(jìn)行多體動(dòng)力學(xué)分析時(shí)，考慮了調(diào)高油缸缸筒中油液壓縮性及阻尼的影響，并分別針對(duì)搖臂為剛體和彈性體兩種情況進(jìn)行了對(duì)比分析，得出了破碎搖臂的受力情況。圖3所示為破碎搖臂與主機(jī)架之間的鉸接力曲線，其中曲線1、2分別為把搖臂視為剛性體與柔性體條件下的鉸接力曲線。

圖3 破碎搖臂與機(jī)架之間的鉸接力曲線

由圖3可知，把破碎搖臂視為彈性體時(shí)得到的鉸接力與視為剛體時(shí)的鉸接力之間差異顯著，因此在今后的設(shè)計(jì)中應(yīng)當(dāng)充分考慮破碎搖臂彈性的影響。

3 破碎搖臂結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析及優(yōu)化設(shè)計(jì)

3.1 破碎搖臂結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析

建立破碎搖臂的有限元模型，如圖4所示。把前述由破碎裝置多體動(dòng)力學(xué)分析得到的搖臂受力的最大值施加在搖臂的對(duì)應(yīng)位置，對(duì)破碎搖臂進(jìn)行結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析。圖5所示為應(yīng)用有限元分析得到的破碎搖臂等效應(yīng)力云圖。

圖4 破碎搖臂的有限元模型

結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析的結(jié)果表明，破碎搖臂殼體等效應(yīng)力的最大值為79.8MPa，位于中部鉸接耳而過(guò)渡處，此處為破碎搖臂與調(diào)高油缸活塞桿鉸接的位置，除了承受整個(gè)破碎裝置的重力外，還承受破碎滾筒通過(guò)搖臂傳遞過(guò)來(lái)的沖擊載荷，因此該處應(yīng)力較大。而破碎搖臂其余部位的應(yīng)力都在55.6MPa左右。破碎搖臂殼體的材料為ZG25Mn-II，其屈服強(qiáng)度為250MPa，搖臂最大應(yīng)力（79.8MPa）遠(yuǎn)小于該屈服強(qiáng)度?？梢?jiàn)破碎搖臂存在過(guò)設(shè)計(jì)現(xiàn)象，有必要對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化。

圖5 破碎搖臂應(yīng)力云圖

3.2 破碎搖臂優(yōu)化設(shè)計(jì)

應(yīng)用UG軟件中的表達(dá)式工具建立破碎搖臂的參數(shù)化模型，將對(duì)搖臂重量影響較大的幾何參數(shù)作為設(shè)計(jì)變量、搖臂重量最小為優(yōu)化目標(biāo)，約束條件為搖臂各點(diǎn)應(yīng)力的最大值不超過(guò)許用應(yīng)力值。在以上條件下對(duì)破碎搖臂進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。圖6所示為破碎搖臂優(yōu)化過(guò)程中的搖臂重量迭代過(guò)程曲線。

圖6 破碎搖臂重量?jī)?yōu)化迭代曲線

優(yōu)化的結(jié)果使破碎搖臂殼體重量由4244kg減少到3864kg，重量減輕了380kg，占破碎搖臂原重量的8.95%。

4 結(jié)論

1）把破碎搖臂視為彈性體時(shí)得到的搖臂受力與視為剛體時(shí)的搖臂受力之間差異顯著，因此在今后的設(shè)計(jì)中應(yīng)當(dāng)充分考慮破碎搖臂彈性的影響。

2）應(yīng)用傳統(tǒng)設(shè)計(jì)方法設(shè)計(jì)的采煤機(jī)破碎搖臂的最大應(yīng)力遠(yuǎn)小于材料的屈服極限，存在著嚴(yán)重的過(guò)設(shè)計(jì)現(xiàn)象，在今后的設(shè)計(jì)中應(yīng)引入CAE技術(shù)對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

3）優(yōu)化設(shè)計(jì)的結(jié)果表明，應(yīng)用CAE技術(shù)對(duì)破碎搖臂進(jìn)行優(yōu)化后減重效果明顯。