郭澤東

（山西焦煤集團西山煤電有限責任公司白家莊礦業(yè)公司，太原 030000）

0 引言

近年來，隨著煤礦開采工程技術的持續(xù)進步，采煤機的整體性能也得到了巨大的提高。目前，大量采煤機的牽引系統(tǒng)仍然采用兩輪行走方式，其結構性能隨著現(xiàn)代設計技術的發(fā)展而顯得相對落后[1]。另外，采煤機幾十噸的自重和采煤作業(yè)時遇到的較大阻力，致使行走輪常常超負荷運轉(zhuǎn)，當其受到瞬間的沖擊時，常常會發(fā)生齒根折斷現(xiàn)象，這是最為常見且最為嚴重的行走輪失效形式[2]。這種現(xiàn)象可以從疲勞斷裂的角度加以解釋，行走輪在與銷排嚙合時，輪齒表面會產(chǎn)生較大的接觸應力，特別是當行走輪受到?jīng)_擊時會產(chǎn)生更大的接觸應力，當沖擊頻率過高，接觸應力大于材料的疲勞強度，在輪齒表面產(chǎn)生塑性積累和微觀裂紋，裂紋隨著載荷的作用而擴展，直至輪齒斷裂[3]。輪齒折斷后會造成采煤機行走機構的整體失效，對井下作業(yè)人員的安全造成威脅，也對生產(chǎn)造成較大的時間損失和經(jīng)濟損失。因此，有必要開展行走輪輪齒在嚙合時彎曲強度計算的研究，使研究方法能夠為輪齒的設計與生產(chǎn)制造提供理論支持，也為其他類似產(chǎn)品的開發(fā)提供借鑒。

1 采煤機行走部結構及工作原理

采煤機行走部結構上由行走輪、銷排和導向滑靴構成。行走輪按輪齒輪廓的類型可分為漸開線行走輪和擺線行走輪，本文主要討論齒廓形狀為漸開線的行走輪。導向滑靴所起的主要作用是確保行走輪、銷排的正確嚙合，以此保證采煤機正確的行進路線，同時導向滑靴與行走輪鉸接承受采煤機的自重及一部分側(cè)向的工作載荷[4]。銷排通常按照節(jié)距分類，有146 mm和125 mm 2種。

采煤機的工作原理為：行走輪受到牽引箱的動力輸出而轉(zhuǎn)動，行走輪轉(zhuǎn)動而與固定銷排嚙合，使采煤機整機直線行走，其中行進路徑由刮板機的軌道決定。根據(jù)工作原理的描述可以看出，行走輪是這個局部系統(tǒng)的動力提供者，主要承受牽引拉力；銷排與行走輪嚙合，主要承受采煤機的自重和牽引載荷；導向滑靴需承受采煤機自重和一部分側(cè)向工作載荷。

2 行走輪受力分析

本文研究對象為行走輪的齒根折斷現(xiàn)象，進行受力分析時也主要考慮行走輪的受力分析。已有文獻的研究表明，忽略安裝等現(xiàn)實因素的影響，行走輪所受載荷沿嚙合線均勻分布，分析時可用集中力代替且作用在嚙合線上任意一嚙合點即可[5-8]。嚙合點受力主要為垂直于齒面的法向力Fn，理論上可將法向力分解為2個相互垂直的分度圓切向力Ft和徑向力Fr，其中Ft為驅(qū)動行走輪運動的動力、Fr為上抬力。3個力之間的關系可表示為：

式中：Tn為牽引力矩，N·mm；d為分度圓直徑，mm；α為嚙合角。

3 行走輪彎曲強度仿真

本文以某型采煤機為例來說明行走輪輪齒的彎曲強度分析流程。其主要參數(shù)為：牽引輸出轉(zhuǎn)矩為42.4 kN·m；采煤機自重為39 t。按照第2節(jié)中行走輪載荷的計算公式，可得行走輪最大法向載荷為Fn=191.6 kN；分度圓切向載荷為Ft=181.3 kN；上抬力為Fr=66.4 kN。

3.1 行走輪模型建立

基于Solidworks三維建模軟件建立行走輪的三維模型，其建模參數(shù)如表1所示。

表1 行走輪尺寸參數(shù)

按照以上參數(shù)建立行走輪模型，如圖1所示。

圖1 行走輪三維模型

圖2 輪齒網(wǎng)格劃分

圖3 輪齒載荷及約束信息

3.2 材料參數(shù)、網(wǎng)格及載荷設置

行走輪材料選用18Cr，其彈性模量為210 GPa；泊松比為0.28；密度為7 910 kg/m3。根據(jù)研究目的，只需研究某一個輪齒的受力變形情況即可，因此對其中一個輪齒劃分網(wǎng)格，單元類型采用8節(jié)點Solid185單元，以保證計算結果的精確性，并在齒根接觸部位進行網(wǎng)格細化。最終單元數(shù)量為1 923個；節(jié)點數(shù)量為1 762個。網(wǎng)格劃分如圖2所示。

依據(jù)載荷計算結果在輪齒分度圓線上施加線載荷，對輪齒兩個側(cè)面及底面施加全約束，以模仿輪齒的實際情況，如圖3所示。圖中箭頭所指即為法向載荷在分度圓線上的載荷施加，兩側(cè)及底部為全約束。完成上述步驟后提交Ansys計算，獲得計算結果。

3.3 仿真結果分析

在Ansys后處理中查看輪齒的應力與應變情況，分別如圖4～5所示。由圖可知，齒頂尖端出現(xiàn)應力集中最大等效用力為1 556.5 MPa；提取其他應力如最大拉應力為443.2 MPa，出現(xiàn)位置在靠左側(cè)的齒根處；最大壓應力為548.9 MPa，出現(xiàn)在右側(cè)齒根；最大等效應變?yōu)?.359×10-6。從以上統(tǒng)計結果可以看出，齒尖發(fā)生了嚴重的應力集中，其值遠大于材料屈服應力630 MPa，這是由于施加分度圓線載荷，實際上是以集中載荷施加在相應位置的節(jié)點處。由于是集中力直接施加，勢必會引起失真的應力集中，因此齒尖的應力不作為參考。根據(jù)圣維南定理，齒根處的應力是真實可靠的。雖然齒根處的應力未大于材料屈服強度，但已較為接近，在長時間工作后容易在齒根表面產(chǎn)生塑性累積進而出現(xiàn)微裂紋，裂紋萌生、擴展導致齒根斷裂。

4 輪齒改進及效果分析

圖4 輪齒等效應力云圖

圖5 輪齒應變云圖

仿真分析結果表明，齒根斷裂是由于齒根處較大的應力引起的疲勞斷裂。在生產(chǎn)制造上，提高行走輪疲勞壽命可從以下幾個方面考慮：

（1）選用疲勞強度更好、更耐磨的材料，結合合理的熱處理方式，達到最佳工藝方案；

（2）可考慮增加行走輪、銷排的嚙合面積，加大齒根處的圓角半徑，使其更加圓滑地過度，以降低應力集中程度，從而提高疲勞壽命；

（3）盡可能地保證行走輪的制造加工精度，最大限度地保證每次行走都在規(guī)定的節(jié)距、中心距下，減少沖擊對行走輪輪齒壽命的影響；

（4）選擇轉(zhuǎn)換率更高、更易潤滑的軸承，減少由軸承帶來的行走輪輪齒受載不均。

采用以上改進思路，對輪齒進行了改進設計。為進一步驗證改進后輪齒的實際應用效果，將其在采煤機上進行了為期6個月的應用測試。在輪齒使用過程中，整體結構的變形程度有所降低，其齒頂、齒根等部位基本未出現(xiàn)較大程度的接觸面磨損或輪齒斷裂等故障現(xiàn)象，采煤機設備的運行穩(wěn)定性也得到明顯提升。在測試期間，同期相比，采煤機因行走輪故障而產(chǎn)生的設備無法正常運行的頻率降低了將近60%，因此，改進后的行走輪部件得到了一致認可。

5 結束語

本文針對頻發(fā)的行走輪輪齒齒根折斷現(xiàn)象，提出用有限元手段來進行輪齒彎曲強度的分析。簡要介紹了行走部的構成，分析了行走輪輪齒的受力，并以某型采煤機為例來說明有限元計算輪齒彎曲強度的步驟及流程。通過有限元分析結果可知，齒根應力小于材料屈服強度，滿足靜強度要求，但齒根應力已較為接近屈服應力，并由此產(chǎn)生塑性累積與流動，最終形成微裂紋，造成輪齒的疲勞折斷。由此給出了相應的提高行走輪輪齒疲勞壽命的建議。本文提供的輪齒有限元分析方法及分析結果，可為行走輪的生產(chǎn)制造提供理論支持，也可供同類型產(chǎn)品研發(fā)借鑒。