原鵬程

（潞安化工集團潞寧煤業(yè)有限責(zé)任公司， 山西 寧武 036706）

引言

煤礦開采中掘進機是必不可少的機械裝備，其整體結(jié)構(gòu)由多個部分構(gòu)成[1]。在所有的結(jié)構(gòu)中回轉(zhuǎn)平臺結(jié)構(gòu)功能比較特殊，上與截割機構(gòu)進行連接，下與機身進行連接，起到承上啟下的作用[2]。在回轉(zhuǎn)平臺的作用下，可以實現(xiàn)截割頭的各種動作，確保掘進過程的順利進行。由于回轉(zhuǎn)平臺與截割頭進行連接，所以掘進機工作時外部作用在截割頭上的力會通過回轉(zhuǎn)平臺傳遞到掘進機機身中[3-4]?？梢娀剞D(zhuǎn)平臺在工作時需要承受很大的外部作用力，這對該機構(gòu)的力學(xué)性能提出了相對較高的要求[5]。如果回轉(zhuǎn)平臺結(jié)構(gòu)設(shè)計不合理，當(dāng)受到較大外部載荷沖擊時就容易出現(xiàn)斷裂問題，威脅掘進機設(shè)備運行的可靠性和穩(wěn)定性[6]。因此對ebz220 型掘進機回轉(zhuǎn)平臺的受力情況進行分析，在此基礎(chǔ)上對其結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化設(shè)計，以提升回轉(zhuǎn)平臺的整體的力學(xué)性能。

1 ebz220 型掘進機及回轉(zhuǎn)平臺概述

掘進機有兩種常見結(jié)構(gòu)形式，分別為橫軸式和縱軸式，不同結(jié)構(gòu)各有優(yōu)缺點，需要充分結(jié)合實際情況合理選用。本文研究的ebz220 型掘進機屬于縱軸式掘進機，所謂縱軸式指的是截割壁軸線與截割頭軸線在同一條直線上。ebz220 型掘進機由多個機構(gòu)構(gòu)成，其中截割機構(gòu)屬于工作機構(gòu)，設(shè)備運行時截割頭高速旋轉(zhuǎn)對煤壁或巖體進行切割?；剞D(zhuǎn)平臺的作用是輔助截割機構(gòu)完成上下左右移動，使之適應(yīng)不同的環(huán)境。

如圖1 所示為ebz220 型掘進機回轉(zhuǎn)平臺機構(gòu)及其連接部分的結(jié)構(gòu)示意圖?；剞D(zhuǎn)平臺結(jié)構(gòu)位于整個掘進機的中部位置，配備有4 個液壓油缸，以驅(qū)動截割機構(gòu)完成各種動作。其中2 個油缸實現(xiàn)截割機構(gòu)的上升和下降運動，2 個油缸實現(xiàn)截割機構(gòu)的左右擺動。從圖中可以看出，截割機構(gòu)與回轉(zhuǎn)平臺機構(gòu)是直接相連的，截割機構(gòu)工作時受到的外部作用力都會傳遞到回轉(zhuǎn)平臺機構(gòu)中?；剞D(zhuǎn)平臺為實現(xiàn)其功能，導(dǎo)致結(jié)構(gòu)相對比較復(fù)雜，在較大載荷沖擊作用下容易產(chǎn)生失效問題，威脅掘進機的安全可靠運行。本研究主要對ebz220 型掘進機回轉(zhuǎn)平臺工作時的受力情況進行分析，在此基礎(chǔ)上找到回轉(zhuǎn)平臺機構(gòu)的薄弱環(huán)節(jié)，提出優(yōu)化改進措施，以提升回轉(zhuǎn)平臺機構(gòu)的性能。

圖1 ebz200 型掘進機回轉(zhuǎn)平臺機構(gòu)及其連接部分結(jié)構(gòu)示意圖

2 回轉(zhuǎn)平臺機構(gòu)模型的建立

2.1 三維模型建立

掘進機回轉(zhuǎn)平臺機構(gòu)主要由回轉(zhuǎn)支承、壓板和回轉(zhuǎn)耳座等部分構(gòu)成，可以看出整個機構(gòu)比較復(fù)雜。為簡化模型計算過程，省略了機構(gòu)中對計算結(jié)果影響不大的細(xì)節(jié)，比如圓角部分。為保障回轉(zhuǎn)平臺機構(gòu)精確的受力狀態(tài)，除建立回轉(zhuǎn)平臺機構(gòu)自身模型外，還建立了與回轉(zhuǎn)平臺直接連接接觸機構(gòu)的模型。利用UG 軟件完成三維建模工作，建模尺寸參考機構(gòu)的實際尺寸，以便獲得真實的結(jié)果，模型建立結(jié)果如上頁圖1 所示。本研究需要用ANSYS 軟件對回轉(zhuǎn)平臺機構(gòu)的受力情況進行分析，所以完成三維建模工作后還需要將其轉(zhuǎn)換成ANSYS 軟件能夠識別的STL 格式。

2.2 有限元模型的建立

將建立好的STL 格式三維模型導(dǎo)入到ANSYS軟件中，具體過程如下：首先，設(shè)置回轉(zhuǎn)平臺的材料屬性，該機構(gòu)基于Q345 材料生產(chǎn)加工制作。查閱材料手冊可知，該種材料的彈性模量、泊松比和屈服強度大小分別為210 GPa、0.3 和345 MPa。因為本模型主要分析回轉(zhuǎn)平臺的受力，所以將其他機構(gòu)全部設(shè)置為剛體以節(jié)省計算時間。同時還要設(shè)置不同機構(gòu)之間的相對運動形式，準(zhǔn)確設(shè)置各運動副的類型。

再次，需要進行網(wǎng)格劃分，ANSYS 軟件中有多種網(wǎng)格類型可供選擇，常見的包括四面體網(wǎng)格、六面體網(wǎng)格和八面體網(wǎng)格，網(wǎng)格劃分方法同樣有很多。不同的網(wǎng)格類型和劃分方法所得結(jié)果略有差異，所以需要根據(jù)實際情況合理選用。本研究中選用的是自動網(wǎng)格劃分方法，采用四面體網(wǎng)格類型，系統(tǒng)可以基于模型結(jié)構(gòu)特點自動進行網(wǎng)格劃分。網(wǎng)格劃分完成后，回轉(zhuǎn)平臺機構(gòu)的節(jié)點和網(wǎng)格數(shù)量分別為213 895和139 648。

最后，需要設(shè)置模型的初始受力狀態(tài)。掘進機工作時外部作用力直接作用在截割機構(gòu)上，然后傳遞到回轉(zhuǎn)平臺中。實際工作狀態(tài)下截割機構(gòu)受力情況較為復(fù)雜，為了簡化模型受力設(shè)置，將外部作用在截割機構(gòu)上的力分解成X、Y、Z 三個方向的力?？紤]掘進機實際工作狀態(tài)，將截割機構(gòu)在三個方向上的受力分別設(shè)置為80 kN、100 kN 和900 kN。

3 回轉(zhuǎn)平臺機構(gòu)受力狀態(tài)分析

根據(jù)上述要求建立好掘進機回轉(zhuǎn)平臺機構(gòu)有限元模型后，可以調(diào)用ANSYS 軟件中的求解模塊對模型進行分析計算。完成求解后開始對模型進行后處理，提取回轉(zhuǎn)平臺機構(gòu)的受力狀態(tài)，如圖2 所示為回轉(zhuǎn)平臺機構(gòu)的受力狀態(tài)云圖。從圖中可以明顯看出，整個回轉(zhuǎn)平臺的受力狀態(tài)非常不均勻，不同位置的受力大小存在明顯差異。其中受力相對較大的位置包括與液壓油缸連接的耳座、一些拐角區(qū)域，而繞機身旋轉(zhuǎn)的軸孔外側(cè)受力卻相對較小，應(yīng)力最大值達到了264.45 MPa。

圖2 回轉(zhuǎn)平臺機構(gòu)受力（MPa）分析結(jié)果

回轉(zhuǎn)平臺機構(gòu)的生產(chǎn)加工材料為Q345，該材料的屈服強度為345 MPa?；趫D2 中的結(jié)果，回轉(zhuǎn)平臺的最大應(yīng)力值為264.45 MPa。雖然機構(gòu)最大應(yīng)力沒有超過材料屈服強度，但是機構(gòu)處于一個較高的應(yīng)力狀態(tài)。掘進機的工作特征決定了截割機構(gòu)需要承受循環(huán)交替的外部載荷，傳遞到回轉(zhuǎn)平臺中的力同樣是循環(huán)交替的。在較高的循環(huán)應(yīng)力狀態(tài)下，機構(gòu)容易出現(xiàn)疲勞損傷，最終發(fā)生失效，威脅設(shè)備的可靠運行。基于此有必要對掘進機回轉(zhuǎn)平臺機構(gòu)的結(jié)構(gòu)進行局部優(yōu)化設(shè)計，以降低機構(gòu)的最大受力狀態(tài)，使整個機構(gòu)的受力變得更加均勻，提升機構(gòu)的使用壽命。

4 回轉(zhuǎn)平臺機構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計研究

4.1 優(yōu)化設(shè)計方案

基于上述結(jié)果可知，最大應(yīng)力值主要出現(xiàn)在與壓油缸連接的耳座以及部分拐角區(qū)域。耳座部位出現(xiàn)應(yīng)力集中是由于厚度偏小導(dǎo)致剛度不足引起的，而拐角區(qū)域出現(xiàn)的應(yīng)力集中是由于結(jié)構(gòu)突變造成的，實際上這部分區(qū)域是存在圓角的。因此在實際運行時這些拐角區(qū)域基本不會發(fā)生應(yīng)力集中問題。因此本研究只需要對耳座部位的結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化設(shè)計即可。耳座部位出現(xiàn)應(yīng)力集中的原因在于該部位的剛度不足，所以可以在原設(shè)計的基礎(chǔ)上將耳座部位厚度分別增加5 mm，目的在于提升該部位的剛度和強度。

4.2 優(yōu)化設(shè)計結(jié)果驗證

根據(jù)回轉(zhuǎn)平臺優(yōu)化設(shè)計結(jié)果，再次利用UG 軟件和ANSYS 軟件進行有限元模型的建立及分析計算。如圖3 所示為優(yōu)化改進后的回轉(zhuǎn)平臺機構(gòu)受力狀態(tài)云圖。由圖可知，回轉(zhuǎn)平臺的受力狀態(tài)變得均勻化，且整體的受力大小有了顯著降低。最大應(yīng)力值仍然出現(xiàn)在與壓油缸連接的耳座中，但最大應(yīng)力降低到了183.99 MPa。與原設(shè)計相比較而言，最大的應(yīng)力降低了80.46 MPa。最大應(yīng)力值的降低意味著該機構(gòu)能夠承受更長時間的循環(huán)外部載荷，能夠延長機構(gòu)的使用壽命。

圖3 優(yōu)化后回轉(zhuǎn)平臺機構(gòu)的受力（MPa）狀態(tài)

基于以上分析結(jié)果可知，通過對掘進機回轉(zhuǎn)平臺機構(gòu)的優(yōu)化改進，顯著提升的機構(gòu)的服役性能。根據(jù)實踐數(shù)據(jù)表明，優(yōu)化后的回轉(zhuǎn)平臺機構(gòu)，其使用壽命至少提升了30%以上，為保障掘進機的穩(wěn)定可靠運行奠定了堅實的基礎(chǔ)。

5 結(jié)論

1）原始的回轉(zhuǎn)平臺機構(gòu)服役時存在受力不均勻的問題，且最大應(yīng)力值達到了264.45 MPa。再加上循環(huán)載荷作用，使得回轉(zhuǎn)平臺機構(gòu)非常容易出現(xiàn)疲勞損傷，最終導(dǎo)致結(jié)構(gòu)失效的問題。

2）考慮到回轉(zhuǎn)平臺機構(gòu)存在的應(yīng)力集中問題，對該機構(gòu)進行優(yōu)化設(shè)計，主要是對與壓油缸連接的耳機進行優(yōu)化，將所有耳座厚度均增加5 mm。通過增加厚度可以在一定程度上提升耳座結(jié)構(gòu)的強度和剛度值。

3）將優(yōu)化改進后的回轉(zhuǎn)平臺機構(gòu)再次進行建模分析，發(fā)現(xiàn)機構(gòu)的受力狀態(tài)變得更加均勻，最大應(yīng)力值降低到了183.99 MPa，與原機構(gòu)相比較而言最大應(yīng)力值有了顯著降低。實踐數(shù)據(jù)表明，優(yōu)化后的回轉(zhuǎn)平臺機構(gòu)使用壽命至少提升30%以上。