李虹濤

(山西陽煤寺家莊煤業(yè)有限責任公司，山西 陽泉 045000)

0 引言

連續(xù)采煤機是煤礦巷道掘進采煤的重要設備。一般連采機采用左、右行走機構對稱布置于兩側，交流變頻調(diào)速電機直接驅(qū)動行走機構的驅(qū)動輪正反轉(zhuǎn)從而實現(xiàn)連采機的前進和后退[1-2]。驅(qū)動輪是連采機重要的驅(qū)動零件，其能否可靠地運行對煤礦生產(chǎn)效率具有重要影響。適當提高采煤機的行進速度可提高采煤機的工作效率，受履帶交變應力的作用，驅(qū)動輪會產(chǎn)生應力集中與變形，容易使輪齒發(fā)生斷裂[3-5]。為了解采煤機行進速度對驅(qū)動輪應力與變形的影響，本文采用有限元法對處于不同行進速度下驅(qū)動輪輪齒的受力情況進行分析，以便為合理選擇采煤機的行進速度提供理論依據(jù)。

1 采煤機行進過程的受力分析

截割頭是采煤機進行巷道掘進與采煤的主要執(zhí)行部件，截割頭上有眾多截齒對周圍的煤層進行切割。分析掘進采煤過程中截割頭的受力是分析驅(qū)動輪受力的前提。當采煤機以水平速度v向前行進時，截割頭的受力是復合力，煤層對截割頭有反作用力，為進給阻力F1；同時，為方便切割，截割頭形狀為近似三角形，受其形狀的影響，截割頭還受到煤層對其的側向力F2。采煤機截割頭的受力分析如圖1所示。

圖1 采煤機截割頭的受力分析

2 有限元分析

鑒于有限元法具有快速建模與強度分析能力，本文采用有限元法對采煤機的驅(qū)動輪進行受力分析。連采機的驅(qū)動系統(tǒng)主要由底座、履帶和驅(qū)動輪組成，根據(jù)連采機廠家提供的具體參數(shù)，應用目前主流的三維建模軟件SolidWorks對連采機的驅(qū)動輪進行三維實體建模。將三維模型通過中間格式igs導入有限元分析軟件ANSYS，通過添加載荷和邊界條件，對驅(qū)動輪進行應力與變形求解。

2.1 載荷與約束

連采機驅(qū)動輪是在牽引電機的驅(qū)動下實現(xiàn)前進，在驅(qū)動輪轉(zhuǎn)動過程中，主要有4個齒與其相鄰的履帶板相互接觸，受煤層與巷道對采煤機截割反力的作用。驅(qū)動輪輪齒上的作用力主要為履帶板對其的反作用力，可分為垂直于齒面和與齒面相切的兩個分力，兩個分力大小可根據(jù)文獻[3]提出的方法來計算。驅(qū)動輪輪齒的約束及載荷如圖2所示，其中X方向為與齒面垂直方向，Y向為與齒面相切的方向，垂直于X方向。

為簡化計算，只在主要受載的輪齒2上單獨添加載荷條件。在有限元分析軟件ANSYS中，添加垂直于齒面的法向載荷Fx和Fy，輪齒內(nèi)部添加固定約束，釋放沿軸線旋轉(zhuǎn)的自由度。

根據(jù)文獻[3]提供的方法，對掘進機的掘進速度為3 m/min～7 m/min時的截割反力Fx、Fy進行求解，其結果如圖3所示。

2.2 有限元分析結果

在有限元分析后處理中添加等效應力與變形為分析結果。驅(qū)動輪在行進速度為4 m/min時的應力與變形云圖如圖4所示。從圖4中可知:驅(qū)動輪的最大應力位于輪齒1的根部，最大應力為47 MPa，齒輪齒根部位的應力集中容易出現(xiàn)斷齒現(xiàn)象；驅(qū)動輪的最大變形為0.018 mm，位于輪齒1的齒頂端部位。

2.3 掘進速度對應力與變形的影響

采用相同有限元分析方法與流程，對不同行進速度下的驅(qū)動輪進行受力分析，通過添加不同的掘進反力Fx、Fy,求解不同掘進速度下驅(qū)動輪的應力與變形響應，其結果如圖5所示。

圖2 驅(qū)動輪施加 圖3 不同掘進速度 約束與載荷 對應的截割反力

圖4 掘進速度為4 m/min時驅(qū)動輪的應力與變形分布

從圖5中可以看到:隨著行進速度的增大，驅(qū)動輪齒的最大應力與變形快速上升。驅(qū)動輪材料為42CrMo，其屈服極限為930 MPa，當采煤機在速度小于7 m/min行進時，驅(qū)動輪的應力最大為130.2 MPa，遠小于驅(qū)動輪材料的屈服極限，表明采煤機在該行進速度下是安全的。

3 結語

針對連采機驅(qū)動輪容易失效問題，采用有限元法對連采機在不同行進速度下驅(qū)動輪的應力與變形進行分析。分析結果表明：隨著行進速度的增大，驅(qū)動輪的應力與變形急劇增大，在行進速度小于7 m/min時，驅(qū)動輪的最大應力為130.2 MPa,小于材料的屈服極限，驅(qū)動輪是安全的。分析結果為合理選擇采煤機的行進速度提供了理論依據(jù)。

圖5 行進速度對驅(qū)動輪應力與變形的影響