楊旭瞳

（西山煤電西銘礦調(diào)度一室掘進三隊， 山西 太原 030053）

引言

采煤機為綜采工作面的關(guān)鍵設(shè)備，對于煤層結(jié)構(gòu)復(fù)雜的工作面而言，對采煤機各個分系統(tǒng)的性能和可靠性提出了更高的要求。搖臂作為控制采煤機滾筒截割高度的部件，其傳動系統(tǒng)內(nèi)部齒輪的故障數(shù)占采煤機總故障數(shù)的60%左右[1]。因此，需從理論和實踐中掌握采煤機搖臂傳動系統(tǒng)的適應(yīng)性和可靠性，研究齒輪傳動系統(tǒng)的振動規(guī)律。本文著重對采煤機搖臂傳動系統(tǒng)的關(guān)鍵部位進行有限元分析。

1 采煤機搖臂傳動系統(tǒng)概述

本文以應(yīng)用較為廣泛的雙滾筒采煤機為研究對象，對其搖臂傳動系統(tǒng)關(guān)鍵部件進行研究。雙滾筒采煤機主要包括有電機、搖臂、截割部、行走部以及輔助裝置等。搖臂為采煤機的關(guān)鍵部件，其主要功能是完成工作面落煤、裝煤和輸煤的任務(wù)，搖臂分系統(tǒng)的性能在一定程度直接決定采煤機的截割效率，并且其是降低采煤機能耗的關(guān)鍵部件[2]。基于搖臂傳動系統(tǒng)實現(xiàn)采煤機滾筒根據(jù)工作面煤層的變化情況對其截割高度和截割深度進行實時控制，在保證采煤機截割率的同時，提升采煤機的自適應(yīng)截割特性。搖臂傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 搖臂傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)示意圖

如圖1所示，搖臂傳動系統(tǒng)將其電機的動力通過多組軸組件傳遞至行星機構(gòu)，滿足采煤機適應(yīng)工作面煤層的調(diào)高要求。此外，要求搖臂傳動系統(tǒng)具有良好的潤滑、散熱以及高傳動效率的功能。

2 搖臂傳動系統(tǒng)模型的建立

2.1 零部件模型的建立

搖臂傳動系統(tǒng)模型的搭建需根據(jù)采煤機實際參數(shù)完成各級齒輪、搖臂殼體、行星架以及軸等部件模型的搭建，并根據(jù)各部件的相互關(guān)系完成裝配，最終完成搖臂傳動系統(tǒng)模型的搭建。本文著重對搖臂傳動系統(tǒng)中各級齒輪及搖臂殼體進行有限元分析[3]。因此，齒輪模型的正確性尤為重要，搖臂傳動系統(tǒng)包括有定軸齒輪、一級齒輪和二級齒輪，建立齒輪模型的參數(shù)如表1所示。

表1 搖臂傳動系統(tǒng)齒輪參數(shù)

鑒于篇幅有限，此處不一一列舉齒輪、殼體以及軸等零部件的模型。

2.2 搖臂傳動系統(tǒng)模型的裝配

搖臂傳動系統(tǒng)模型整體裝配前還需完成復(fù)合行星齒輪以及軸系部件的裝配。其中，復(fù)合行星齒輪包括有太陽輪、內(nèi)齒圈以及行星輪[4]。軸系部件裝配過程中尤其需注意齒輪內(nèi)孔與軸心線是否對齊、齒輪端面與軸肩是否對齊以及齒輪內(nèi)孔鍵槽是否與軸上的鍵槽對齊。而且，完成裝配后還需基于Pro/E的功能對模型進行干涉檢查。

基于Pro/E所搭建搖臂傳動系統(tǒng)的三維模型如圖2所示。

圖2 搖臂傳動系統(tǒng)三維模型

3 搖臂傳動系統(tǒng)關(guān)鍵部件的有限元分析

將Pro/E所搭建的三維模型導(dǎo)入ANSYS軟件中，根據(jù)搖臂傳動系統(tǒng)中各零部件及分系統(tǒng)之間的關(guān)系為搖臂傳動系統(tǒng)三維模型添加相關(guān)約束（旋轉(zhuǎn)福和固定副）。本文所研究采煤機的具體型號為MG900/2400，該型采煤機截割系統(tǒng)電機的額定功率為900 kW，電機額定轉(zhuǎn)速為1 487 r/min；在實際截割過程中，搖臂滾筒所承受的平均負(fù)載值為267 240 000 N/mm。故，為采煤機搖臂系統(tǒng)有限元仿真分析設(shè)定如圖3所示的驅(qū)動和負(fù)載曲線。

圖3 搖臂傳動系統(tǒng)模型驅(qū)動及負(fù)載曲線

3.1 齒輪的有限元分析

MG900/2400采煤機搖臂傳動系統(tǒng)齒輪所選用的材料類型為18Cr2Ni4WA，屬于滲碳鋼；該碳鋼的密度為7 800 kg/m3，彈性模量為1×105，泊松比為0.3。將上述參數(shù)在有限元模型中完成設(shè)置后，對復(fù)合行星齒輪進行網(wǎng)格劃分后，開始搖臂傳動系統(tǒng)齒輪的有限元分析，分別對一級行星齒輪和二級行星齒輪中各個齒輪的應(yīng)力值進行仿真分析。仿真結(jié)果如下：

1）在兩個復(fù)合行星傳動系統(tǒng)中，太陽輪所承受的應(yīng)力值大于行星輪所承受的應(yīng)力值，從而導(dǎo)致在實際應(yīng)用中太陽輪的故障率高于行星輪；

2）在齒輪相互嚙合的區(qū)域，分布于齒輪的最大應(yīng)力位置為齒輪的節(jié)圓處和齒根圓處；

3）一級復(fù)合行星齒輪中的最大應(yīng)力值在太陽輪的節(jié)圓處，且最大應(yīng)力值為330MPa；二級復(fù)合行星齒輪中的最大應(yīng)力值同樣位于其太陽輪的節(jié)圓處，且最大應(yīng)力值為275MPa。兩級行星齒輪的最大應(yīng)力值均遠(yuǎn)小于材料的屈服極限835MPa。即，經(jīng)有限元分析得知兩級行星齒輪的可靠性和安全系數(shù)極高。

3.2 搖臂殼體的有限元分析

采煤機在實際截割任務(wù)中，由于工作面煤層負(fù)載的變化使得滾筒所承受的載荷為不斷變化的，與滾筒對應(yīng)搖臂所承受的載荷也屬于交變狀態(tài)，從而影響搖臂的振動，最終搖臂將殼體上的振動傳遞至截割電機[5]。為驗證搖臂傳動系統(tǒng)的可靠性，本節(jié)基于ANSYS對搖臂殼體進行模態(tài)分析。

搖臂殼體的材料為30CrNiMo，根據(jù)材料屬性完成模型中的參數(shù)設(shè)置，并完成對搖臂殼體的網(wǎng)格劃分。針對采煤機搖臂殼體的模態(tài)分析，所模擬的工況為：保證滾筒截割高度不變，調(diào)節(jié)液壓油缸，實現(xiàn)對同一高度煤層的開采。根據(jù)上述工況，完成搖臂殼體的約束設(shè)置，并對 51 Hz、67 Hz、132 Hz、172 Hz、192 Hz、235 Hz六種頻率下的模態(tài)進行分析。鑒于篇幅有限，此處不一一列舉各階模態(tài)結(jié)果。仿真結(jié)果分析如下：

一階、二階、三階、四階以及五階模態(tài)的最大振幅位于搖臂殼體的行星頭部；六階模態(tài)的最大振幅位于行星頭部和搖臂的電機位置；而且不同模態(tài)振型搖臂殼體頭部所擺動的區(qū)域不同，所圍繞的軸也不同，如表2所示。

表2 模態(tài)振型擺動情況

綜上所述，采煤機搖臂殼體的最大變形位置在行星頭、截割電機以及搖臂的中間位置。

4 結(jié)語

1）搖臂傳動系統(tǒng)所承受最大應(yīng)力的齒輪為兩級行星齒輪輪系中的太陽輪，且一級行星齒輪中太陽輪的應(yīng)力值大于二級行星齒輪中太陽輪的應(yīng)力值；

2）在實際截割過程中，由于搖臂中部剛度較小導(dǎo)致行星頭變形嚴(yán)重。