張中雨，馮屯生，崔 遼，高 鵬

(1.潞安集團 余吾煤業(yè)有限責任公司，山西 長治 046100；2.山西航天清華裝備有限責任公司，山西 長治 046000)

0 引言

搖臂是采煤機最主要的執(zhí)行部件之一，在采煤機的工作過程中，搖臂時刻承受著不規(guī)則的動變載荷，致使關鍵性零部件過載或疲勞失效而引起不必要的停機，造成重大的經(jīng)濟損失。因此，搖臂能否連續(xù)作業(yè)是影響采煤機生產(chǎn)效率的重要因素。

本文以礦用J71A型采煤機為研究對象，應用ADAMS和ANSYS軟件模擬分析搖臂的動力學特性，并對其進行優(yōu)化分析。

1 采煤機Pro/E模型的創(chuàng)建及搖臂受力分析

1.1 采煤機的建模

采煤機主要由滾筒、搖臂、行走機構(gòu)、驅(qū)動單元等組成，其裝配體爆炸圖如圖1所示。采煤機搖臂功率消耗約占采煤機總功率的80%～90%[1]，其主要由截割部電機、齒輪箱及殼體組成，搖臂通過銷軸與行走箱連接。

1-右搖臂；2-右行走輪箱；3-中間控制箱；4-左行走輪箱；5-破碎裝置；6-左滾筒；7-左搖臂；8-左行走箱；9-拉桿系統(tǒng)；10-右行走箱；11-右滾筒

1.2 搖臂的受力分析

依據(jù)某礦現(xiàn)場實際采煤情況，為便于分析計算，簡化搖臂和滾筒的受力模型，忽略較小載荷的影響，僅考慮較大的載荷。搖臂受力簡圖如圖2所示，主要有滾筒自重G1、搖臂自重G2、煤壁阻力矩M、煤壁阻力Pz、掘進阻力Py及滾筒軸向力PA。

圖2 搖臂受力簡圖

搖臂采用齒輪箱機構(gòu)通過齒輪系進行傳動，因此，可以通過截割部電機的阻力矩M0來計算滾筒所受的煤壁阻力矩M。電機阻力矩M0與截割部電機的電流、電壓成正比，其計算公式如下：

(1)

其中：n為截割部電機轉(zhuǎn)速，r/min；I為截割部電機電流，A；U為截割部電機電壓，V；cosφ為截割部電機功率轉(zhuǎn)化因子，取0.8。

煤壁阻力Pz直接作用于滾筒截割部的截齒上，且垂直于采煤機的掘進方向，計算公式如下：

(2)

其中：NH為截割部電機的額定功率，kW；η為截割部機械傳動轉(zhuǎn)化率，%；Dc為滾筒直徑，mm；K為修正系數(shù)，取0.8。

掘進阻力Py直接作用于滾筒截割部的截齒上，其方向垂直于截齒掘進的相反方向，計算公式如下：

Py=Kq×Pz.

(3)

其中：Kq為截齒磨損系數(shù)，取0.5～0.8。

在煤礦開采的過程中，截齒截割煤壁，不規(guī)則的煤壁反作用力擠壓截齒而使?jié)L筒受軸向力PA，若PA過大會造成滾筒、搖臂等機構(gòu)零部件的損壞，引發(fā)機械事故，迫使停機檢修。PA的計算公式如下：

(4)

其中：Lk為截齒的截割寬度，m；J為滾筒有效截深，m；K2為截割系數(shù)，取2。

2 采煤機搖臂的動力學分析

2.1 搖臂數(shù)值模型的創(chuàng)建

使用Pro/E創(chuàng)建搖臂的三維模型，將模型導入ADAMS中進行動力學仿真，再通過ADAMS的Export數(shù)據(jù)窗口將仿真結(jié)果導出成載荷數(shù)據(jù)文件，并保存為ANSYS常用的FEALoad格式，然后在ANSYS軟件中打開ADAMS生成的文件[2-3]，施加約束進行網(wǎng)格劃分，完成的分析模型如圖3所示。

圖3 搖臂的ANSYS分析模型

2.2 不同工況下?lián)u臂的模擬方案

為了滿足開采不同高度煤層的要求，搖臂需通過液壓缸的調(diào)節(jié)繞耳軸處轉(zhuǎn)動。以搖臂與水平面夾角θ為變量，模擬表1所示的4種特殊工況，分析研究滾筒搖臂的受力情況。

表1 模擬方案工況表

2.3 搖臂位移模擬分析

經(jīng)過ANSYS軟件的模擬計算，得到不同工況下?lián)u臂的位移云圖如圖4所示。由圖4可知：當θ取-20°、0°、20°和55°時，搖臂的最大位移均在行星頭處，其值如表2所示；當θ一定時，離耳軸越遠，搖臂的位移越大；當θ=55°時，搖臂位移最大為4.27 mm，表明搖臂在截割上層煤壁時比截割下層煤壁危險，且截割上層煤壁時，θ越大越危險。

2.4 搖臂等效應力分析

不同工況下?lián)u臂的等效應力云圖如圖5所示。由圖5可知：當θ取-20°和0°時，搖臂受力大致均勻，最大應力分別為107.9 MPa和126.9 MPa，沒有應力集中的現(xiàn)象，表明搖臂截割下層煤壁時較為安全；當θ取20°和55°時，在腔體和殼體中間的肋板處，有明顯的應力集中現(xiàn)象，且θ越大，應力值越大，θ為55°時最大應力值為155.6 MPa。已知搖臂殼體的屈服強度為345 MPa，取安全系數(shù)為2.5，則搖臂殼體的許用應力為138 MPa<155.6 MPa，說明當θ=55°時，搖臂處于危險狀況，需要優(yōu)化和加固搖臂殼體。

3 采煤機搖臂模態(tài)分析

零部件的固有屬性在系統(tǒng)優(yōu)化中具有重要的意義，為了得到搖臂結(jié)構(gòu)的模態(tài)信息，本文以θ取55°最危險的工況為研究對象[4-5]，在有限元模型的基礎上，在搖臂耳軸處施加旋轉(zhuǎn)約束，設置模態(tài)提取數(shù)和擴展模態(tài)均為10階，用ANSYS軟件模擬計算，結(jié)果如圖6所示，算得的前10階模態(tài)頻率如表3所示。

圖4 不同工況下?lián)u臂的位移云圖

表2 不同θ時搖臂的最大位移

圖5 不同工況下?lián)u臂的等效應力云圖

由圖6可知：因J71A型采煤機搖臂設計的安全系數(shù)高，所以其前10階振型模態(tài)頻率均大于50 Hz，有效地保護了搖臂免受低頻載荷的共振效應而疲勞失效[6]，增加了搖臂的使用壽命。但機構(gòu)過于笨重，增加了制造成本，故在滿足使用功能和安全的情況下，可以優(yōu)化搖臂結(jié)構(gòu)，減輕搖臂的質(zhì)量。

圖6(a)、圖6(b)、圖6(d)、圖6(e)的模態(tài)振型分別為搖臂行星頭的沿Z、X、Y軸和搖臂中部沿Z軸的彎曲振動，行星頭的振幅都最大；圖6(c)和圖6(f)的模態(tài)振型為沿搖臂方向的扭轉(zhuǎn)和伸縮，行星頭處振幅最大；圖6(g)、圖6(h)、圖6(i)、圖6(j)模態(tài)振型為電動機外殼和整體搖臂的振動，最大振幅均在電動機殼體上。

4 小結(jié)

綜上所述，在搖臂的前10階振型模態(tài)中，最大振幅均發(fā)生在行星頭和電動機外殼上，故在J71A型采煤機搖臂優(yōu)化設計時，應重點優(yōu)化搖臂行星頭及電動機外殼。

圖6 搖臂的前10階模態(tài)振型

表3 搖臂的前10階模態(tài)頻率