秦國明

(山西蘭花科創(chuàng)玉溪煤礦有限責任公司，山西 晉城 048000)

0 引 言

掘進機主要負責煤層的掘進與轉運任務，是煤礦井下采煤作業(yè)的直接設備[1-3]。截割臂作為掘進機直接接觸煤層，實現(xiàn)落煤的重要機構，其服役條件極為苛刻，是掘進機極易出現(xiàn)故障的部件，其工作可靠性要求較高[4]。一旦掘進機截割臂出現(xiàn)故障，將導致井下作業(yè)停滯和安全事故發(fā)生，給企業(yè)帶來較大的經(jīng)濟損失，因此截割臂各個組成部件的強度特征至關重要[5-6]。筆者針對某型號掘進機截割臂工作可靠性優(yōu)化目標，以截割臂伸縮外筒為研究對象，對其開展強度分析與優(yōu)化設計，目的是提高整個截割臂工作安全性和可靠性，保證整個設備的安全穩(wěn)定運行，為企業(yè)安全生產(chǎn)打下良好的基礎。

1 掘進機結構及工作原理

掘進機是一種集截割、裝載、輸運、行走、噴霧等功能于一身的煤礦采掘設備。目前煤炭企業(yè)應用較為廣泛的為橫軸式掘進機，主要由截割機構、裝運機構、行走機構和輔助機構組成，其結構布置中截割頭和截割臂軸線相互垂直，截割頭負責水平進給，懸臂負責水平擺動，進而實現(xiàn)煤炭巷道的掘進功能。圖圖1所示，截割臂作為掘進機的重要組成部件，直接關系著煤炭巷道掘進功能的實現(xiàn)和掘進效果的高低。伸縮外筒作為截割臂伸縮功能實現(xiàn)的關鍵部件，受力情況極為復雜，隨著煤炭需求量的提高，對其可靠性要求越來越高。

圖1 截割臂組成1.截割頭 2.伸縮部 3.減速器 4.電動機

掘進機工作過程的基本原理如下：電動機為截割頭提供動力，經(jīng)過減速器進行降速增扭，驅(qū)動掘進機截割頭旋轉；伸縮臂作為截割頭伸縮運動的主要部件，實現(xiàn)截割頭與煤炭之間的截割量；截割頭在旋轉與伸縮動作的共同作用下實現(xiàn)煤炭的連續(xù)截割。

2 截割臂伸縮外筒有限元分析

2.1 三維模型的建立

為了更好的模擬伸縮外筒的實際工作情況，此處采用Pro/E軟件建立整個截割臂的三維模型，仿真完成之后提取伸縮外筒進行分析。為了提高ANSYS仿真計算結果的效率，三維建模時省略了截割臂組成部件中對分析結果影響不大的螺紋孔等結構。

2.2 材料屬性設置

截割臂三維模型導入ANSYS仿真計算軟件之后進行材料屬性設置，伸縮外筒材料牌號為ZG35CrMo，材料屬性參數(shù)如下：彈性模量為206 GPa，泊松比為0.28，屈服強度為510 MPa，抗拉強度為740 MPa。除此之外的部件設置為剛性材料。

2.3 網(wǎng)格劃分

整個截割臂涉及兩部分，一部分為塑性部件，即伸縮外筒，另一部分為剛性部件，即除伸縮外筒之外的組件。網(wǎng)格劃分時塑性部件采用Solid92單元類型，剛性部件采用Solid45單元類型。為了提高伸縮外筒的仿真計算結果，對其網(wǎng)格進行了細化。

2.4 載荷施加

服役掘進機運行時截割臂不僅需要承受較大的自身重量，還需要承受煤炭掘進時的回轉力矩、推進力、垂直力和橫向力等。實際工作中掘進機截割臂進給過程中所受載荷最大，計算得最大推力為600 kN，威脅截割臂的安全使用性能。因此分析伸縮外筒強度時，僅對其施加最大推進力載荷的施加。

2.5 仿真結果分析

截割臂有限元仿真分析計算完成，提取伸縮外筒的米塞斯等效應力分布云圖，如圖2所示。由圖2可以看出，外筒表面與圓弧面過渡連接位置、方孔夾角位置和耳環(huán)外筒焊接位置存在明顯的應力集中情況，最大應力值為498.23 MPa，其余部位所受應力較小。相較于伸縮外筒材料的屈服強度510 MPa，二者極為接近。當前是對截割臂伸縮外筒的靜強度分析，因其實際工作時，承受靜載荷之外還存在煤炭對其截割時的反作用力動載荷，最大應力接近材料屈服強度時，載荷的突然波動就可出現(xiàn)伸縮外筒的破壞，導致出現(xiàn)截割臂故障甚至事故。

圖2 伸縮外筒應力 圖3 截割臂伸縮外筒應力 分布云圖 集中位置

3 優(yōu)化設計

3.1 優(yōu)化方案

截割臂伸縮應力集中位置包括以下三個位置分別是外筒表面與圓弧面過渡連接位置、方孔夾角位置、耳環(huán)外筒焊接位置，如圖3所示。為了改善伸縮外壁應力集中情況，提高截割臂工作可靠性，需要對應力集中位置進行改進。綜合考慮改進技術方法和難度，確定通過在原來伸縮外筒結構基礎上，將外筒表面與圓弧面過渡連接位置的圓角半徑增大1 mm，方孔夾角位置增加45°倒角，耳環(huán)外筒焊接位置的圓角半徑增大2 mm。改進之后的伸縮外筒能夠與截割臂正常組裝，改進難度小，方法經(jīng)濟可行。

3.2 優(yōu)化結果

根據(jù)截割臂伸縮外筒改進方案，首先修改其三維模型，再次導入ANSYS仿真計算軟件進行分析，以便驗證改進方法的可行性及效果。為了便于改進效果前后的比較，要求改進后伸縮外筒仿真計算前處理過程及參數(shù)與改進前保持一致。前處理完成之后啟動ANSYS軟件自帶求解器進行強度分析。由圖4伸縮外筒應力分布云圖可以看出，改進之后的伸縮外筒最大應力明顯降低，改善了應力集中現(xiàn)象，最大應力值僅為243.83 MPa，位置出現(xiàn)在耳環(huán)連接孔位置。計算得出伸縮外筒的安全系數(shù)為2.09，足以滿足截割臂設計要求。

圖4 改進伸縮外 圖5 改進伸縮外筒位移 筒應力 分布云圖

由ANSYS仿真計算結果中提取改進之后伸縮外筒等效位移分布云圖，如圖5所示，可以得出，截割臂伸縮外筒工作過程中的最大位移為5.686 mm，出現(xiàn)在伸縮外筒前端支撐滾筒的位置。因?qū)嶋H截割臂尺寸較大，伸縮外筒的實際變形與之相比較小，可以忽略不計，因此可得，截割臂伸縮外筒的位移變化滿足截割臂要求，工程應用中的剛度滿足截割臂使用要求。

分布云圖為了確定截割臂伸縮外筒優(yōu)化設計的實際效果，將改進之后的伸縮外筒應用于改進之前的截割機中進行試運行，對其進行為期半年的跟蹤記錄。運行結果表明，改進截割臂伸縮外筒運行穩(wěn)定可靠，提高了其水平推進能力。統(tǒng)計結果顯示，改進伸縮外筒的應用，降低了掘進機約15%因截割臂故障導致的停機時間，提高了10%～12%伸縮外筒使用壽命，提高了約3%的掘進機采煤產(chǎn)量，預計為煤炭企業(yè)新增經(jīng)濟效益近250萬元/年。

4 結 語

通過對某型號掘進機截割臂伸縮外筒進行強度分析，得出伸縮外筒的表面與圓弧面過渡連接位置、方孔夾角位置和耳環(huán)外筒焊接位置存在應力集中，最大應力為498 Pa，接近材料屈服強度，存在安全隱患。通過增大伸縮外筒圓角半徑和倒角尺寸，改善了伸縮外筒的應力集中現(xiàn)象。應用結果表明，改進伸縮外筒的應用，提供了掘進機截割部分的可靠性，保證了掘進機的工作效率，為企業(yè)創(chuàng)造了更多的經(jīng)濟效益。