朱東岳，孫建平，楊包生

(內(nèi)蒙古科技大學(xué)礦業(yè)與煤炭學(xué)院，內(nèi)蒙古 包頭 014010)

1 引言

齒輪轉(zhuǎn)動是采煤機(jī)設(shè)備中的一種重要轉(zhuǎn)動方式，其主要優(yōu)勢有傳動效率較高、內(nèi)部結(jié)構(gòu)緊湊、穩(wěn)定性較強(qiáng)。齒輪的性能會對設(shè)備的運行產(chǎn)生不同程度的影響，因此對采煤機(jī)齒輪的內(nèi)部結(jié)構(gòu)以及齒輪傳動性能需更高要求，如使用周期長、小型化、高效率等。為了實現(xiàn)以上需求，要深入研究采煤機(jī)齒輪嚙合的具體過程，并對采煤機(jī)齒輪的性能進(jìn)行全面分析，以提升采煤機(jī)齒輪的綜合性能[1]。

文獻(xiàn)[2]提出基于內(nèi)嚙合斜齒輪副齒面的采煤機(jī)齒輪嚙合力應(yīng)力計算方法，采用內(nèi)嚙合斜齒輪傳動模型，以典型的Hertz接觸理論為基礎(chǔ)，計算節(jié)點齒面應(yīng)力，通過不同嚙合點位置的綜合曲率，引入壓比系數(shù)，分析不同內(nèi)嚙合線上的齒面應(yīng)力分布情況；建立副嚙合斜齒輪三維模型，利用三維有限元方法分別分析副嚙合線任意位置上的應(yīng)力分布情況。但該方法的準(zhǔn)確性較差。文獻(xiàn)[3]提出基于模擬直齒輪動態(tài)嚙合的的采煤機(jī)齒輪嚙合力應(yīng)力計算方法，以圓柱直齒輪副為研究對象，建立有限元模型，并在ANSYS中模擬了齒輪副動態(tài)嚙合過程，得到了齒輪嚙合過程中各臨界位置的應(yīng)力分布和變化圖，并分析了齒輪嚙合力應(yīng)力的變化。但該方法的計算誤差較大。文獻(xiàn)[4]提出基于高重合度的采煤機(jī)齒輪嚙合力應(yīng)力計算方法，利用高重合度齒輪齒間載荷分配率的定義和計算方法，以高重合度齒輪的雙齒嚙合界點作為計算載荷的加載點，通過雙齒嚙合區(qū)界點的齒形系數(shù)和應(yīng)力集中系數(shù)計算方法，獲得了齒根的彎曲應(yīng)力數(shù)值，實現(xiàn)齒輪嚙合力應(yīng)力的計算。但該方法的效率低，且可靠性較差。

針對傳統(tǒng)的計算方法存在的一系列問題，提出基于NDIR原理的采煤機(jī)齒輪嚙合力應(yīng)力計算方法。利用NDIR氣體傳感器，實時采集采煤機(jī)齒輪嚙合應(yīng)力數(shù)據(jù)，以此提高數(shù)據(jù)采集精度，根據(jù)Hertz接觸法實現(xiàn)靜力等效分析以及靜態(tài)接觸分析，從而優(yōu)化齒輪嚙合應(yīng)力計算結(jié)果的擬合度。根據(jù)實驗結(jié)果可以看出，所提方法具有低誤差、高擬合的優(yōu)勢，有較強(qiáng)的適應(yīng)性以及實用性。

2 采煤機(jī)齒輪嚙合力應(yīng)力的計算

2.1 參數(shù)建模

合理的齒輪模型是采煤機(jī)齒輪嚙合力應(yīng)力計算的關(guān)鍵，在計算過程中組建對應(yīng)的齒輪實體模型。根據(jù)采煤機(jī)齒輪嚙合原理以及相關(guān)經(jīng)驗知識，得到采煤機(jī)齒輪漸開線齒廓方程以及對應(yīng)的齒根過度曲線方程。選用MATLAB平臺對上述方程進(jìn)行離散處理，獲取具體的離散點坐標(biāo)。最后將各個離散點坐標(biāo)進(jìn)行曲線擬合以及參數(shù)優(yōu)化等處理，為后續(xù)計算奠定基礎(chǔ)。

齒根過渡曲線就是一段長幅外擺線，利用共軛齒輪運動學(xué)方法，獲取齒根過渡曲線所對應(yīng)的方程。將采煤機(jī)齒輪展成加工原理與曲線擬合方法結(jié)合，對采煤機(jī)磨前滾刀上不同直線刃、圓弧刃等構(gòu)成的共軛曲線進(jìn)行合成，進(jìn)一步推導(dǎo)出漸開線方程以及齒輪過渡曲線。利用NURBS曲線對相應(yīng)的函數(shù)進(jìn)行離散點擬合，使其經(jīng)過拉伸就能獲取齒面和過渡曲面，進(jìn)一步得到更為精準(zhǔn)的漸開線直齒外齒輪三維幾何實體模型，具體的流程設(shè)計圖如圖1所示。

圖1 幾何模型流程圖

利用NDIR氣體傳感器，實時采集采煤機(jī)齒輪嚙合力應(yīng)力數(shù)據(jù)[5-6]，并轉(zhuǎn)換成文本形式進(jìn)行存儲。通過齒輪嚙合的基本定律，獲取采煤機(jī)齒廓的共軛曲線。設(shè)定XOY、XpOpYp為靜坐標(biāo)系，X1O1Y1、X2O2Y2、XfOfYf為動坐標(biāo)系，初始位置的齒廓和齒輪齒槽兩者相對稱[7]。利用滾齒刀具齒頂圓角轉(zhuǎn)換，得到齒輪過渡曲線。展開刀具圓角方程，獲取齒輪過渡曲線方程。在實際應(yīng)用的過程中，任意一點在X1O1Y處的坐標(biāo)為

P=[-rcsinγ，1，-(hc+rccosγ)]

(1)

式中，rc代表坐標(biāo)點距離X軸的距離；hc代表坐標(biāo)點距離Z軸的距離；γ代表坐標(biāo)點距離X1O1Y面的角度。通過坐標(biāo)轉(zhuǎn)換能夠獲取齒輪過渡曲線，則有

Pf=P·M21

(2)

式中，M21代表坐標(biāo)系X1O1Y1到X2O2Y2之間的變換矩陣，即

(3)

其中φ代表坐標(biāo)點距離X2O2Y2面的角度，利用式(3)得到齒輪過渡曲線在X1O1Y1坐標(biāo)位置的方程，如式(4)所示

(4)

sin(γ+φ+ξ)=sinγcos(φ+ξ)+cosγsin(φ+ξ)

(5)

cos(γ+φ+ξ)=cosγcos(φ+ξ)-sinγsin(φ+ξ)

(6)

(7)

通過嚙合原理，獲得如下齒輪過渡曲線在XfOfYf處的方程為

(8)

(9)

在上述基礎(chǔ)上，將采集到的應(yīng)力數(shù)據(jù)通過導(dǎo)入ANSYS中，完成采煤機(jī)齒輪參數(shù)的有限元建模，具體如下所示

(10)

2.2 嚙合力應(yīng)力計算

本次研究利用有限元方法對齒輪結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析計算。物體在沒有約束條件的情況下進(jìn)行剛體運動，容易導(dǎo)致計算結(jié)果出現(xiàn)誤差。為有效避免誤差，保證初始幾何體接觸數(shù)據(jù)正確，同時網(wǎng)格在經(jīng)過具體的劃分后，會產(chǎn)生較小的縫隙或者較大的初始穿透。

分析有限元的相關(guān)理論可知，如果對有限元網(wǎng)格進(jìn)行無限加密，獲取的有限元解即為原始問題的正確解。在計算過程中，局部細(xì)化具有重要作用。根據(jù)采煤機(jī)齒輪嚙合的相關(guān)特征，對采煤機(jī)齒輪的根部，以及齒輪的全部接觸區(qū)域進(jìn)行細(xì)化處理[8]，從而實時了解采煤機(jī)中齒輪的變化情況。

在上述研究的基礎(chǔ)上，全面分析采煤機(jī)的承載能力，但是由于彈性變形等相關(guān)因素，導(dǎo)致采煤機(jī)的嚙合點線被轉(zhuǎn)換為接觸區(qū)域，其中接觸力為分布力。利用有限元法將其轉(zhuǎn)換為集中力，則有限單元尺寸能夠表示為

(11)

式中，e代表單元的長度；c代表單元的寬度；b代表采煤機(jī)接觸區(qū)域內(nèi)的寬度。

在靜態(tài)有限元分析過程中，重新設(shè)定網(wǎng)格的單元尺寸，并重新計算觀測結(jié)果。如果齒根的最大彎曲應(yīng)力在1%以內(nèi)，則說明網(wǎng)格的劃分滿足約束條件。為確保網(wǎng)格劃分的完整性[9]，以下選用映射方法進(jìn)行網(wǎng)格劃分，實體劃分采煤機(jī)中的單一齒輪，細(xì)化處理采煤機(jī)齒部，以及齒輪中的接觸區(qū)域，粗略劃分其余區(qū)域。

在靜態(tài)有限元分析過程中，通過Hertz接觸理論在單齒嚙合上、下界點組建對應(yīng)的接觸區(qū)，并且對網(wǎng)格進(jìn)行細(xì)化處理，以下具體給出輪齒各個點的接觸半寬計算式

(12)

(13)

式中，ρred代表當(dāng)量曲率半徑；F代表法向壓力；L代表接觸線的長度；ρ1、ρ2代表采煤機(jī)齒輪接觸面嚙合點的曲率半徑。

采煤機(jī)在實際齒輪嚙合過程中，由于其具有的特性，導(dǎo)致相互接觸的不是單一的點或者線[10-11]。根據(jù)采煤機(jī)的嚙合相關(guān)理論可知，采煤機(jī)齒輪上的不同接觸點都與嚙合線上的點相對應(yīng)，分解各個節(jié)點的載荷，以下給出端面載荷的作用角計算式

αFe=αe-γe

(14)

(15)

式中，αe代表嚙合點所對應(yīng)的壓力角；γe代表嚙合點所對應(yīng)的的齒厚半角。

根據(jù)有限元模型的載荷假設(shè)，能夠獲取接觸線始末端節(jié)點的法向力計算式

(16)

式中，ri代表采煤機(jī)齒輪；ξi代表采煤機(jī)的載荷系數(shù)；T代表采煤機(jī)的載荷力；N代表采煤機(jī)的靜載力。

采煤機(jī)的多個齒輪在嚙合的過程中，會有多條直線相互接觸，其中接觸線條的數(shù)量隨著兩端節(jié)點數(shù)量的增加而增加，如果觸線中各個節(jié)點的法向力為Fni，則末端節(jié)點法向力的計算式如下

(17)

在齒輪靜態(tài)接觸有限元分析中，為保證模擬情況和實際情況匹配，一般情況下在采煤機(jī)的主動輪中加入施加扭矩，并且對其進(jìn)行全面約束。

在實現(xiàn)采煤機(jī)齒輪的幾何建模后，按照對應(yīng)的位置關(guān)系進(jìn)行調(diào)整。不同采煤機(jī)齒輪上各個界點所對應(yīng)的角度值如下[12]

(18)

式中，a表示剪切應(yīng)力。在上述基礎(chǔ)上，給出載荷作用下，采煤機(jī)單齒嚙合上界點齒根應(yīng)力計算式

(19)

其中，K為齒根應(yīng)力參數(shù)；Ft為初始應(yīng)力值；m為截面積。通過采煤機(jī)齒輪嚙合力應(yīng)力的變化規(guī)律，引入ANSUS/LS-DYNA計算采煤機(jī)齒輪嚙合力應(yīng)力，具體如式(20)所示

(20)

綜上，實現(xiàn)了基于NDIR原理的采煤機(jī)齒輪嚙合力應(yīng)力計算。

3 實驗結(jié)果與分析

為驗證所提基于NDIR原理的采煤機(jī)齒輪嚙合力應(yīng)力計算方法的有效性以及可行性，進(jìn)行一次仿真。實驗以真實采煤機(jī)作業(yè)環(huán)境為依據(jù)，構(gòu)建采煤機(jī)齒輪模型和采煤機(jī)作業(yè)模型。

圖2 實驗?zāi)Ｐ蜆?gòu)建

以采煤機(jī)齒輪運行模擬圖對數(shù)據(jù)樣本進(jìn)行處理，平臺為：Windows7Professional Edition，Microsoft Visual Studio2010， OpenCV2.2.0， CPU。

3.1 準(zhǔn)確性對比測試

以上述實驗為前提條件，進(jìn)行下列實驗。采煤機(jī)齒輪嚙合力應(yīng)力數(shù)據(jù)樣本數(shù)量設(shè)定為0～600個，對不同采煤機(jī)齒輪嚙合力應(yīng)力計算方法的計算結(jié)果相對誤差以及絕對誤差是衡量計算結(jié)果準(zhǔn)確性的重要指標(biāo)。以下分別給出不同計算方法的具體對比結(jié)果，如圖3～圖5所示。

圖3 文獻(xiàn)[3]方法絕對誤差

圖4 文獻(xiàn)[4]方法絕對誤差

圖5 所提方法絕對誤差

綜合分析以上實驗數(shù)據(jù)可知，在樣本數(shù)據(jù)數(shù)量逐漸增多過程中，傳統(tǒng)方法的絕對誤差最高達(dá)到了0.2%，兩種傳統(tǒng)方法的誤差范圍大致為0.75%～0.2%，該誤差數(shù)值無法滿足該領(lǐng)域的方法應(yīng)用誤差要求。相比之下，研究方法的絕對誤差一直低于0.05%，該誤差可以滿足基本應(yīng)用要求。所提計算方法的計算結(jié)果準(zhǔn)確性明顯高于其它兩種計算方法。研究方法存在該應(yīng)用優(yōu)勢的主要原因在于所提計算方法在傳統(tǒng)計算方法的基礎(chǔ)上引入了NDIR相關(guān)原理，以此完成采煤機(jī)齒輪嚙合力應(yīng)力數(shù)據(jù)采集，并且對采集到的數(shù)據(jù)進(jìn)行相應(yīng)的格式轉(zhuǎn)換，以上操作能夠有效提升計算結(jié)果的準(zhǔn)確性，同時降低所提計算方法的相對誤差以及絕對誤差。

3.2 成本對比測試

為進(jìn)一步驗證研究方法在實際應(yīng)用中的有效性，在上述實驗條件下，對成本指標(biāo)進(jìn)行實驗。以下文獻(xiàn)[3]計算方法、文獻(xiàn)[4]計算方法作為實驗的對照方法，與研究方法的計算成本作對比，具體對比結(jié)果如下表所示：

分析表1可知，不同樣本數(shù)量下各個計算方法的計算成本也存在一定的差異，雖然各個計算方法的計算成本都呈直線上升趨勢，但是不同方法的上升程度不同。相比文獻(xiàn)[3]計算方法、文獻(xiàn)[4]計算方法，所提計算方法的計算成本明顯較低。

表1 不同樣本數(shù)量下不同計算方法的計算成本對比

4 結(jié)束語

針對傳統(tǒng)的采煤機(jī)齒輪嚙合力應(yīng)力計算方法存在的一系列問題，本文提出基于NDIR原理的采煤機(jī)齒輪嚙合力應(yīng)力計算，并且針對采煤機(jī)的齒輪進(jìn)行動力等效分析、靜態(tài)接觸分析等，實現(xiàn)采煤機(jī)齒輪嚙合力應(yīng)力計算。通過相關(guān)的實驗測試，充分驗證了所提方法的優(yōu)越性。