張 釗,王智慧,郝力強(qiáng)

(山西平舒煤業(yè)有限公司,山西 晉中 045400)

煤炭是我國主要的能源[1],隨著人類經(jīng)濟(jì)發(fā)展的需要對(duì)于煤炭資源的需求量愈來愈大,而采煤機(jī)作為綜采工作面的主要采煤機(jī)械,隨著采煤深度的增加,井下工作環(huán)境變化極度惡劣,為了保證井下開采效益和安全的作業(yè)環(huán)境,對(duì)采煤機(jī)的可靠性提出巨大考驗(yàn)[2]。截割部是采煤機(jī)主要部件之一,其承擔(dān)截煤和裝煤的任務(wù),由滾筒和和搖臂組成[3],而搖臂中主要安設(shè)采煤機(jī)齒輪驅(qū)動(dòng)系統(tǒng),齒輪系統(tǒng)機(jī)構(gòu)多并且繁雜,有一些外部激勵(lì)如[4]:載荷工況的變化;同時(shí)也存在內(nèi)部激勵(lì)如:齒輪副在隨時(shí)間變化時(shí)的剛度與嚙合的誤差,并且由于在裝配過程中加工工藝等一系列的影響因素,造成齒輪與箱體等之間存在間隙。而且在實(shí)際作業(yè)中,復(fù)雜工況環(huán)境都會(huì)對(duì)齒輪壽命造成影響,從而引起齒側(cè)間隙。

國內(nèi)很多專家學(xué)者對(duì)采煤機(jī)截割部穩(wěn)定性進(jìn)行了研究:朱衛(wèi)波等[5]通過對(duì)截割部行星減速器的仿真分析,得出了齒輪嚙合接觸力隨著負(fù)載程線性變化。謝苗等[6]研究了含間隙的采煤機(jī)截割部傳動(dòng)系統(tǒng)的非線性動(dòng)力學(xué)特性,建立了考慮齒側(cè)間隙的采煤機(jī)截割部齒輪系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型。毛君等[7]基于剛?cè)狁詈隙囿w接觸動(dòng)力學(xué)理論,對(duì)采煤機(jī)截割部傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行了系統(tǒng)的研究,并以RecurDyn為平臺(tái)建立了包含傳動(dòng)系統(tǒng)齒輪,軸承和傳動(dòng)軸的采煤機(jī)截割部模型。盛永林[8]針對(duì)MG200/446-WD型薄煤層采煤機(jī)截割部殼體強(qiáng)度不足、高速軸軸承頻繁損壞和齒輪傳動(dòng)噪聲大及行星減速器可靠性差等問題,分別從截割部殼體材質(zhì)與結(jié)構(gòu)、行星減速器等角度進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計(jì)。

本文主要利用ANSYS有限元分析軟件對(duì)搖臂齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)惰性驅(qū)動(dòng)輪進(jìn)行靜力學(xué)仿真分析,得到惰性齒輪驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的應(yīng)力應(yīng)變?cè)茍D,對(duì)比分析仿真結(jié)果后,找出最危險(xiǎn)的齒輪。利用ANASYS-Ncode壽命分析軟件,分別對(duì)惰性驅(qū)動(dòng)輪進(jìn)行壽命分析,找到各零部件工作過程中最容易損傷部位,可為采煤機(jī)截割部傳動(dòng)系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)提供依據(jù)。

1 采煤機(jī)截割部惰性驅(qū)動(dòng)輪模型建立

采煤機(jī)截割部驅(qū)動(dòng)輪共分為7級(jí),所有齒輪均選用漸開線直齒輪,如圖1所示使用驅(qū)動(dòng)電機(jī)帶動(dòng)驅(qū)動(dòng)輪1將動(dòng)力依次進(jìn)行進(jìn)行傳動(dòng),最終經(jīng)過驅(qū)動(dòng)輪7將電機(jī)動(dòng)力傳送到一級(jí)和二級(jí)行星減速器中。

圖1 采煤機(jī)截割部三維圖Fig.1 3D diagram of cutting unit of shearer

按照采煤機(jī)截割部驅(qū)動(dòng)輪傳動(dòng)方式使用Pro/E建模軟件參數(shù)化建立的驅(qū)動(dòng)輪系三維模型如圖2所示。

圖2 截割部惰性驅(qū)動(dòng)輪Fig.2 Idle gear in cutting unit

根據(jù)表1中采煤機(jī)截割部驅(qū)動(dòng)輪各個(gè)驅(qū)動(dòng)輪的參數(shù)建立采煤機(jī)截割部驅(qū)動(dòng)輪模型如圖3所示。

圖3 采煤機(jī)截割部三維模型Fig.3 3D model of cutting unit of shearer

2 惰性驅(qū)動(dòng)輪系強(qiáng)度分析

采用ANASYS Workbench有限元仿真軟件多惰性驅(qū)動(dòng)輪系進(jìn)行強(qiáng)度分析,首先將Pro/E參數(shù)化建立的惰性驅(qū)動(dòng)輪系三維模型導(dǎo)入Workbench中(如圖4所示);隨后設(shè)置惰性驅(qū)動(dòng)輪的材料屬性,選用SAE1018-209QT,其密度ρ=7 850 kg/m3,彈性模量為E=2.07×105MPa,泊松比v=0.3,屈服強(qiáng)度σs=696 MPa。接著對(duì)惰性驅(qū)動(dòng)輪進(jìn)行網(wǎng)格劃分,采用掃掠網(wǎng)格劃分方法,共劃分了55 053個(gè)節(jié)點(diǎn),25 859個(gè)單元,網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖4所示。

齒輪傳動(dòng)過程中,齒輪與齒輪之間的嚙合在于二者的節(jié)圓部位,因此,我們?cè)谑┘虞d荷的時(shí)候要考慮兩個(gè)齒輪嚙合點(diǎn),保證施加的載荷位于漸開線部位。但是,齒輪在嚙合過程中轉(zhuǎn)動(dòng),這個(gè)位置也在變化。無論兩個(gè)齒輪怎么變化,怎么轉(zhuǎn)動(dòng),他們的接觸部位,一定有一個(gè)相對(duì)穩(wěn)定的接觸區(qū)間,我們只要找到這一小部分面積的位置與大小,對(duì)于分析齒輪受力,施加載荷是非常有幫助的。

兩個(gè)齒輪在嚙合是穩(wěn)定受力面積為:

S=KD.

(1)

式中:K表示齒輪寬度,135 mm;D表示齒輪齒間固定接觸面積。

法向載荷和齒輪齒寬決定齒輪的線載荷,因此線載荷數(shù)學(xué)模型如下：

(2)

(3)

式中:pn表示齒輪所受到的載荷,kN/m2;ρ′表示當(dāng)量曲率半徑，mm。

4-a 驅(qū)動(dòng)輪導(dǎo)入

4-b 驅(qū)動(dòng)輪網(wǎng)格圖4 惰性驅(qū)動(dòng)輪模型設(shè)置Fig.4 Idle driving wheel model

在正常工作時(shí),主動(dòng)輪具有角速度,輸出驅(qū)動(dòng)力矩的作用,從動(dòng)輪具有角速度,受阻力矩的作用。在靜態(tài)分析中,假設(shè)主動(dòng)輪和從動(dòng)輪嚙合的瞬間,從動(dòng)輪是不動(dòng)的,則可以考慮主動(dòng)輪的驅(qū)動(dòng)力矩,而從動(dòng)輪則約束其所有的自由度[9-13]。

因此,采用Fixed Support對(duì)從動(dòng)輪的輪孔進(jìn)行約束;對(duì)主動(dòng)輪采用Cylindrical Support進(jìn)行輪孔的約束,并將Tangential定義為Free,完成約束設(shè)置[14];選擇Moment對(duì)主動(dòng)輪施加扭矩100 N·m,如圖5所示。

圖5 驅(qū)動(dòng)輪載荷施加與約束Fig.5 Load application and constraints of driving wheel

得到驅(qū)動(dòng)輪系的總變形云圖、應(yīng)變?cè)茍D、應(yīng)力云圖如圖6—8所示。由圖可知驅(qū)動(dòng)輪總變形量為0.449 74 mm,最大應(yīng)變量為0.012 371 mm,最大應(yīng)力為2.473 5e9 Pa。

圖6 驅(qū)動(dòng)輪總變形云圖Fig.6 Total deformation nephogram of driving wheel

圖7 驅(qū)動(dòng)輪應(yīng)變?cè)茍DFig.7 Strain nephogram of driving wheel

圖8 驅(qū)動(dòng)輪應(yīng)力云圖Fig.8 Stress nephogram of driving wheel

對(duì)驅(qū)動(dòng)輪進(jìn)行接觸分析,可以對(duì)其進(jìn)行接觸應(yīng)力的結(jié)果導(dǎo)入,選擇Contract Tool工具,然后在其上添加Status、Pressure和Sliding Distance機(jī)構(gòu)結(jié)果的導(dǎo)入,同時(shí)選擇Worksheer作為Scopomg Method,得到的接觸應(yīng)力計(jì)算結(jié)果如圖9所示,驅(qū)動(dòng)輪接觸滑動(dòng)率如圖10所示。

由圖9可知,在惰性驅(qū)動(dòng)輪工作過程中接觸應(yīng)力最大為7.899 9e8 Pa,同時(shí),由圖10可知驅(qū)動(dòng)輪接觸滑動(dòng)率最大0.000 188 09 m。

圖9 驅(qū)動(dòng)輪接觸應(yīng)力圖Fig.9 Contact stress diagram of driving wheel

圖10 驅(qū)動(dòng)輪接觸滑動(dòng)率圖Fig.10 Contact sliding rate of driving wheel

3 惰性驅(qū)動(dòng)輪疲勞壽命分析

在Ncode designlife軟件中疲勞壽命分析主要由載荷數(shù)據(jù)、幾何信息、材料性能、疲勞分析和疲勞壽命五部分組成。Ncode designlife軟件與有限元仿真軟件ANSYS Workbench存在接口,在ANSYS Workbench仿真軟件中可直接調(diào)用Ncode中S-N疲勞分析模塊,由于惰性驅(qū)動(dòng)輪有限元分析采用瞬時(shí)動(dòng)力學(xué)分析方法,因此可使用Ncode S-N Time Step模型對(duì)惰性驅(qū)動(dòng)輪進(jìn)行應(yīng)力疲勞分析,系統(tǒng)搭建疲勞壽命分析框圖如圖11所示,惰性驅(qū)動(dòng)輪采用的材料SAE1018-209QT在Ncode中有S-N曲線,其S-N曲線的圖像如圖12所示。設(shè)置Ncode軟件計(jì)算引擎設(shè)置為Hoffman Seeger,試樣存活率調(diào)整為94.5%,并進(jìn)行仿真,得到頂梁的壽命云圖如圖13所示。

圖13為在Ncode仿真后得到惰性驅(qū)動(dòng)輪疲勞壽命云圖,最小疲勞壽命在158 95節(jié)點(diǎn)處,循環(huán)次數(shù)為2.003 e7次,滿足零件使用壽命要求。零件壽命最小區(qū)域出現(xiàn)在惰性驅(qū)動(dòng)輪嚙合處,說明在齒輪傳動(dòng)過程中,由于外界因素的影響齒輪嚙合處存在應(yīng)力集中,應(yīng)進(jìn)行處理,以提高使用壽命。

圖11 惰性驅(qū)動(dòng)輪疲勞壽命框圖Fig.11 Fatigue life block diagram of idle driving wheel

圖12 驅(qū)動(dòng)輪S-N曲線Fig.12 S-N curve of driving wheel

圖13 惰性驅(qū)動(dòng)輪壽命云圖Fig.13 Life nephogram of idle driving wheel

4 結(jié)論

本文通過ANSYS Workbench和Ncode designlife軟件對(duì)采煤機(jī)截割部傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行疲勞強(qiáng)度分析,得到如下結(jié)果:

1)仿真得到驅(qū)動(dòng)輪總變形量為0.449 74 mm,最大應(yīng)變量為0.012 371 mm,最大應(yīng)力為2.473 5e9 Pa。

2)惰性齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)中,在齒輪1、齒輪2的接觸過程中,二者之間的應(yīng)變接觸力為7.899 9e8 Pa。

3)最小疲勞壽命在158 95節(jié)點(diǎn)處,循環(huán)次數(shù)為2.003 e7次,滿足零件使用壽命要求。零件壽命最小區(qū)域出現(xiàn)在惰性驅(qū)動(dòng)輪嚙合處。