吳衛(wèi)東,　單長斌

(黑龍江科技大學 機械工程學院, 哈爾濱 150022)

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采煤機截割部扭矩軸對傳動系統(tǒng)動態(tài)特性的影響

吳衛(wèi)東,單長斌

(黑龍江科技大學 機械工程學院, 哈爾濱 150022)

針對雙電機驅(qū)動薄煤層采煤機截割高速級齒輪易出現(xiàn)振動、噪聲和輪齒折斷等問題,應(yīng)用UG軟件建立高速級齒輪、中間扭矩軸和電機扭矩軸三維實體模型,在 ADAMS軟件中,通過改變電機扭矩軸和中間扭矩軸剛度的大小對截割部高速級齒輪傳動部分進行動態(tài)特性研究。結(jié)果表明:當電機扭矩軸和中間扭矩軸剛度過大或過小時,齒輪會受到較大的載荷沖擊;在不改變結(jié)構(gòu)長度的情況下,電機扭矩軸和中間扭矩軸直徑分別為39～41 mm、42～44 mm時,截割部高速級齒輪載荷波動相對較小。

齒輪傳動; 截割部; 扭矩軸; 動態(tài)特性

0　引　言

為保證采煤機穩(wěn)定可靠運行,在電機與齒輪之間安裝彈性扭矩軸,除起到傳遞功率外,還起到彈性緩沖和過載保護的作用。扭矩軸和齒輪傳動機構(gòu)作為采煤機截割部中的關(guān)鍵組件,其扭矩軸剛度的大小影響齒輪傳動的平穩(wěn)性,進而造成齒輪疲勞損傷,降低了采煤機生產(chǎn)效率和機器使用壽命[1-5]。靳立紅等[6]利用ADAMS研究了采煤機截割部彈性扭矩軸動態(tài)特性。吳衛(wèi)東等[7]模擬了轉(zhuǎn)矩軸在兩種極端工況下的應(yīng)力、應(yīng)變以及扭轉(zhuǎn)角的響應(yīng)。齒輪傳動的動態(tài)特性直接影響設(shè)備的穩(wěn)定運行,諸多學者通過考慮嚙合剛度的變化、齒側(cè)間隙等對齒輪進行了動力學分析[8-12]。筆者通過分析某型號薄煤層采煤機截割部彈性扭矩軸剛度和增設(shè)中間扭矩軸對齒輪傳動的影響,利用ADAMS對截割部高速級齒輪傳動進行動力學分析。

1　雙電機驅(qū)動系統(tǒng)及扭矩軸

該雙電機驅(qū)動薄煤層采煤機截割部齒輪傳動機構(gòu)如圖1所示。采煤機扭矩軸材料選用綜合性能較好的中碳鋼40CrMo。

圖1　雙電機驅(qū)動系統(tǒng)

彈性扭矩軸的扭轉(zhuǎn)剛度計算方法為

(1)

式中:G——傳動扭矩軸扭轉(zhuǎn)彈性模量,Pa;

L——傳動扭矩軸長度,m;

D——傳動扭矩軸直徑,m。

由式(1)可知,扭矩軸的長度L和直徑D是影響其扭轉(zhuǎn)剛度的主要因素。由于薄煤層采煤機工況的特殊性,結(jié)構(gòu)比較緊湊,L受到限制,故一般通過調(diào)整扭矩軸直徑D來改變扭矩軸剛度。

2　模型參數(shù)

該采煤機截割部電機額定輸入轉(zhuǎn)速為1 473 r/min,功率為100 kW。根據(jù)該薄煤層采煤機截割部結(jié)構(gòu)及齒輪強度確定齒輪的模數(shù)m、齒數(shù)z、齒寬b、變位系數(shù)x、壓力角α等,其各齒輪參數(shù)如表1所示。利用UG軟件根據(jù)齒輪相應(yīng)的參數(shù)以及漸開線方程建立相應(yīng)仿真分析時的齒輪模型。

表1　各高速齒輪參數(shù)

3　約束條件

3.1齒輪接觸力

在仿真過程中應(yīng)用ADAMS中的Impact函數(shù)計算接觸力。其函數(shù)表達式為

(2)

式中：d——接觸物體實際距離,m;

dd/dt——速度,m/s;

d0——接觸面參考距離,m;

H——剛度系數(shù),N/m;

e——剛性力指數(shù);

C——阻尼率,N·s/m;

dmax——阻尼率達到最大時的距離,m。

如果d>d0,則

F-impact=0。

(3)

(4)

(5)

(6)

(7)

式中:E1、E2——兩碰撞物體材料的彈性模量,Pa;

μ1、μ2——兩碰撞物體材料的泊松比。

根據(jù)齒輪嚙合傳動特性及齒輪材料屬性,碰撞指數(shù)e取2.2。由于薄煤層采煤工況惡劣,齒輪碰撞過程當中能量流失較大,阻尼系數(shù)Cmar取0.025 N·s/m;最大阻尼時的侵入深度選取0.15 mm。

3.2約束

(1)在電機和大地之間添加旋轉(zhuǎn)副,選擇大地為機架;

(2)各個軸上添加旋轉(zhuǎn)副,機架為大地;

(3)齒輪1至齒輪5所有齒輪添加旋轉(zhuǎn)副,選擇大地為機架;

(4)電機1和電機2添加轉(zhuǎn)速驅(qū)動;

(5)各個齒輪之間添加齒輪副和Contact接觸;

(6)齒輪5添加負載轉(zhuǎn)矩。

文中側(cè)重于分析電矩扭矩軸和中間扭矩軸對各高速齒輪受到載荷變化的影響、其主要分析穩(wěn)態(tài)時的變化,施加電機1和電機2 轉(zhuǎn)速1 473 r/min(8 838 (°)/s)。根據(jù)電機功率計算出額定扭矩,由于薄煤層采煤工況惡劣,在末級齒輪施加3倍電機額定扭矩,即添加6 600 N·m的恒定力矩。

利用ADAMS自帶柔性模塊對各齒輪進行柔性化處理,各齒輪的單元大小設(shè)置為2 mm,其柔性處理后齒輪1單元數(shù)為58 1971;齒輪2的單元數(shù)為127 2145;齒輪3的單元數(shù)為581 333;齒輪4的單元數(shù)為983 065;齒輪5的單元數(shù)為1 343 512。

4　電機扭矩軸仿真分析

4.1動力學仿真

根據(jù)式(1)計算該采煤機原始扭矩軸剛度得到:中間扭矩軸剛度Gd為1.0 kN·mm/(°),通過改變電機扭矩軸剛度對薄煤層采煤機截割部齒輪傳動進行動力學仿真分析,得到各齒輪受到的載荷。其中:對電機軸剛度為4.0 kN·mm/(°)時仿真,選擇中間平穩(wěn)狀態(tài)下進行分析,仿真結(jié)果如圖2所示。

由圖2可見,齒輪1、2整體運動過程中呈正弦函數(shù)波動。分析原因是由于雙電機驅(qū)動,且齒輪在傳動過程中存在單、雙齒嚙合,嚙合剛度隨之改變,以及齒側(cè)含有間隙發(fā)生的碰撞,使連接兩電機齒輪在工作的過程中產(chǎn)生微小轉(zhuǎn)速差而出現(xiàn)類似拍振的作用。其各齒輪受到的最大載荷Fmax、最小載荷Fmin和平均載荷Fa如表2所示。

圖2　各齒輪受力曲線

齒輪Fmax/kNFmin/kNFa/kN波動率138.8713.4026.450.96261.8034.8547.780.563104.0066.9785.640.434130.55108.21119.790.18583.1252.1166.170.46

4.2特性研究

通過改變電機扭矩軸剛度,使其剛度在0.6～4 kN·mm/(°)之間進行九組仿真分析。根據(jù)各齒輪在不同電機扭矩軸剛度下受到的最大、最小和平均載荷,擬合出隨電機扭矩軸剛度變化與各齒輪受到載荷大小曲線,如圖3所示。

圖3　不同電機軸剛度下各齒輪受到的載荷

由圖3可知,齒輪4至5受到的平均載荷保持不變;齒輪1、2受到的最大載荷和平切隨電機扭矩軸剛度增大而逐漸減小,齒輪3、4受到的最大載荷先減小后保持平穩(wěn),齒輪5受到的最大載荷變化不大;齒輪1至3受到的最小載荷隨電機扭矩軸剛度增大而先增大后減小,齒輪4、5受到的最小載荷先增大后保持不穩(wěn)。

根據(jù)各齒輪在不同電機扭矩軸剛度下的載荷,計算出齒輪1至齒輪5的載荷波動率,擬合出隨電機扭矩軸剛度變化與齒輪受到載荷波動率曲線,如圖4所示。其齒輪受到的載荷波動率與電機扭矩軸剛度大體成先減小后增加的非線性關(guān)系。當電機扭矩軸剛度為1.8 kN·m/(°)左右時,齒輪受到的載荷波動相對較小,齒輪傳動相對較平穩(wěn)。

圖4　不同電機軸剛度下各齒輪受到載荷的波動率

Fig. 4Different motor shaft stiffness by volatility of each gear load

5　中間扭矩軸載荷特性

選擇電機扭矩軸剛度為1.8 kN·m/(°),改變中間扭矩軸直徑,使其剛度在0.4～1.5 kN·m/(°)之間進行6組仿真分析。根據(jù)各齒輪在不同中扭矩軸剛度下受到的最大、最小和平均載荷,擬合出隨中間扭矩軸剛度變化與各齒輪受到載荷大小的曲線,如圖5所示。由圖5可知,齒輪1至4受到的最大載荷隨著中間扭矩軸剛度的增大而增大,齒輪5受到的最大載荷變化不大;齒輪1至5的平均載荷基本保持不變;齒輪2至5受到的最小載荷隨著扭矩軸剛度的增大而逐漸減小,齒輪1受到的最小載荷逐漸增大,但幅度較小。

根據(jù)各齒輪在不同中間扭矩軸剛度下受到的載荷大小,計算出各齒輪的載荷波動率,擬合出隨扭矩軸剛度變化與各齒輪受到載荷波動率曲線,如圖6所示?？傮w來看,各齒輪受到載荷載荷波動率大體隨中間扭矩軸剛度增加而逐漸增大;當扭矩軸剛度大于8.0×105N·mm/(°)時,齒輪2、3、4載荷波動開始明顯增大。

圖5　不同中間軸剛度下各齒輪受到的載荷

Fig. 5Gears load by different intermediate shaft stiffness

圖6不同中間軸剛度下各齒輪受到載荷的波動率

Fig. 6Different intermediate shaft stiffness by volatility of each gear load

6　結(jié)　論

(1)由于雙電機驅(qū)動的兩齒輪與相嚙合的傳動齒輪存在瞬態(tài)嚙合剛度變化,使得連接兩電機的齒輪存在微小轉(zhuǎn)速差,產(chǎn)生了一定的拍振作用,加劇了齒輪受到的載荷沖擊。

(2)齒輪受到的載荷波動率與電機扭矩軸剛度大體呈先減小后增加的非線性關(guān)系;與中間扭矩軸剛度大體呈非線性關(guān)系。

(3)選取電機軸剛度為1.8 kN·m/(°),中間扭矩軸剛度級約為0.6 kN·m/(°),其直徑分別為39～41 mm和 42～44 mm時，截割部高速級齒輪傳動平穩(wěn),綜合效果較好。

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(編輯李德根)

Dynamics performance analysis of shearer cutting part torque shaft to transmission system

WUWeidong,SHANChangbin

(School of Mechanical Engineering, Heilongjiang University of Science & Technology, Harbin 150022, China)

This paper is devoted to a study aimed at eliminating vibration, noise, and tooth breaks more likely occur in high-speed gears as in the case of the thin seam shearer coal winning machine driven by double motor. The study is an effort to develop the 3D solid model of high-speed gear, the middle torque shaft and the torque shaft of the motor using UG and delve into the dynamics of cutting part high-speed gear by changing motor torque and the rigidity of the middle torque shaft using ADAMS. The result shows that, when motor torque shaft and the middle torque shaft is of higher or lower rigidity, the gear is likely to be impacted by a greater load; cutting part high-speed gear is subjected to a relatively low load volatility, if there is no change in the length of the structure, in which case motor torque shaft and middle torque shaft have the diameters of 39～41 mm and 42～44 mm.

gear transmission; cutting part; torque shaft; dynamics

2015-06-17

黑龍江省自然科學基金項目(E201119)

吳衛(wèi)東(1967-),男,江蘇省沛縣人,教授,碩士,研究方向:礦山機械設(shè)計及理論,E-mail:wu-weidong@163.com。

10.3969/j.issn.2095-7262.2015.04.009

TD426.6

2095-7262(2015)04-0394-05

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