申 凱

（山西焦煤西山煤電西曲礦，山西 太原 030000）

引言

采煤機(jī)作為我國(guó)最為重要的采煤設(shè)備，其工作的可靠性在一定程度上影響著煤礦的開(kāi)采效率與安全性[1-2]。采煤機(jī)搖臂作為截割電機(jī)與滾筒的傳力設(shè)備，其性能的高低對(duì)滾筒截割煤層十分重要，據(jù)了解采煤機(jī)功率消耗的80%以上是采煤機(jī)截割部所致，所以研究搖臂部件的可靠性對(duì)與采煤機(jī)的正常運(yùn)行十分必要[3-4]。本文利用CAD 對(duì)搖臂部件進(jìn)行設(shè)計(jì)，利用ANSYS 數(shù)值模擬軟件對(duì)其進(jìn)行模擬分析，為我國(guó)采煤機(jī)搖臂部件優(yōu)化作出一定的參考。

1 模型建立

利用solidwork 軟件進(jìn)行搖臂模型的建立，由于其可以使用CAD 繪圖軟件進(jìn)行模型的導(dǎo)入，所以利用CAD 進(jìn)行模型的繪制。完成模型的繪制后導(dǎo)入至solidwork 軟件中，由于CAD 繪制模型的復(fù)雜性，完成模型的導(dǎo)入后對(duì)模型進(jìn)行一定的簡(jiǎn)化，在進(jìn)行模型的簡(jiǎn)化時(shí)需要考慮到計(jì)算的精度及計(jì)算時(shí)間等因素，以達(dá)到在不影響計(jì)算結(jié)果的基礎(chǔ)上計(jì)算時(shí)間較短的目的。同時(shí)在進(jìn)行簡(jiǎn)化時(shí)保證主要尺寸不發(fā)生改變，結(jié)構(gòu)危險(xiǎn)部位不得簡(jiǎn)化的原則。對(duì)采煤機(jī)搖臂的關(guān)鍵部件進(jìn)行建模。

搖臂的殼體為采煤機(jī)減速部件的載體，起到支撐搖臂各部件的作用，但由于受到振動(dòng)及工況等因素的影響使得殼體易出現(xiàn)損壞，所以對(duì)搖臂的殼體進(jìn)行單獨(dú)建模。搖臂的二軸石油齒輪、端蓋、軸齒輪、螺栓等組成，在進(jìn)行建模時(shí)需要對(duì)影響二軸運(yùn)行性能較小的部件進(jìn)行簡(jiǎn)化。搖臂殼體及搖臂二軸三維建模如圖1 所示。

圖1 搖臂殼體及搖臂二軸三維建模圖

在采煤機(jī)實(shí)際運(yùn)行過(guò)程中，采煤機(jī)的截割載荷對(duì)于采煤機(jī)部件應(yīng)力分布有著重要的影響，采煤機(jī)在不同位置時(shí)，搖臂位置也隨之發(fā)生相應(yīng)的改變，所以為了對(duì)搖臂不同工況下的應(yīng)力分布進(jìn)行分析選擇四種工況進(jìn)行模擬計(jì)算。四種工況分別為采煤機(jī)運(yùn)行時(shí)前滾筒工作，煤層傾角30°時(shí)搖臂擺角為0°；煤層傾角30°時(shí)搖臂擺角為42°；煤層傾角30°時(shí)搖臂擺角為42°的斜進(jìn)刀切割；采煤機(jī)運(yùn)行時(shí)后滾筒工作煤層傾角0°，采煤機(jī)搖臂的擺角為18°。

根據(jù)采煤機(jī)的相關(guān)參數(shù)對(duì)采煤機(jī)的工作載荷進(jìn)行計(jì)算。采煤機(jī)的截割功率為400 kW，滾筒的直徑為1.7 m，滾筒的轉(zhuǎn)速為1 470 r/min，電機(jī)牽引速度為15.92 m/min，采煤機(jī)的質(zhì)量為69 000 kg，牽引力為784 000 kN。對(duì)滾筒受到的牽引力進(jìn)行計(jì)算，由于采煤機(jī)工況較為復(fù)雜，所以直接計(jì)算滾筒受到的牽引力是不可行的，所以對(duì)前滾筒受到的力進(jìn)行分解分別為牽引力Fx、截割力Fy和軸向力Fz。

滾筒受到的牽引力Fx為：

式中：F 為電機(jī)牽引力，N；β 為煤層的傾角，（°)；f 為摩擦系數(shù)，取0.1；G 為采煤機(jī)的重量，N。

滾筒受到的截割力Fy為：

式中：k 為截割力修正系數(shù)，取1.2；N 為滾筒截割功率，kW；n 為滾筒的轉(zhuǎn)速，r/min；D 為滾筒的直徑，m。

滾筒受到的軸向力Fz為：

當(dāng)采煤機(jī)的滾筒為斜切時(shí)，此時(shí)的滾筒除了受到工作狀態(tài)下的軸向力還受到截齒截割煤壁產(chǎn)生的軸向力，所以此時(shí)的滾筒受到的軸向力為兩種情況下的合力，軸向力合力Fz'為：

式中：Fjz為截割煤壁過(guò)程中滾筒受到的側(cè)向反力，N。同時(shí)根據(jù)以往的經(jīng)驗(yàn)可以得出大功率采煤機(jī)滾筒的軸向力一般為正常功率采煤機(jī)滾筒軸向力的16%左右。

當(dāng)采煤機(jī)運(yùn)行后滾筒工作時(shí)，此時(shí)的滾筒受到的牽引力為：

搖臂受到的截割力和軸向力與之前類似，所以可以計(jì)算得出四種工況下的搖臂的受力情況。

2 模型計(jì)算

將模型導(dǎo)入至ANSYS 模擬軟件中，對(duì)導(dǎo)入的模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格劃分的粗細(xì)直接關(guān)乎計(jì)算的結(jié)果及計(jì)算的時(shí)間，所以劃分網(wǎng)格時(shí)需要對(duì)局部進(jìn)行細(xì)化，其余部位進(jìn)行粗劃分，所以網(wǎng)格劃分法為自由網(wǎng)格劃分。完成網(wǎng)格劃分后對(duì)模型進(jìn)行力學(xué)參數(shù)設(shè)置，滾筒外殼的彈性模量為2.2×1011Pa、密度為7 910 kg/m3、泊松比為0.27。對(duì)模型進(jìn)行邊界條件的設(shè)置，完成上述設(shè)定后對(duì)模型進(jìn)行計(jì)算，四種工況下的模型應(yīng)力云圖如2 所示。

在工況1 下最大應(yīng)力值出現(xiàn)在搖臂殼體頭部的位置，此時(shí)的最大應(yīng)力值為96 MPa，同時(shí)在殼體的頭部及二軸三軸的安裝孔位置出現(xiàn)一定的應(yīng)力集中現(xiàn)象，在此工況下的殼體應(yīng)力應(yīng)變值均較小。在工況2 下最大應(yīng)力值出現(xiàn)在搖臂二軸三軸的安裝孔的位置，最大應(yīng)力為122 MPa。在工況3 下最大應(yīng)力值仍出現(xiàn)在搖臂殼體二軸三軸的安裝孔的位置，此時(shí)的最大應(yīng)力值為123 MPa，與工況2 的最大應(yīng)力值類似。在工況4 下最大應(yīng)力值仍在搖臂殼體二軸三軸的安裝孔的位置，此時(shí)的應(yīng)力最大值為60 MPa，較工況1、2、3 有了大幅度的降低，對(duì)比四種工況下的應(yīng)力云圖可以看出，除了工況1 時(shí)應(yīng)力最大值均出現(xiàn)在搖臂殼體二軸三軸的安裝孔的位置，只有工況1 的最大值出現(xiàn)在殼體的頭部，四種工況下的應(yīng)力最大值均小于材料的強(qiáng)度，所以在后續(xù)的搖臂殼體設(shè)計(jì)時(shí)可以在保證結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的條件下將材料的重量降低，降低成本增加經(jīng)濟(jì)。

對(duì)搖臂的二軸進(jìn)行有限元分析，首先對(duì)二軸的受力進(jìn)行一定的計(jì)算。二軸受力可以劃分為齒輪切向受力F3和軸齒輪切向受力F4：

式中：T3為齒輪的轉(zhuǎn)矩，4 082 N·m；d3為齒輪的直徑，272 m。代入數(shù)據(jù)計(jì)算得F3≈30 kN。

圖2 四種工況下?lián)u臂殼體應(yīng)力分布圖

式中：d4為軸齒輪的直徑，m。代入數(shù)據(jù)計(jì)算得F4≈39.5 kN。

齒輪的徑向力Fr3=F3tan20°≈11 kN，徑向力Fr4=F4tan20°≈14.4 kN。

計(jì)算完成后對(duì)模型進(jìn)行設(shè)置，具體設(shè)置步驟如搖臂殼體步驟。滾筒二軸的材料屬性分別為彈性模量為2.2×1011Pa、密度為7 910 kg/m3、泊松比為0.27。滾筒二軸在應(yīng)力應(yīng)變?cè)茍D如3 所示。

圖3 搖臂二軸應(yīng)力應(yīng)變分布圖

如圖3 搖臂二軸應(yīng)力應(yīng)變分布圖可以看出，搖臂二軸的變形量很小，變形對(duì)其結(jié)構(gòu)的破壞影響幾乎可以忽略，在二軸上應(yīng)力最大值僅為10.3 MPa，應(yīng)力最大值出現(xiàn)在軸齒輪的齒根位置，當(dāng)單獨(dú)度齒輪進(jìn)行模擬時(shí)發(fā)現(xiàn)，此時(shí)的應(yīng)力明顯增大，應(yīng)力最大值增大至139 MPa，可以看出應(yīng)力的大小與其結(jié)構(gòu)的剛度有著較大的關(guān)聯(lián)，所以在進(jìn)行設(shè)計(jì)時(shí)不僅需要對(duì)材料強(qiáng)度進(jìn)行一定的分析及計(jì)算，同樣也需要對(duì)材料的剛度進(jìn)行一定的驗(yàn)證，避免出現(xiàn)剛度破壞。

3 結(jié)論

1）利用CAD 對(duì)采煤機(jī)搖臂的殼體及二軸進(jìn)行繪制，并導(dǎo)入solidwork 軟件進(jìn)行模型的建立，為后續(xù)的模擬提供參考。

2）利用ANSYS 數(shù)值模擬軟件對(duì)不同工況下?lián)u臂殼體的應(yīng)力分布情況進(jìn)行分析，搖臂殼體的應(yīng)力值明顯小于材料的需用強(qiáng)度，所以可以適當(dāng)?shù)慕档驮O(shè)計(jì)的尺寸，降低成本。

3）利用ANSYS 數(shù)值模擬軟件對(duì)采煤機(jī)搖臂二軸進(jìn)行模擬分析，發(fā)現(xiàn)二軸整體變形量及應(yīng)力較低，應(yīng)力最大值出現(xiàn)在軸齒輪的齒根位置。