耿 峰

（晉能控股煤業(yè)集團(tuán)同家梁礦技措隊(duì)，山西 大同 037003）

引言

采煤機(jī)是進(jìn)行煤炭自動(dòng)化開(kāi)采的重要設(shè)備，它在對(duì)煤層進(jìn)行截割、落煤作業(yè)時(shí)，需要消耗較大的功率，并且在截割過(guò)程中，存在著與煤層之間的震動(dòng)作用，容易造成采煤機(jī)截割部件的損壞[1]。在采煤機(jī)截割作業(yè)過(guò)程中，受到?jīng)_擊作用最大的為截割減速器，由于減速器實(shí)現(xiàn)功率和扭矩的傳遞，煤層產(chǎn)生的振動(dòng)作用會(huì)對(duì)減速器的齒輪及軸承造成沖擊。截割減速器關(guān)鍵零部件的強(qiáng)度對(duì)于采煤機(jī)的使用壽命具有重要的影響，針對(duì)承受較大沖擊作用的減速器進(jìn)行承載性能的分析，從而提高采煤機(jī)的承載性能及使用壽命，保證采煤機(jī)的穩(wěn)定高效運(yùn)行[2]。

1 截割減速器分析模型的建立

采用有限元分析的形式對(duì)采煤機(jī)行星減速器進(jìn)行承載性能分析，首先需建立減速器的模型。采用三維建模軟件Pro/E建立行星減速器的結(jié)構(gòu)模型，構(gòu)建不同的齒輪及軸承等零件后進(jìn)行裝配作業(yè)，將其三維模型導(dǎo)入到ANSYSWorkbench中。對(duì)減速器不同零部件進(jìn)行材質(zhì)的設(shè)定，減速器的太陽(yáng)輪、行星輪采用42CrMo，齒圈采用40Cr，圓錐滾動(dòng)軸承采用GCr15SiMn，設(shè)定相應(yīng)的彈性模量、泊松比及材質(zhì)密度[3]。

對(duì)行星減速器進(jìn)行有限元網(wǎng)格的劃分，對(duì)減速器的承載性能進(jìn)行分析，采用多區(qū)域法對(duì)模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，在零件的各個(gè)連接接觸位置進(jìn)行網(wǎng)格的細(xì)化處理，對(duì)行星架及銷軸進(jìn)行自動(dòng)網(wǎng)格劃分[4]，得到行星減速器的網(wǎng)格模型如圖1所示。

圖1 行星減速器網(wǎng)格模型

對(duì)減速器模型進(jìn)行表面接觸的設(shè)定，由于行星減速器工作的復(fù)雜性，對(duì)行星輪軸承采用1個(gè)進(jìn)行替代，從而減小計(jì)算量。太陽(yáng)輪與行星輪之間設(shè)定為無(wú)摩擦的約束，外圈與行星輪之間設(shè)定為無(wú)摩擦的約束，軸承內(nèi)圈與傳動(dòng)軸設(shè)定為綁定的約束，軸承外圈與行星輪之間設(shè)定為綁定的約束，行星架與行星輪各傳動(dòng)軸之間采用綁定的約束。太陽(yáng)輪及減速器外殼進(jìn)行固定約束，依據(jù)減速器的運(yùn)行狀態(tài)，設(shè)定相應(yīng)的載荷扭矩，從而對(duì)減速器的承載性能進(jìn)行分析[5]。

2 截割減速器承載性能的分析

2.1 截割減速器傳動(dòng)系統(tǒng)承載性能分析

對(duì)截割減速器進(jìn)行有限元分析，對(duì)整體的傳動(dòng)系統(tǒng)的應(yīng)力進(jìn)行分析，得到如圖2所示的傳動(dòng)系統(tǒng)應(yīng)力分布圖。從圖2中可以看出，傳動(dòng)系統(tǒng)的應(yīng)力主要分布在行星架和行星輪及太陽(yáng)輪的嚙合位置，最大應(yīng)力位于行星架上，這是由于在行星減速器工作過(guò)程中，旋轉(zhuǎn)扭矩作用于輸出軸和滾筒之間的連接位置，此處受到的應(yīng)力最大；行星架通過(guò)輸出軸將扭矩傳遞給行星輪，行星輪與太陽(yáng)輪之間進(jìn)行嚙合接觸，在嚙合位置處的受力面積較小，受到的應(yīng)力作用較大。傳動(dòng)系統(tǒng)的最大應(yīng)力值為142 MPa，小于結(jié)構(gòu)鋼的屈服極限252 MPa，滿足強(qiáng)度要求[6]。對(duì)截割減速器的應(yīng)變進(jìn)行分析，在截割減速器的模型分析中，減速器的整體變形較小，從而保證了行星減速器運(yùn)行的穩(wěn)定。

圖2 行星減速器傳動(dòng)系統(tǒng)應(yīng)力（Pa）分布

2.2 截割減速器圓錐滾動(dòng)軸承承載性能分析

在截割減速器的運(yùn)行過(guò)程中，軸承作為關(guān)鍵的承載部件，其承載的性能對(duì)減速器的運(yùn)行具有重要的影響。針對(duì)行星減速器的圓錐滾動(dòng)軸承進(jìn)行靜力學(xué)分析，得到軸承的應(yīng)力及應(yīng)變分別如圖3、圖4所示。從圖3、圖4中可以看出，圓錐滾動(dòng)軸承受到的最大應(yīng)力為299 MPa，最大應(yīng)力位于滾子的徑向力作用的圓錐滾子處，且在此處相近的90°范圍內(nèi)滾子與軸承內(nèi)圈發(fā)生的變形最大，而其他位置圓錐滾子的形變較小，這說(shuō)明此時(shí)的軸承滾子呈半圈受載的狀態(tài)。滾子與軸承的外圈應(yīng)力最大的位置發(fā)生在圓錐的大端一頭，此處具有明顯的應(yīng)力集中現(xiàn)象，這是由于滾子的大端較為尖銳，沒(méi)有進(jìn)行倒鈍過(guò)渡，形成的圓錐滾子應(yīng)力集中；圓錐滾動(dòng)軸承的綜合應(yīng)力主要分布在圓錐軸承的主要承載區(qū)，應(yīng)力分布呈現(xiàn)梯形分布的樣式，存在著一定的應(yīng)力集中現(xiàn)象。

圖3 圓錐滾動(dòng)軸承應(yīng)力（Pa）分布

圖4 圓錐滾動(dòng)軸承應(yīng)變（m/m）分布

3 結(jié)論

1）對(duì)其傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行分析可知，在減速器運(yùn)行過(guò)程中，行星架和行星輪與太陽(yáng)輪的嚙合位置處受到的應(yīng)力作用較大，最大的應(yīng)力作用發(fā)生在行星輸出軸行星架的滾筒連接處，系統(tǒng)整體應(yīng)力小于屈服極限，具有較大的安全余量，可以對(duì)機(jī)構(gòu)進(jìn)行一定優(yōu)化。

2）對(duì)減速器的關(guān)鍵承載圓錐軸承進(jìn)行分析，軸承的最大應(yīng)力位于滾子的徑向力作用的滾子位置，且發(fā)生較大的形變，圓錐軸承呈半圈受載的狀態(tài)，在滾子的大頭一端存在著應(yīng)力集中的現(xiàn)象。

3）通過(guò)分析可知，行星減速器在煤巖的反力作用下，能夠滿足采煤機(jī)的運(yùn)行需求，同時(shí)存在著一定的安全余量，可以對(duì)減速器的整體結(jié)構(gòu)進(jìn)行一定的優(yōu)化，同時(shí)在個(gè)別位置存在著應(yīng)力集中的現(xiàn)象，應(yīng)對(duì)滾子的結(jié)構(gòu)進(jìn)行一定的圓角過(guò)渡處理，減少應(yīng)力集中，從而提高減速器的整體性能，保證采煤機(jī)穩(wěn)定運(yùn)行。