郄巖偉

（晉能控股集團和順新大地煤業(yè)有限公司， 山西 晉中 030600）

引言

由于采煤機工作環(huán)境惡劣，截割機構的受力較為復雜，再加上煤層質地的差異導致采煤過程載荷波動大，過載、悶車等情況時有發(fā)生，采煤機傳動部件甚至電機隨時可能被損壞，使采煤工作停滯[1-3]。為此，在采煤機截割電機空心軸內(nèi)設置扭矩軸，不僅能傳遞截割扭矩、緩沖動載，還能夠在截割機構過載時發(fā)生斷裂，保護截割傳動系統(tǒng)。隨著采煤機截割功率的提高，對于扭矩軸的要求越來越高，一旦出現(xiàn)扭矩軸過載未斷情況，將會給采煤機造成毀滅性的故障，產(chǎn)生不可估量的經(jīng)濟損失；與此同時，扭矩軸也不能經(jīng)常發(fā)生斷裂，經(jīng)常更換扭矩軸將會降低采煤機的工作效率[4-5]。卸荷槽作為扭矩軸實現(xiàn)過載保護的重要結構，是扭矩軸中強度最弱的部分，也是扭矩軸功能能否可靠實現(xiàn)的保證[6]。因此對采煤機扭矩軸卸荷槽結構進行分析，找出扭矩軸存在的問題進行優(yōu)化改進，提高扭矩軸工作可靠性，對于提高采煤機工作效率具有重要意義。

1 扭矩軸的結構及作用

某型號采煤機扭矩軸的結構如圖1 所示，由圖1 可以看出扭矩軸中間為實心軸段，兩端設置空心軸段分別用于連接電機和截割機構，截割電機連接軸段的外圓部分設計了卸荷槽。結構中標注的具體尺寸如下：軸長L=1 275 mm，卸荷槽軸向位置L0=290 mm，空心軸段內(nèi)徑d=35 mm，扭矩軸外徑D=70 mm，形槽半徑r=3 mm，形槽深度h=7 mm。

扭矩軸作為采煤機動載緩沖與過載保護的關鍵部件，其具體作用如下：

1）實現(xiàn)電機與截割機構之間扭矩的平穩(wěn)傳遞。扭矩軸空心軸內(nèi)部設置有花鍵軸，相較于其他扭矩傳動結構，具有傳輸扭矩大、結構緊湊、更換方便等優(yōu)勢。

圖1 扭矩軸結構圖（單位：mm）

2）由于扭矩軸具有細長的結構及優(yōu)良的力學性，對于采煤機運行過程中產(chǎn)生的沖擊載荷具有一定的緩沖作用，可降低采煤機運行過程中的振動。

3）當采煤機采煤時突然出現(xiàn)過載時，截割傳動系統(tǒng)轉矩急劇增大，為了保護電機和傳動系統(tǒng)，扭矩軸卸荷槽位置優(yōu)先斷裂，切斷扭矩傳輸路徑，起到采煤機過載保護的作用。

2 扭矩軸仿真分析

2.1 模型建立

依據(jù)扭矩軸工程圖紙，采用UG 完成扭矩軸三維模型的繪制，為了縮短有限元仿真分析的時間，對扭矩軸模型進行了簡化處理，去掉了結構中的多余倒角。另存為.igs 格式文件，導入ABAQS 軟件中的靜力學分析模塊。根據(jù)表1 中42CrMo 材料性能參數(shù)對扭矩軸模型進行材料屬性的設置。

2.2 網(wǎng)格劃分

網(wǎng)格劃分對于有限元分析結果影響較大，扭矩軸單元格選擇C3D8R 四面體類型，本文重點對扭矩軸卸荷槽的結構尺寸進行優(yōu)化。網(wǎng)格設置過程中將扭矩軸整體的單元格邊長取5 mm，卸荷槽位置的單元格邊長取1 mm。劃分之后扭矩軸的網(wǎng)格總數(shù)為22 830，網(wǎng)格劃分均勻合理。

表1 42CrMo 材料性能參數(shù)

2.3 邊界條件和載荷的設置

根據(jù)扭矩軸實際工況，扭矩軸工作過程中主要承受扭轉載荷，在扭矩軸截割部電動機處施加固定約束，在滾筒端施加固定扭矩。扭矩軸所受的最大扭矩以電機在2.2 倍額定功率工作時輸出的扭矩為準，計算得到最大扭矩Tmax=7 244 N·m。仿真計算時長設置為0.1 s，劃分為25 個子步求解。

2.4 結果和分析

完成扭矩軸有限元分析模型建立、網(wǎng)格劃分、邊界條件和載荷的設置之后運用ABAQS 軟件中的求解器進行仿真計算。通過vislization 查看得到扭矩軸的Mises 應力分布云圖如圖2 所示。

圖2 扭矩軸應力（MPa）分布云圖

由圖2 扭矩軸應力分布云圖可以看出，扭矩軸工作過程中最大應力出現(xiàn)在卸荷槽的位置，并且應力集中現(xiàn)象明顯，最大應力值為436 MPa，其余位置應力分布較均勻。計算得到扭矩軸材料的抗扭強度為540 MPa，與扭矩軸最大應力比較可以得出扭矩軸承受最大扭矩載荷時的最大應力未超過材料抗扭強度，并未達到采煤機過載保護的目的。當采煤機過載時扭矩軸尚未斷裂，極有可能導致傳動系統(tǒng)中的其他構件損壞，出現(xiàn)更為嚴重的事故。

3 優(yōu)化設計

針對扭矩軸工作過程中最大應力低于材料抗扭強度的問題，為避免產(chǎn)生采煤機工作過載時出現(xiàn)扭矩軸不能及時斷裂的問題，造成采煤機其他傳動構件的損壞，在不改變扭矩軸卸荷槽位置、寬度的前提下，開展卸荷槽的深度優(yōu)化分析工作。分別設計卸荷槽深度 h 為 7 mm、8 mm、9 mm、10 mm，之后在相同仿真條件下進行扭矩軸的應力仿真計算，圖3 給出了不同卸荷槽深度下扭矩軸的應力分布云圖。

由圖3 可以看出，不同卸荷槽深度下扭矩軸的應力集中均出現(xiàn)在卸荷槽位置，隨著卸荷槽深度的增大，應力集中越明顯，最大應力出現(xiàn)在形卸荷槽的底部。統(tǒng)計得出卸荷槽深度h=7 mm 時的最大應力為 436 MPa；h=8 mm 時的最大應力為 492 MPa；h=9 mm 時的最大應力為534 MPa；h=10 mm 時的最大應力為581 MPa。卸荷槽兩端軸段的應力狀態(tài)呈現(xiàn)對稱分布趨勢，遠離卸荷槽過程中應力集中現(xiàn)象減少。

圖3 優(yōu)化后不同卸荷槽深度下扭矩軸的應力（MPa）分布云圖

由不同卸荷槽深度下扭矩軸所受的最大應力可以看出，卸荷槽的深度每增加1mm，最大應力增加約50 MPa。當卸荷槽深度為10 mm，扭矩軸應力集中現(xiàn)象最明顯，最大應力值為581 MPa，相較于扭矩軸材料的抗扭強度值540 MPa 可以看出，當采煤機工作過載時，扭矩軸能優(yōu)先斷裂，起到保護采煤機電機及傳動系統(tǒng)的作用。當然并不是扭矩軸的最大應力越大越好，否則會導致扭矩軸承載能力降低。在采煤機工作時，較小的載荷波動就可能導致扭矩軸的斷裂，增加扭矩軸的更換頻次，降低采煤機的工作效率。卸荷槽深度為7 mm、8 mm、9 mm 時的最大應力值均未超出扭矩軸的抗扭強度，不能起到過載保護的作用，因此扭矩軸卸荷槽深度10 mm 為宜。

通過對不同卸荷槽深度扭矩軸進行仿真計算，結合采煤機實際工況及扭矩軸的工作原理，將扭矩軸中卸荷槽的深度確定為10 mm。采煤機應用優(yōu)化的扭矩軸之后，當采煤機出現(xiàn)過載情況時，扭矩軸能夠及時斷裂，切斷扭轉傳輸路徑，保護采煤機的電機及傳動系統(tǒng)的安全。在其服役的3 個月內(nèi)未出現(xiàn)扭矩軸未斷、傳動結構件損毀的情況，可見扭矩軸優(yōu)化取得了明顯的效果。

4 結論

本文以某型號采煤機扭矩軸為研究對象，運用數(shù)值模擬的方法，對扭矩軸卸荷槽深度進行靜力學分析，結果表明，存在采煤機過載時扭矩軸不斷裂的問題。之后完成了扭矩軸卸荷槽深度的優(yōu)化設計，當扭矩軸卸荷槽深度由7 mm 增大到10 mm 時，扭矩軸的大應力最達值由436 MPa 升高至581 MPa，高于材料的抗扭強度，滿足采煤機過載保護的要求。實際應用過程中優(yōu)化之后的扭矩軸工作性能可靠，提高了采煤機的工作效率。