李 勇

（山西凌志達煤業(yè)有限公司， 山西 長治 046000）

引言

隨著煤礦的開采年限不斷增加，煤礦開采逐步向著大埋深、大傾角等賦存條件較差的煤層轉(zhuǎn)移，開采難度逐步增大。煤礦機械是礦山開采的重要保障，隨著開采難度的逐步增加，礦山機械的性能成為了重要的研究課題，采煤機截割滾筒作為采煤機的截割部，其性能直接制約著礦山的開采效率[1-2]。在開采賦存條件較差的煤層時，采煤機滾筒截齒切入煤壁較淺，造成破碎角較小，能量損耗較大，落煤快度小等問題，為了解決采煤機低效的問題[3-4]，以MG800/2400WD 型采煤機作為研究對象，利用數(shù)值模擬軟件進行研究，對采煤機截滾筒設(shè)計優(yōu)化。

1 采煤機振動滾筒

采煤機滾筒可連續(xù)作業(yè)，擁有破碎效率高、工人強度低、作業(yè)現(xiàn)場安全、自動化控制管理等優(yōu)點，所以采煤機滾筒破碎煤巖成為了目前最常見的采煤技術(shù)。對于不同的開采對象，應(yīng)當(dāng)結(jié)合其實際的工況選定相適應(yīng)的破碎技術(shù)。

根據(jù)應(yīng)力波理論可知，在進行煤巖開采過程中，煤巖的抗拉強度要大于其抗壓強度，在進行破煤時，此時的沖擊振動會形成可壓縮應(yīng)力波，應(yīng)力波在進入到自由面后會轉(zhuǎn)變成為拉伸應(yīng)力波，當(dāng)拉伸應(yīng)力波不斷的聚集，此時的煤巖拉應(yīng)力不斷增加，當(dāng)拉應(yīng)力大于煤巖的抗拉強度時，此時煤巖發(fā)生破裂。振動截割滾筒和原有采煤機滾筒的區(qū)別主要集中在其截割機理的不同。常見的采煤機滾筒均為平穩(wěn)切削式截割，振動截割滾筒是利用截割部與煤巖間的振動沖擊進行截煤。由于煤與巖石間的物理屬性類似，依據(jù)抗破壞強度的順序依次排序為巖石抗壓強度、巖石抗剪強度和巖石抗拉強度。振動截割充分利用煤巖抗拉強度較低的物理屬性，在振動滾筒截割過程中，滾筒截齒不斷地向煤巖傳輸可壓縮應(yīng)力波，受到壓縮應(yīng)力波經(jīng)過多次的轉(zhuǎn)換形成拉應(yīng)力，達到破碎煤巖的目的，振動采煤機的截割部傳動示意圖如圖1所示。

如圖1 所示：a 為采煤機截割部電動機；b 為采煤機搖臂；c 為采煤機滾筒；H 是行星架；k 是彈性聯(lián)軸節(jié)；m 是偏心錘；R 是離合器，Z1和 Z6均為傳動機構(gòu)的齒輪。在截割滾筒內(nèi)放置振動器，振動器為行星傳動機構(gòu)，滾筒與行星架相互連接，在行星輪軸部設(shè)置偏心錘，搖臂和截割滾筒中的行星架通過彈性聯(lián)軸節(jié)連接，兩者之間同時設(shè)置有離合器，用于控制振動器，控制截割。截割電機輸出的扭矩傳輸至齒輪Z1后，此時Z1帶動Z2太陽輪和行星輪Z3，由于Z3與Z4發(fā)生相對運動所以帶動行星架轉(zhuǎn)動，行星架帶動滾筒實現(xiàn)截割。同時當(dāng)離合器結(jié)合此時的主軸帶動振動器的太陽輪，太陽輪驅(qū)動行星輪，由于行星輪帶有偏心錘，從而使得偏心輪在繞著振動器主軸公轉(zhuǎn)的同時還在繞行星輪出現(xiàn)自轉(zhuǎn)，由于中心的不穩(wěn)，使得截割滾筒由于離心力出現(xiàn)扭轉(zhuǎn)振動，煤壁出現(xiàn)沖擊振動截割。

圖1 振動采煤機的截割部傳動示意圖

2 數(shù)值模擬分析

對振動型截割滾筒部件強度及受力變形進行分析。首先對振動截割滾筒的行星減速機構(gòu)進行力學(xué)建模，利用COMSOL 數(shù)值模擬軟件，對振動型截割滾筒行星架的應(yīng)力、應(yīng)變進行分析。振動型截割行星減速機構(gòu)在正常運行過程中，其最重要的核心承載部件分別有：行星架、行星輪、太陽輪、行星軸等。在進行建模時，首先進行假設(shè)，正常運行過程中行星齒輪勻速旋轉(zhuǎn)繞中心線的三個行星輪均等受力；由于摩擦力對本文研究影響不大，所以不計所有部件的的摩擦力也不計機構(gòu)各部件的自重。

利用COMSOL 數(shù)值模擬軟件分析行星架受力云圖，首先進行數(shù)值模擬建模，在Solidworks 軟件中建立行星架實體模型，將建立的模型導(dǎo)入COMSOL中。對導(dǎo)入的模型進行網(wǎng)格劃分，在進行網(wǎng)格劃分時，要充分考慮計算模擬的精確度及合理性，在細節(jié)部分網(wǎng)格劃分相對較細，完成網(wǎng)格劃分后對模型進行物理參數(shù)的設(shè)定，行星架強度材料選定為ZG42CrMo，材料的密度為7 850 kg/m3，材料的屈服強度設(shè)定為630 MPa，材料彈性模量為2.06×109Pa，泊松比設(shè)定為0.3。根據(jù)資料對模型進行約束及應(yīng)力的加載，完成模型前期設(shè)定后對模型進行計算。

根據(jù)圖2 可知，在行星架大端等效應(yīng)力較另一側(cè)明顯較高，但在變形量上卻呈現(xiàn)減小的趨勢，兩端的應(yīng)力差及變形量差分別為0.04 MPa 和0.025 mm，這是由于振動滾筒行星架承載性能所決定的。在振動滾筒行星減速器中，內(nèi)部行星軸和行星架是一個較為明顯的懸臂梁結(jié)構(gòu)，受到徑向齒輪接觸力的作用，造成行星架直徑小的一端較直徑大的等效應(yīng)力搖臂的大。同理，考慮到懸臂梁作用機理，由于受力大且直徑較小，所以使得在直徑小的一側(cè)出現(xiàn)變形較大的情況。

根據(jù)圖3 可以看出，在輸出軸的位置施加扭矩給振動截割行星減速機構(gòu)，行星輪受到輸出軸軸套和軸承作用接觸到太陽輪。在齒輪的嚙合位置由于受力積較小使得對應(yīng)的等效應(yīng)力較大。齒輪傳動所受的壓應(yīng)力沿嚙合線呈現(xiàn)出不均勻分布，靠近兩端部壓應(yīng)力較大，其中太陽輪部位最大壓應(yīng)力為9.53×10 Pa，最大壓應(yīng)力出現(xiàn)的位置在初始接觸點處，在中間部位，壓應(yīng)力分布較為平穩(wěn)，壓應(yīng)力的分部在徑向部位呈現(xiàn)不變的趨勢，沿接觸齒面的方向呈現(xiàn)逐步減小的趨勢。太陽輪的最大主應(yīng)變?yōu)?.38 mm，最大的應(yīng)變出現(xiàn)在齒根處，在齒頂位置變形量為0.21 mm?？梢钥闯?，振動滾筒行星齒輪的材料的屈服極限約為9.87×108Pa，部件的最大應(yīng)力均小于屈服強度，較為合理。

圖2 行星架應(yīng)力應(yīng)變云圖

圖3 應(yīng)力應(yīng)變云圖

3 結(jié)論

1）本文通過分析采煤機滾筒截割原理，給出了振動型截割滾筒的工作原理及工作優(yōu)越性，通過數(shù)值模擬軟件進行建模，為后續(xù)模擬做鋪墊。

2）利用數(shù)值模擬軟件對振動截割滾筒行星架應(yīng)力應(yīng)變進行分析，在行星架大端應(yīng)力較另一側(cè)明顯較高，但在變形量上卻更小。

3）通過數(shù)值模擬研究發(fā)現(xiàn)振動滾筒行星齒輪的材料的屈服極限約為9.87×108Pa，部件的最大應(yīng)力均小于屈服強度，符和要求。