郗玉景

（山西西山晉興能源有限責(zé)任公司斜溝煤礦，山西 呂梁 033000）

引言

刮板輸送機作為我國重要的運輸設(shè)備，其主要負(fù)責(zé)物料的運輸，由于我國煤礦地質(zhì)情況十分復(fù)雜，使得刮板輸送機運行環(huán)境較為惡劣，造成刮板輸送機部件由于振動大、沖擊載荷強等引起的磨損及破壞[1-2]，刮板輸送機減速箱作為可控啟動裝置的減振及支撐部位，其力學(xué)性能直接影響刮板輸送機的正常運行，所以對刮板輸送機減速箱進行優(yōu)化設(shè)計十分重要[3-4]。本文利用數(shù)值模擬軟件對刮板輸送機減速箱進行力學(xué)分析，分析了工況下刮板機減速箱受力薄弱點，為礦井刮板機減速箱的優(yōu)化設(shè)計提供一定的參考與借鑒。

1 箱體靜力學(xué)分析

首先進行模型尺寸的建立，考慮到刮板輸送機減速箱箱體結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，所以在模擬軟件中直接進行建模難度較大，所以選定軟件Pro/E進行外接軟件建模導(dǎo)入，箱體的結(jié)構(gòu)分為輸入箱體、中間箱體、中間上箱體、輸出箱體及定位蓋等部件，考慮到計算的精度要求及計算速度后對箱體的倒角、螺栓、凸臺等進行忽略，完成模型的尺寸建立后對模型進行力學(xué)參數(shù)設(shè)定，模型選定型號為QT400-15號鋼，材料密度為7 000 kg/m3，材料的泊松比為0.27，材料的彈性模量和抗拉強度分別為161 GPa和400 MPa，完成模型力學(xué)參數(shù)設(shè)定后對模型進行網(wǎng)格劃分，在進行網(wǎng)格劃分時，同樣需要考慮計算速度及精度，在充分考慮合理性的基礎(chǔ)上，本文選定四邊形單元進行網(wǎng)格劃分，完成網(wǎng)格劃后共計有318 893個節(jié)點，126 526個四面體單元。完成網(wǎng)格劃分后對模型的約束條件進行設(shè)定，限制模型X、Y方向的位移完成全部設(shè)定后進行計算。

對箱體的力學(xué)特性進行研究，首先對箱體的應(yīng)力應(yīng)變云圖進行分析，模擬結(jié)果圖如1所示。

從圖1可以看出，刮板輸送機的箱體最大應(yīng)力值出現(xiàn)位置在輸出箱螺栓孔附近，此時的最大應(yīng)力值為27.6 MPa，此處出現(xiàn)應(yīng)力最大值的原因是螺栓孔對箱體進行固定，所以其承載的載荷值較大，出現(xiàn)應(yīng)力集中現(xiàn)象，同時從整體應(yīng)力分布的情況可以看出，在中間箱的軸承座位置同樣出現(xiàn)應(yīng)力集中，而應(yīng)力集中的范圍為3.8~13.48 MPa，在此位置出現(xiàn)應(yīng)力集中的主要原因是中間箱軸承座支撐齒輪箱，所以使得應(yīng)力出現(xiàn)集中現(xiàn)象。在定位蓋、輸出箱等位置同樣出現(xiàn)應(yīng)力集中，但由于應(yīng)力值較小，所以本文不考慮。對箱體的應(yīng)變進行分析，箱體的變形沿著輸出箱箱體的安裝面至中間箱懸空側(cè)呈現(xiàn)逐步增大的趨勢，在四軸出現(xiàn)應(yīng)變的最大值，最大值為0.11 mm。這是由此位置為控制啟動裝置安裝部位，所以此處的變形值較大。

圖1 刮板輸送機箱體應(yīng)力和變形云圖

2 箱體動力學(xué)分析

對刮板輸送機減速箱進行力學(xué)分析，箱體作為整個傳動系統(tǒng)的支撐部位，其在外部振動作用下系統(tǒng)的性能及壽命均有所降低，同時由于內(nèi)部齒輪振動造成箱體出現(xiàn)扭轉(zhuǎn)、彎曲等變形。對箱體的自由模態(tài)進行研究，自由模態(tài)是指在未受到外部載荷作用下箱體的振動特性，將箱體部位間的約束進行解除，得到箱體前30階的固有頻率及振動的云圖，箱體30階的固有頻率如圖2所示。

從圖2中可以看出，前6階頻率均為0，而6階之后的頻率隨著階數(shù)的增大呈現(xiàn)增大的趨勢，第階數(shù)為7時，此時的固有頻率為108 Hz，當(dāng)階數(shù)增大至30時，此時的固有頻率增大至628 Hz。前6階頻率為0是由于固有頻率前6階為剛性模態(tài)而在6階之后轉(zhuǎn)為非剛性模態(tài)，所以出現(xiàn)如圖2的情況。

圖2 箱體前30階的固有頻率分布圖

考慮到30階振動云圖篇幅較大，本文僅展示第7階、第13階的固有頻率云圖，如圖3所示。

如圖3所示，可以看出部件第7階固有頻率值為108 Hz，刮板輸送機減速器箱體繞著平面Y軸出現(xiàn)彎曲變形，減速器箱體變形均較大，而當(dāng)進入13階固有頻率時，此時的中間箱體軸承座是整個部件的薄弱部位，此時由于共振現(xiàn)象出現(xiàn)平移振動。所以可知箱體的軸承座是整個傳動系統(tǒng)的支撐部件，當(dāng)傳動系統(tǒng)出現(xiàn)振動時，造成齒輪在嚙合時出現(xiàn)沖擊受力，此時由于齒面的受力呈現(xiàn)不均勻性，使得齒輪系統(tǒng)的性能及使用壽命均大打折扣，所以在運行過程中要避免出現(xiàn)共振現(xiàn)象。

圖3 固有頻率振動云圖

對額定工況下的瞬態(tài)動力學(xué)性質(zhì)進行分析，首先利用Adams軟件對軸承孔的動態(tài)載荷進行提取，選定0.1 s時的載荷數(shù)據(jù)，將載荷數(shù)據(jù)導(dǎo)入Hypermesh建立載荷集，將載荷集施加于模型中，設(shè)定動力學(xué)分析的時間步長為0.000 1，計算的時間時長為0.1 s，計算步數(shù)為1 000開始計算，為了精簡，本文僅選定時間為0.038 8 s時的應(yīng)力云圖進行展示，在此時刻的應(yīng)力值較大，額定工況下箱體的最大動應(yīng)力曲線如圖4所示。

從下頁圖4可以看出，在額定工況下中間齒輪箱在二軸的軸承位置應(yīng)力值較大，這是由于軸承是箱體的主要載荷承載區(qū)域，當(dāng)模擬時間為0.038 8 s時，此時模型的應(yīng)力最大值為18.6 MPa，而額定工況下的箱體最大動應(yīng)力曲線呈現(xiàn)波動的態(tài)勢，波動的應(yīng)力值圍繞14.1 MPa進行上下幅動，與0.038 8 s的應(yīng)力云圖呈現(xiàn)一致。

圖4 額定工況模擬云圖及動應(yīng)力曲線

3 結(jié)語

1）利用數(shù)值模擬軟件對刮板輸送機減速器箱體進行力學(xué)分析后發(fā)現(xiàn)，最大應(yīng)力值出現(xiàn)位置在輸出箱螺栓孔附近，此時的最大應(yīng)力值為27.6 MPa，為刮板輸送機減速器箱體優(yōu)化設(shè)計提供參考。

2）對固有頻率振動云圖進行分析發(fā)現(xiàn)，由于共振現(xiàn)象出現(xiàn)平移振動。所以可知箱體的軸承座是整個傳動系統(tǒng)的支撐部件，當(dāng)傳動系統(tǒng)出現(xiàn)振動時，造成齒輪在嚙合時出現(xiàn)沖擊受力，此時齒面的受力呈現(xiàn)不均勻性。

3）通過數(shù)值模擬研究發(fā)現(xiàn)，額定工況下的箱體最大動應(yīng)力曲線呈現(xiàn)波動的態(tài)勢，波動的應(yīng)力值圍繞14.1 MPa進行上下幅動，與0.038 8 s的應(yīng)力云圖呈現(xiàn)一致，波動應(yīng)力最大值為18.6 MPa。