李曉晉

（山西汾西中興煤業(yè)有限責任公司， 山西 交城 030500）

引言

采煤機作為煤炭開采過程中的重要裝置，其工作的可靠性不僅關系著采煤機的開機率，還與煤礦企業(yè)的產能和效率息息相關，現已引起了煤礦行業(yè)的高度重視[1-3]。搖臂作為采煤機的主要組成部分，其工作環(huán)境惡劣、受力情況復雜、故障率較高，尤其是行星輪架表現的尤為突出[4]。隨著計算機仿真技術的出現，為采煤機關鍵部件的結構分析與優(yōu)化設計提供了先進的手段，可以大大降低關鍵零部件的分析改進的成本，應用前景較為光明[5-6]。基于此，應用有限元仿真方法開展對MG400/930-WD 型采煤機搖臂行星輪架結構分析工作，找出其結構存在的薄弱環(huán)節(jié)，進一步進行改進設計。

1 采煤機搖臂行星輪架結構

采煤機搖臂中的行星輪架是行星輪結構的重要支撐部件，是各行星輪能夠在指定位置工作的重要保障，同時行星輪架也傳遞來自驅動電機給予的工作扭矩，因此，行星輪架必須具有足夠的強度才能保證采煤機的可靠運行。行星輪架中間位置的兩側板上支撐著四根行星輪軸，側板之間為中空開口結構，用于固定行星輪系中的太陽輪和行星輪，側板與側板之間通過弧形板連接。側板外側均為空心軸，能夠固定調心滾子軸承，用于支撐行星輪架。因采煤機滾筒尺寸的約束，行星輪系工作空間有限，導致行星輪架的外徑尺寸較小，因此只有自身結構強度高才能滿足行星輪系的可靠工作，保證煤礦企業(yè)的產量和效率。

2 MG400/930-WD 型采煤機搖臂行星輪架存在問題

MG400/930-WD 型采煤機搖臂行星輪架的服役條件惡劣、受力情況較為復雜，正常工作情況下由于其材料性能較高，不會出現任何故障。但是由于煤層地質條件存在差異，采煤過程中搖臂受力存在波動，當電機負荷達到滿載工況時，由于行星輪架設計過程中安全系數較高，依然不會出現行星輪架破壞的問題。一旦遇到硬度較高的煤層，采煤機搖臂將會承受很大的載荷，導致驅動電機過載工作，此時行星輪架結構將會承受最大的靜載荷，同時也會伴隨開采過程中的動載荷，此時行星輪架極易出現強度不足而被破壞的問題，必須引起高度重視。

3 有限元仿真分析

3.1 有限元模型的建立

MG400/930-WD 型采煤機搖臂行星輪架的結構組成包括兩端的中空軸、中間位置的支承側板和連接兩個側板的圓弧形框架。行星輪軸安裝于兩個支承側板中間，四根行星輪軸間隔90°均勻分布，是行星輪系的功率輸入端，行星輪架花鍵軸一側為功率輸出端。中間兩側板與空心軸、中間兩側板與圓弧形框架的過渡連接位置具有較大的結構突變，行星輪安裝于兩側板之間，此處對行星輪架中間部位進行重點分析。應用SolidWorks 軟件繪制了行星輪架的三維模型，對其花鍵及影響計算結果較小的倒角和圓角進行了簡化，為了仿真加載更加真實，同時繪制了行星輪軸，并完成了裝配。

導出.igs 文件之后導入ANSYS 仿真軟件進行前處理，首先對行星輪架進行材料屬性的設置，其材料牌號為42CrMo，材料的密度為7 850 kg/m2，彈性模量為210 GPa，泊松比為0.3。完成材料屬性的編輯之后即可進行單元格的劃分，根據行星輪架的結構及受力特性，確定單元格類型選擇solid92 實體單元，為了提高網格劃分的質量，采用自由劃分方式完成了行星輪架及行星輪軸的網格劃分，結果如圖1、圖2 所示。

圖1 行星輪架有限元模型

圖2 行星輪軸有限元模型

3.2 載荷及邊界條件處理

行星輪架工作時的受力情況較為復雜，不僅承受著軸承的支承力，還要承受扭矩和彎矩的作用，結合采煤機的工作現狀，受力分析得出行星輪架中間部位主要承受電機輸出的扭矩，因此為了簡化有限元仿真分析過程，提高計算效率，本次仿真僅考慮工作扭矩的作用。行星輪架所受的扭矩載荷根據實際情況以力的形式施加于行星輪軸，在行星輪架花鍵位置施加周向約束，限制其轉動。仿真分析過程中考慮行星輪架的兩種工況，第一是電機滿載工況，第二是電機過載工況。

3.3 仿真結果分析

完成行星輪架和輪軸仿真模型的前處理之后應用ANSYS 自帶求解器進行仿真計算，結合行星輪架的結構及材料特性，在計算結果中提取以第四強度理論為基礎的Von-Mises 等效應力進行分析。通過參《機械設計手冊》得到42CrMo 的許用應力[σ]為440 MPa。

3.3.1 電機滿載工況

行星輪架在電機滿載工況下的仿真計算結果如圖3 所示，由圖3 中行星輪架及輪軸的應力云圖可以看出，最大的應力為402 MPa，應力集中位置出現在行星輪架內側板與星輪軸配合的小孔位置；同時側板與空心軸過渡位置也存在應力集中現象，應力值為396 MPa，如圖4 所示。以上應力集中位置的最大應力雖然均未超過行星輪架材料的許用應力，但是與材料的許用應力較為接近，工作過程中存在安全隱患。

3.3.2 電機過載工況

圖3 行星輪架及輪軸應力（Pa）云圖

圖4 側板與空心軸過渡位置應力（Pa）云圖

行星輪架在電機過載工況下的仿真計算結果如圖5 所示，由圖5 中行星輪架及輪軸的應力云圖可以看出，最大的應力為426 MPa，應力集中位置出現在行星輪架內側板與星輪軸配合的小孔位置。同時內側板與中空軸過渡位置也存在應力集中現象，應力值為411 MPa，見圖6。以上應力集中位置的最大應力雖然均未超過行星輪架材料的許用應力，但是與材料的許用應力很接近，工作過程中很可能出現因別破壞而失效的事故。

圖5 行星輪架及輪軸應力（Pa）分布云圖

圖6 內側板與空心軸過渡位置應力（Pa）云圖

4 優(yōu)化改進

4.1 優(yōu)化改進措施

通過對行星輪架兩種工況的結構分析可以看出，在電機過載工況下，行星輪架所受的最大應力與材料的許用應力很接近，搖臂行星輪架工作過程中會承受沖擊載荷，最大載荷下所受的應力一旦超出材料的許用應力，行星輪架極有可能出現破壞失效，導致采煤機事故。為了提高采煤工作的可靠性，有必要對其應力集中的位置進行改進優(yōu)化。結合行星輪架仿真仿真分析結果及應力集中的位置，提出以下改進：將內側板的厚度增加3 mm，同時將內側板與空心軸過渡位置設計出R=1.5 mm 的圓角，以降低過渡位置的應力集中，進而提高行星輪架工作的安全性和可靠性。

4.2 優(yōu)化改進結果

根據行星輪架結構的進行改進方案，完成了三維模型的改進，之后重新導入ANSYS 仿真分析軟件進行Von-Mises 等效應力分析，由于電機過載相較于電機滿足行星輪架承受的應力較大，因此，此處的改進分析僅針對電機過載的情況進行驗證，目的是降低行星輪架的最大應力，避免較大的應力集中，提高行星輪架的結構強度。

行星輪架在電機過載工況下的仿真計算結果如圖7 所示，由圖7 中行星輪架及輪軸的應力云圖可以看出，最大的應力為346 MPa，應力集中位置出現在行星輪架內側板與星輪軸配合的小孔位置。同時內側板與中空軸過渡位置也存在應力集中現象，應力值為312 MPa。相較于改進之前的行星輪架及輪軸的分析結果，最大應力值降低了約19%，側板與中空軸過渡位置的應力集中降低約24%，由此可見改進效果較為顯著，大大提高了行星輪架的可靠性。通過該方案改進之后的行星輪架連續(xù)運行的半年時間內，未出現結構變形及破壞的問題，大大降低了采煤機維修人員的勞動強度，提高了采煤機的工作可靠性，為企業(yè)創(chuàng)造出更多的經濟效益。

5 結論

行星輪架作為采煤機搖臂中的關鍵部件，其工作的可靠性至關重要。以MG400/930-WD 型號采煤機搖臂行星輪架為研究對象，分析了當前行星輪架在電機滿載工況和電機過載工況下的Von-Mises 等效應力，得到兩側板與輪軸配合位置的圓孔和側板與中空軸過渡位置存在應力集中現象。通過側板厚度增加3 mm 和設置R=1.5 mm 過渡圓角的方法完成了行星輪架結構的改進，改進之后的行星輪架最大應力值降低了約19%，側板與中空軸過渡位置的應力集中降低約24%。

圖7 改進后的行星輪架及輪軸應力（Pa）分布云圖

圖8 改進后的內側板與中空軸過渡位置應力（Pa）云圖

（編輯：趙婧）