王亞超

（同煤浙能麻家梁煤業(yè)公司， 山西 朔州 036000）

引言

隨著煤礦企業(yè)生產(chǎn)任務的加重，對采煤機運輸設備提出了更高的要求。采煤機行走機構對采煤機及時移動和工作物資調(diào)動的工作性能有較大的影響。目前采煤機行走機構結構類型較多，各大煤礦主要采用齒輪銷排型行走機構。該行走機構的齒輪受到工作負載、齒輪與軌道之間產(chǎn)生的接觸應力，導致齒輪受到壓應力或彎曲變形，在長時間的作用下會導致齒輪變形，影響采煤機輸送過程的安全性。運輸質(zhì)量直接影響到了整個采煤過程的效率和經(jīng)濟性[1]。由于采煤機工作環(huán)境惡劣，行走機構齒輪的齒面在長時間受到載荷作用下會形成金屬疲勞并產(chǎn)生磨損現(xiàn)象。采煤機自重達到幾十噸，齒輪容易突然發(fā)生折斷，導致使用壽命較短。目前我國采煤機行走機構齒輪的使用壽命一般為三個月，頻繁更換齒輪會導致整個采煤工作過程的停止，降低了煤炭的生產(chǎn)能力。因此有必要改善行走機構齒輪布置方式，提高其使用壽命，確保煤炭生產(chǎn)過程的采煤效率[2]。

1 行走輪工況受力的分析

1.1 采煤機整體受力

為精確地建立行走的齒面與路面之間結合的精確仿真模型，需要對采煤機工作工況進行分析。本文以西南地區(qū)某礦區(qū)所采用的MG200型采煤機為研究對象，MG系列采煤機主要由上海設計院開發(fā)設計，適用范圍廣泛。該型號采煤機的齒數(shù)為14個，每一個齒輪的節(jié)圓半徑為298.55 mm，兩齒輪間的間距為125 mm。

根據(jù)實際工況情況，考慮極限載荷狀況，將采煤機以剛體進行定義，分析其極限情況下的應力分析結果。如圖1所示為MG200型采煤機整體結構分析受力圖。此采煤機的受力分析，可為后期開展采煤機的行走輪的仿真分析提供理論基礎。

圖1 采煤機整體受力分析圖

圖 1 中：G為采煤機重力，F(xiàn)1～F3、N1～N3分別為前、后導向滑靴的約束，F(xiàn)4F5、N4N5分別為前、后支撐滑靴的約束力，F(xiàn)1x、F1y、F1z為前滾筒所受約束力，F(xiàn)2x、F2y、F2z為后滾筒所受約束力T1、T2為行走輪所受的牽引。

1.2 齒輪面受力分析

由于采煤機運輸物料時自重可達到幾十噸，并且受到工作地面所帶來的摩擦力作用，齒輪受到較大的沖擊，載荷齒輪面與工作軌道接觸時會受到較大的接觸應力，容易發(fā)生折斷[3]。通過綜合分析可知，造成齒輪面破損主要有兩種應力形式，第1種是齒輪面所受到的彎曲引力，可造成齒輪折斷，第2種是齒面與工作軌道的接觸載荷，在局部形成較大的接觸應力，會形成齒輪面的塑性變形和點蝕等破壞形式。以上兩種破壞形式都會造成齒面的破壞，進而對齒輪的壽命造成不利的影響，因此，可從這兩方面對延長齒輪使用壽命進行研究，降低工作載荷對齒輪齒面的破壞作用。齒輪面受力情況如下頁圖2所示。工作軌道的銷柱對齒輪的作用力為法線方向的F，可以分解為：行走輪的有效牽引力Ft和提升力Fr。

2 有限元分析

2.1 三維模型的建立

通過實際MG200型采煤機結構圖以及日常在運維過程中的行走示意圖，建立MG200型采煤機的三維模型，對一些不相干的零部件進行簡化，包括金屬板、滑扣等零散部件進行扣除，將這些部件的重量在新建的三維模型中進行重新配重，使其滿足實際的配重要求[4]。

圖2 輪齒受力示意圖

目前所采用的雙滾筒采煤機齒輪—銷行走機構是通過齒輪與銷之間黏合而成，通過齒輪與銷之間的約束力對采煤機行走限制，通過三維建模軟件Proe對軌道結構和齒輪黏合結構分別建模，如圖3、圖4所示。

圖3 軌道結構圖

圖4 齒輪黏合結構圖

2.2 仿真模型的建立

通過ABAQUS軟件對已建立的三維模型進行數(shù)據(jù)定義并設置邊界條件。由于行走齒輪的結構具有對稱性，只取其中一個齒進行局部的分析，定義齒面—銷部位的接觸參數(shù)，開展局部研究，可分析出整體結構齒的接觸應力分布情況。

材料屬性定義如下，根據(jù)實際現(xiàn)場情況得知材料一般為18Cr2Ni4W，彈性模量為2.2×1011Pa，泊松比為0.3，為確保仿真的精確性，將每一個有限元單元體定義為C3D8I六面體結構，對接觸面的局部網(wǎng)絡進行細致劃分，提高求解精度、最終結構單元總數(shù)為9076，對齒輪加載時應將兩側(cè)與底部對稱性施加載荷[5]，確保邊界條件的準確性。仿真模擬圖如圖5所示。

在定義接觸作用力的時候，應將主接觸面設置為齒輪，從接觸面設置為銷柱結構，設置邊界條件的時候，應將銷柱進行固定，對于齒輪一側(cè)預留一個自由度[6]。完成載荷定義與邊界條件設置之后，開展有限元仿真求解。

圖5 接觸應力模型網(wǎng)格示意圖

2.3 結果分析

如圖6所示，現(xiàn)有普通行走輪的齒輪在與銷排接觸后，其應力分布主要集中于齒輪的中部與根部，形成了應力集中現(xiàn)象，最大的接觸應力值為223.8 MPa，由于該齒輪的屈服強度為250 MPa左右并且應力集中現(xiàn)象發(fā)生在齒輪根部，因此在長時間的行走過后容易造成齒輪的金屬疲勞變形，從而發(fā)生折斷現(xiàn)象，為確保行走機構齒輪的安全穩(wěn)定性，有必要對整體行走機構的設計進行優(yōu)化。

圖6 接觸應力（MPa）模型網(wǎng)格示意圖

3 結構優(yōu)化后結果的對比分析

為延長齒輪的使用壽命，可從以下幾個方面考慮：第一是從齒輪材料方面入手，變更材料提高抵抗疲勞強度；第二是減少其受到的外部載荷作用力。從經(jīng)濟性方面考慮，采取減少外部作用力的優(yōu)化手段，原有單排兩個行走機構，添加為單排四行走輪機構，如圖7所示。

圖7 四行走機構優(yōu)化示意圖

通過增加行走輪的方式，可減小每一個行走輪齒輪的受力載荷，從而降低每個齒輪表面與銷排之間的接觸應力，使接觸應力在齒輪上分布更加的均勻。按照原有齒輪分布形式仿真過程的參數(shù)進行設置。分析其優(yōu)化后四行走輪機構齒面的應力分布狀況。優(yōu)化后應力分布示意圖如下頁圖8所示。

圖8 四行走輪優(yōu)化后應力（MPa）分布示意圖

四行走輪機構所受到的最大接觸應力數(shù)值為112.4 MPa，遠遠小于材料的屈服強度，對原有結構的數(shù)值下降率為50%。通過四行走輪結構的優(yōu)化有效地降低了齒輪面所受到的應力載荷，提高了行走機構的使用壽命，保障了采煤過程運輸?shù)倪B續(xù)性，對于采煤量的大幅度提高有所保證。

4 結語

針對目前MG200型采煤機行走機構齒輪磨損情況嚴重以及使用壽命較低的現(xiàn)狀。采用有限元技術找到了目前齒輪面應力分布數(shù)值及薄弱環(huán)節(jié)，通過增加行走輪的方式對整體行走機構的使用壽命進行提升。為保證行走輪的對稱性，設計成四行走輪的優(yōu)化方式，降低了齒輪面的應力載荷，有效提高了齒輪面的壽命，可以使行走輪的使用壽命提高一倍。雖增加了行走輪的數(shù)目，提高了成本，但延長使用壽命可使增加成本進行抵消，并且避免了不斷停工更換齒輪所帶來的工作間隙，提高了煤炭開采運輸效率，四行走輪機構更加適合煤炭采煤機使用，為今后采煤機運輸行走機構的研究提供了依據(jù)。