李雄軍

（陽城縣陽泰集團西溝煤業(yè)有限公司， 山西 晉城 048100）

引言

采煤機的搖臂作為采煤機整體機構最重要的組成部分，在采煤機的結構中主要用于安裝采煤機截割機構的傳動裝置并對采煤機的滾筒進行溫度支撐，隨著工作面高度的變化調節(jié)采煤機滾筒的高度，確保采煤的正常進行，因此搖臂能否穩(wěn)定工作決定著采煤機整體的工作狀態(tài)。為確保采煤機搖臂結構的穩(wěn)定性，目前在進行搖臂機構設計時，主要采用的是提高結構的安全系數(shù)，雖然這極大地提高了采煤機整體的質量，但是嚴重影響了采煤機搖臂結構的經(jīng)濟性和實用性，因此迫切需要采用新的設計理念，對采煤機搖臂結構進行優(yōu)化，有目的性地對采煤機搖臂結構薄弱的部位進行適當?shù)募訌姟?/p>

1 采煤機搖臂結構三維模型的建立及受力分析

以J71A采煤機為研究對象，根據(jù)實際模型，利用CREO三維建模軟件，建立三維結構的仿真模型，如圖1所示。

圖1 采煤機搖臂機構結構視圖

為了確保對采煤機搖臂工作時受力狀態(tài)仿真分析結果的準確性，我們需要建立采煤機搖臂在工作時作用在搖臂上各種載荷的情況。由于采煤機在實際工作時所承受各種載荷的分布是十分復雜且無固定規(guī)律的，因此我們采用簡化的方法，將作用在采煤機搖臂上的力分解為作用在坐標軸上的三向力及各負載對三坐標軸的力矩[2]。

在僅考慮采煤機滾筒重力G1、作用于搖臂上采煤機的切割力矩M、采煤機搖臂的重力G2、截齒切割煤層時的切割阻力PZ、采煤機滾筒的軸向力PA、采煤機工作時的推進阻力Py的情況下（如圖2所示），根據(jù)搖臂工作時傳動結構的傳動比、電機復雜轉矩和供電電壓、電流成正比的關系，即可得到采煤機在執(zhí)行采煤時作用于搖臂上采煤機的切割力矩M。

圖2 采煤機搖臂受力分析

式中：M0為傳動電機的輸出轉矩，N·m；n為傳動電機的額定工作轉速，r/min；I為供電電流的強度，A；U為截割執(zhí)行電機的輸入電壓，V；cosφ為執(zhí)行電機的功率因數(shù)，取 cosφ=0.8。

截齒切割煤層時的切割阻力Pz主要集中于滾筒中心的截齒的齒尖上，并且垂直于采煤機的牽引速度的方向，可表示為：

式中：NH為執(zhí)行電機的額定功率，kW；σ為截割機構的傳動效率，r/min；DC為螺旋滾筒的直徑，mm；K為修正系數(shù)，取0.8；n為螺旋滾筒的工作轉速，r/min。

采煤機工作時的推進阻力Py也主要是集中于滾筒中央截齒的齒尖位置，且與采煤機的牽引的速度的方向相反，可表示為[3]：

式中：T為采煤機的最大牽引力，N；K1為采煤機截割阻力比，取0.5；同理采煤機滾筒的軸向力PA可表示為：

式中：LK為截齒的最大寬度，m；J為滾筒的有效切割深度，m；K2為滾筒的截割系數(shù)，取K2=2。

2 采煤機搖臂模型的三維仿真分析

將建立好的三維模型導入到Adams中并進行網(wǎng)格劃分[4]，導入后的三維模型如圖3所示。

圖3 采煤機搖臂柔性體模型

該采煤機在工作時搖臂的傾角范圍為-20°～55°，當采煤機的搖臂在最大傾角工況下工作時，搖臂工作的位移值最大，切割煤層時作用在搖臂上的各類動載荷也越多，因此我們在進行仿真分析時，只針對采煤機搖臂在最危險工況下的受力情況進行仿真分析，仿真結果如圖4、圖5所示。

由仿真分析結果可知，搖臂在工作時的最大的位移出現(xiàn)在搖臂的行星結構的端部，最大位移達到了5.51 mm，但此時作用于搖臂上的等效應力的最大值達到了219.29 MPa，且最大應力發(fā)生在驅動電機的箱體和傳動機構齒輪箱之間連接的肋板上，已經(jīng)遠超了材料的許用應力，因此該處最易出現(xiàn)疲勞損傷，需對結構進行加強。

圖4 搖臂的等效位移（mm）云圖

圖5 搖臂的等效應力（MPa）云圖

3 采煤機搖臂結構的優(yōu)化設計

優(yōu)化設計是指對產(chǎn)品的結構參數(shù)進行優(yōu)化分析，找出一組最優(yōu)的設計參數(shù)變量，在滿足產(chǎn)品設計要求的前提下盡量降低產(chǎn)品的成本。因此利用優(yōu)化設計的理念對采煤機搖臂進行優(yōu)化，在進行優(yōu)化設計時，為確保整體結構的優(yōu)化，采取了降低搖臂結構整體壁厚，同時重點對搖臂連接肋板處進行結構加強的措施，優(yōu)化后的仿真如圖6—圖7所示。

圖6 優(yōu)化前后搖臂的位移（mm）云圖

圖7 優(yōu)化前后搖臂的應力（MPa）云圖

由圖6可知，優(yōu)化后搖臂的最大位移從最初的5.51 mm增加到了目前的5.57 mm，僅增加了1.1%，且均在許用安全范圍內。

由圖7可知，在經(jīng)過優(yōu)化后，搖臂的應力分布范圍與優(yōu)化前基本一致，最大應力依舊是發(fā)生在連接肋板的位置，但可以明顯的看出，其最大應力由最初的219.29 MPa降低到了目前的153.2 MPa，降低了約30.1%，優(yōu)化效果極為顯著。

下頁表1為經(jīng)過優(yōu)化設計后，搖臂各參數(shù)量的對比，由表1對比可以看出，優(yōu)化前搖臂的整體質量為6516.1 kg，經(jīng)結構優(yōu)化后其整體重量降低到了6319.8 kg，降低了約3.1%，不僅極大降低了采煤機整體的重量、加強了搖臂應力集中處的結構而且降低了采煤機整體的制造成本，優(yōu)化效果十分顯著。

表1 優(yōu)化前后搖臂的參數(shù)對比

4 結論

搖臂作為采煤機動力傳動的核心結構，其工作時的可靠性和穩(wěn)定性直接決定著采煤機整體的工作性能。因此為了確保采煤機搖臂結構的可靠性，利用Ansys仿真分析軟件對采煤機搖臂的三維結構模型進行了仿真分析及優(yōu)化，結果表明優(yōu)化后采煤機搖臂整體的重量降低了約3.1%，優(yōu)化效果十分的顯著。

[1]劉楷安.采煤機截割部虛擬樣機及其動態(tài)特性仿真研究[D].太原：太原理工大學，2005.

[2]劉楷安，李秋菊，姜學壽.基于剛柔耦合的采煤機搖臂動態(tài)特性仿真研究[J].煤礦機械，2010，31（11）：47-49.

[3]劉送永.采煤機滾筒截割性能及截割系統(tǒng)動力學研究[D].徐州：中國礦業(yè)大學，2009.

[4]李輝，王義亮，楊兆建.采煤機搖臂減速箱齒輪傳動系統(tǒng)動力學仿真[J].煤礦機械，2011，32（8）：40-42.