卜 闖，高宏偉

(1.國家能源集團(tuán)神東煤炭集團(tuán)有限責(zé)任公司 高端設(shè)備研發(fā)中心，陜西 神木 719315；2.西安煤礦機(jī)械有限公司，陜西 西安 710000)

采煤機(jī)是機(jī)械化綜采工作面重要設(shè)備之一，搖臂是采煤機(jī)的重要部件，采煤機(jī)搖臂截割系統(tǒng)具有傳遞功率比重大，承受負(fù)載大，受力復(fù)雜的特點(diǎn)。針對(duì)陜蒙地區(qū)礦區(qū)特厚煤層煤質(zhì)硬度大，開采效率要求高，對(duì)采煤機(jī)可靠性開采要求越來越高，尤其可靠的超大采高采煤機(jī)有著迫切的需求。目前，國內(nèi)外現(xiàn)有成套開采采煤機(jī)采高均在7m左右，無法滿足8m以上特厚煤層一次性采全高的需求。要實(shí)現(xiàn)超大采高采煤機(jī)搖臂的高可靠性，其截割系統(tǒng)穩(wěn)定性顯得十分重要，截割系統(tǒng)中各個(gè)齒輪、軸承的承載安全系數(shù)和壽命直接決定著搖臂能否實(shí)現(xiàn)高效、穩(wěn)定運(yùn)行。其中任何一個(gè)齒輪或軸承上脫落的細(xì)小顆粒物都有可能引發(fā)搖臂內(nèi)部截割系統(tǒng)異常磨損，最終造成整個(gè)截割系統(tǒng)的損壞，設(shè)備停止運(yùn)轉(zhuǎn)，采煤機(jī)被迫停機(jī)，給礦井和企業(yè)造成巨大安全隱患和經(jīng)濟(jì)損失。

1 設(shè)計(jì)背景

目前世界最高的井下一次采全高采煤工作面在神東礦區(qū)，井下綜采工作面平均采高為8m以上，采煤機(jī)行業(yè)內(nèi)即有的截割系統(tǒng)無法滿足該工況需求。為適應(yīng)該高度煤層的開采，神東煤炭集團(tuán)公司與西安煤礦機(jī)械有限公司合作，為超大采高煤層設(shè)計(jì)研發(fā)了一種超大采高、高強(qiáng)度采煤機(jī)截割系統(tǒng)。

2 截割系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)研究

2.1 截割系統(tǒng)失效原因

傳動(dòng)件嚙合時(shí)，齒根受到很大的彎曲應(yīng)力，造成脆性斷齒和疲勞斷齒；接觸應(yīng)力，即傳動(dòng)件嚙合時(shí)，兩者相對(duì)運(yùn)動(dòng)，在摩擦力作用下造成齒面的疲勞點(diǎn)蝕、剝落，齒面塑性變形、磨損、擦傷、膠合等進(jìn)而失效。

2.2 優(yōu)化方案

結(jié)合采煤機(jī)交變載荷的作用特點(diǎn)，以煤礦井下工況復(fù)雜載荷下截割系統(tǒng)中齒輪響應(yīng)機(jī)制為基礎(chǔ)，深入探索關(guān)鍵零部件損傷的演變和退化規(guī)律，并以進(jìn)口采煤機(jī)目標(biāo)截割系統(tǒng)分析數(shù)據(jù)為標(biāo)訂，以專業(yè)分析數(shù)據(jù)為基礎(chǔ)，進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)，改善齒輪、軸承等的載荷、應(yīng)力狀態(tài)，提高截割系統(tǒng)可靠性。根據(jù)搖臂截割系統(tǒng)載荷工況，搖臂截割系統(tǒng)載荷工況計(jì)算所需參數(shù)見表1。

表1 搖臂截割系統(tǒng)載荷工況計(jì)算所需參數(shù)表

將上述參數(shù)表帶入截齒的平均截割阻力、平均牽引阻力計(jì)算公式：

Y0=KqZ0

(2)

一般截齒的平均負(fù)荷：

式中，Z0為銳利截齒平均截割阻力，N；C1，C2，C3為切削形式影響系數(shù)。

滾筒工作時(shí)的總載荷，為滾筒上同時(shí)參與截割的截齒載荷之和。由此，可得到反映滾筒瞬時(shí)載荷的四個(gè)參數(shù)，其表達(dá)式如下：

式中，F(xiàn)B為滾筒側(cè)向阻力，N；FC為滾筒垂直阻力，N；MR為滾筒截割阻力矩，也即負(fù)載轉(zhuǎn)矩，N·m；Zi為處于φi位置的第i個(gè)截齒所受的截割阻力，N；DC為滾筒截割直徑，m；Yi為處于φi位置的第i個(gè)截齒所受的進(jìn)給阻力，N；φi為第i個(gè)截齒所處的位置角，按截齒配置圖定；βi為截齒的安裝角，(°)；nj為計(jì)算瞬間參與截割的截齒數(shù)。

通過上述公式，推算出滾筒的最大工作牽引力、滾筒的最大側(cè)向力滾筒最大的垂直阻力、滾筒的最大截割阻力距、截割阻力功率。

3 超大采高高強(qiáng)度截割系統(tǒng)研究

搖臂截割系統(tǒng)如圖1所示，這種高強(qiáng)度超大采高采煤機(jī)的截割系統(tǒng)包括以下零組件：電機(jī)齒輪軸(軸1，齒輪1)、惰輪Ⅰ(軸2，齒輪2)、二軸(軸3，齒輪3、4)、惰輪Ⅱ(軸4、6、8，齒輪5、7、9)、惰輪Ⅲ(軸5、7，齒輪6、8)、中心齒輪組(軸9，齒輪10)、一級(jí)行星減速機(jī)構(gòu)、二級(jí)行星減速機(jī)構(gòu)組成。

圖1 搖臂截割系統(tǒng)圖

電機(jī)產(chǎn)生的動(dòng)力通過保護(hù)軸傳遞動(dòng)力到電機(jī)齒輪軸，通過電機(jī)齒輪軸與惰輪I嚙合，惰輪Ⅰ與二軸嚙合，二軸與惰輪Ⅱ嚙合，三組惰輪Ⅱ與兩組惰輪Ⅲ嚙合后，惰輪Ⅱ又與中心齒輪組嚙合，中心齒輪組中的太陽輪Ⅰ與一級(jí)行星減速機(jī)構(gòu)行星輪嚙合，帶動(dòng)一級(jí)行星架轉(zhuǎn)動(dòng)，一級(jí)行星架通過花鍵和太陽輪Ⅱ嚙合，太陽輪Ⅱ又和二級(jí)行星減速器行星輪嚙合，行星輪通過和固定的內(nèi)齒圈嚙合轉(zhuǎn)動(dòng)而帶動(dòng)二級(jí)行星架轉(zhuǎn)動(dòng)。由電機(jī)產(chǎn)生的動(dòng)力通過上述傳動(dòng)件將扭矩傳遞給與二級(jí)行星架嚙合的聯(lián)結(jié)法蘭，最終帶動(dòng)和聯(lián)結(jié)法蘭安裝在一起的滾筒轉(zhuǎn)動(dòng)，實(shí)現(xiàn)切割煤壁的目的。

3.1 截割系統(tǒng)齒輪強(qiáng)度校核

在齒輪強(qiáng)度分析軟件中分別輸入如下數(shù)據(jù)：

1)基本參數(shù)：電機(jī)功率；小輪轉(zhuǎn)速；大輪轉(zhuǎn)速；該級(jí)傳動(dòng)實(shí)際速比；中心距；法向模數(shù)；螺旋角；法向齒形角；齒輪齒數(shù)；有效齒寬；變位系數(shù)；齒頂高系數(shù)；頂隙系數(shù)。

2)齒輪幾何參數(shù)：分度圓直徑；節(jié)圓直徑；基圓直徑；頂圓直徑；根圓直徑；齒頂厚；滑動(dòng)率；分度圓線速度；齒輪精度等級(jí)(GB 10095—1988)；端面重合度；軸向重合度。

3)材料及熱處理等參數(shù)：傳動(dòng)類型為減速傳動(dòng)；齒輪嚙合類型為外嚙合；螺旋角類型為直齒；修形方式為無修形和無裝配調(diào)整；齒面點(diǎn)蝕控制方式為允許齒面少量點(diǎn)蝕；小輪材料和熱處理類型為滲碳淬火鋼；大輪材料和熱處理類型為滲碳淬火鋼；設(shè)計(jì)壽命為10000h；40°時(shí)潤滑油粘度為320cSt。

4)接觸強(qiáng)度計(jì)算系數(shù)：使用系數(shù)；動(dòng)載系數(shù)；齒向載荷分布系數(shù)；齒間載荷分配系數(shù)；節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)；彈性系數(shù) ；重合度系數(shù)；螺旋角系數(shù) ；壽命系數(shù)；潤滑系數(shù)；速度系數(shù)；粗糙度系數(shù) ；工作硬化系數(shù)；尺寸系數(shù)；單對(duì)齒嚙合系數(shù)。

5)彎曲強(qiáng)度計(jì)算系數(shù)：彎曲強(qiáng)度計(jì)算參數(shù)涉及動(dòng)載系數(shù)；齒向載荷分布系數(shù)；齒間載荷分配系數(shù)；重合度系數(shù)；螺旋角系數(shù)；齒形系數(shù)；應(yīng)力修正系數(shù)；壽命系數(shù)；尺寸系數(shù)；相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù)；相對(duì)齒根表面狀況系數(shù)；輪緣系數(shù)；齒根圓角半徑系數(shù)。

將上述輸入數(shù)據(jù)分別帶入齒輪接觸、彎曲強(qiáng)度計(jì)算公式(5)、(6)中：

接觸強(qiáng)度安全系數(shù)：

彎曲強(qiáng)度安全系數(shù)：

以第一對(duì)齒輪的強(qiáng)度校核為示例，計(jì)算齒輪的接觸、彎曲強(qiáng)度系數(shù)。將表2中接觸強(qiáng)度、彎曲強(qiáng)度相關(guān)參數(shù)帶入公式中，得出齒輪1的接觸強(qiáng)度系數(shù)和疲勞強(qiáng)度系數(shù)。根據(jù)該公式依次可以得出其余各級(jí)截割系統(tǒng)齒輪接觸、彎曲強(qiáng)度系數(shù)。經(jīng)過計(jì)算，得出的相關(guān)數(shù)據(jù)和西安煤礦機(jī)械有限公司制定的標(biāo)準(zhǔn)系數(shù)進(jìn)行類比校核，以確定已傳動(dòng)部位的可靠性。

3.2 截割系統(tǒng)軸承壽命校核

在分析軟件中分別輸入如下數(shù)據(jù)：

1)在計(jì)算中需要的參數(shù)有：功率；轉(zhuǎn)速；負(fù)荷系數(shù)；支承跨距；軸承可靠度要求為90%；軸承可靠度修正系數(shù)1.000；軸上齒輪結(jié)構(gòu)；軸旋轉(zhuǎn)方向。

2)齒輪參數(shù)：齒數(shù)；模數(shù)；螺旋角；壓力角；離左支點(diǎn)距離；齒輪旋向；主從動(dòng)齒輪的確定。

表2 齒輪強(qiáng)度系數(shù)參數(shù)表

3)齒輪受力需要的參數(shù)：齒輪切向力、徑向力、軸向力。

4)軸承參數(shù)軸承計(jì)算中需要的確認(rèn)的齒輪參數(shù)有：左軸承類型、左軸承型號(hào)、左軸承額定動(dòng)負(fù)荷、右軸承類型、右軸承型號(hào)、右軸承額定動(dòng)負(fù)荷。

5)軸承受力需要的參數(shù)的參數(shù)包括徑向力；軸向力；合成動(dòng)負(fù)荷。

將上述輸入數(shù)據(jù)帶入軸承壽命計(jì)算公式(7)中，該公式依據(jù)GB/T6391-2003 《滾動(dòng)軸承 額定動(dòng)載荷和額定壽命》：

式中，C為軸承額定動(dòng)載荷，kN；P為軸承當(dāng)量動(dòng)載荷，kN；p為計(jì)算指數(shù)，球軸承時(shí)p=3，滾子軸承時(shí)p=10/3；L10h為90%可靠性時(shí)，h；a1為可靠度壽命修正系數(shù)；a2為材料系數(shù)；a3為使用條件系數(shù)；n為轉(zhuǎn)速，r/min。

以一軸軸承壽命校核為示例，可靠度壽命修正系數(shù)a1取1.000；材料系數(shù)a2取1.000；使用條件系數(shù)a3取1.000；轉(zhuǎn)速n取1470r/min；軸承額定動(dòng)載荷C取255kN；左軸承當(dāng)量動(dòng)載荷P取15.82kN；右軸承當(dāng)量動(dòng)載荷P取11.832kN；計(jì)算指數(shù)p取10/3。將軸承壽命以上參數(shù)帶入式(7)中，得出左軸承壽命Lnmh=10192h，右軸承壽命Lnmh=10698h。依次得出其余各級(jí)傳動(dòng)軸承壽命情況。

根據(jù)《采煤機(jī)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)規(guī)范》標(biāo)準(zhǔn)，一般情況下，要求機(jī)型軸承壽命不低于10000h，部分特制型號(hào)軸承應(yīng)根據(jù)實(shí)際情況分析軸承設(shè)計(jì)壽命，本設(shè)計(jì)截割系統(tǒng)軸承壽命符合標(biāo)準(zhǔn)要求。根據(jù)西安煤礦機(jī)械有限公司《采煤機(jī)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)規(guī)范》標(biāo)準(zhǔn)，本設(shè)計(jì)截割系統(tǒng)齒輪強(qiáng)度符合標(biāo)準(zhǔn)要求。本工作面走向長度5254m，采煤機(jī)截深0.865m，工作面推進(jìn)過程中隨著采煤機(jī)負(fù)載的變化，牽引速度5m/min≤Vavq≤10m/min，按照所需最長時(shí)間進(jìn)行計(jì)算：

該工作面采完所需時(shí)間：

式中，L為工作面長度，取300m；L1為斜切長度，取60m；Vavq為牽引速度，取5m/min。

由計(jì)算結(jié)果可知，選用軸承的設(shè)計(jì)壽命大于西安煤礦機(jī)械有限公司關(guān)于采煤機(jī)傳動(dòng)設(shè)計(jì)的相關(guān)規(guī)范要求，也遠(yuǎn)高于當(dāng)前工作面采煤機(jī)作業(yè)完成時(shí)間。所以認(rèn)為該軸承的型號(hào)選用滿足神東礦區(qū)的使用要求。

3.3 截割系統(tǒng)齒建模分析

對(duì)截割系統(tǒng)傳動(dòng)齒輪、軸承通過軟件建模，進(jìn)行強(qiáng)度、壽命分析驗(yàn)算，各級(jí)齒輪、軸承強(qiáng)度滿足超大采高設(shè)計(jì)要求，滿足采煤機(jī)每天工作16h，每年工作330d的運(yùn)轉(zhuǎn)壽命。截割系統(tǒng)壽命校核結(jié)果如圖2所示。

圖2 截割系統(tǒng)壽命校核

4 系統(tǒng)優(yōu)點(diǎn)

根據(jù)對(duì)國內(nèi)外多種類型6m以上采高采煤機(jī)的設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)整理，總結(jié)了該超大采高截割系統(tǒng)的優(yōu)勢有以下幾個(gè)方面：

1)截割系統(tǒng)直齒傳動(dòng)部位設(shè)計(jì)配合齒輪數(shù)量多，并全部按照設(shè)計(jì)要求進(jìn)行校核可靠，使截割系統(tǒng)總體長度可以適應(yīng)8m以上超大采高采煤需要。

2)根據(jù)國內(nèi)外截割系統(tǒng)電機(jī)互換性的實(shí)際使用要求，電機(jī)內(nèi)部保護(hù)離合軸結(jié)構(gòu)簡單，操作維護(hù)方便。

3)截割系統(tǒng)所有傳動(dòng)齒輪校核均按照1.5倍安全系數(shù)計(jì)算，齒輪強(qiáng)度可靠。

4)截割系統(tǒng)所有支撐軸承壽命計(jì)算均按照實(shí)際工況使用時(shí)間來確定，軸承設(shè)計(jì)壽命完全滿足一個(gè)采煤工作面的作業(yè)需要。

5)為適應(yīng)不同工況的作業(yè)需要，通過更換不同齒數(shù)的惰輪I與二軸的大齒輪，可調(diào)節(jié)截割系統(tǒng)滾筒轉(zhuǎn)速，截割系統(tǒng)對(duì)工況的適應(yīng)性好。

5 結(jié) 語

該超大采高采煤機(jī)高強(qiáng)度截割系統(tǒng)系統(tǒng)是在前期成功設(shè)計(jì)實(shí)踐基礎(chǔ)上，研發(fā)出的一種全新截割系統(tǒng)。該系統(tǒng)需要的基礎(chǔ)參數(shù)是按照采煤機(jī)每天工作16h，每年工作330d的運(yùn)轉(zhuǎn)壽命對(duì)齒輪、軸承進(jìn)行設(shè)計(jì)、校核，并通過對(duì)截割系統(tǒng)三維建模并進(jìn)行系統(tǒng)模擬分析，按照負(fù)載狀態(tài)下的軸系形變對(duì)齒輪進(jìn)行修形，進(jìn)一步提高系統(tǒng)壽命。搖臂截割系統(tǒng)的可靠運(yùn)行，有效降低整個(gè)采煤機(jī)工作時(shí)的故障率。作為國內(nèi)煤炭市場的標(biāo)桿，超大采高采煤機(jī)在神東礦區(qū)成功使用，也讓我國完全自主研發(fā)采煤機(jī)替代進(jìn)口采煤機(jī)在國內(nèi)外煤礦的推廣使用前景廣闊。