白 樺

（晉能控股煤業(yè)集團有限公司安全監(jiān)管五人小組， 山西 大同 037000）

引言

煤炭資源作為我國經濟社會健康發(fā)展的重要保障，近年來對其的需求量不斷增加，同時對綜采設備的可靠性要求也越來越高[1]。目前，滾筒式采煤機在煤炭企業(yè)中的應用較為廣泛，對于提供煤炭產量和采煤效率，降低采煤工作的勞動強度方面起到了不可替代的作用[2]。由于煤巖結構較為復雜，采煤機工作時不可避免地會出現(xiàn)截割載荷的波動情況，這對截割電機產生較大沖擊，當沖擊載荷過大時，截割滾筒會出現(xiàn)過載，損壞采煤機傳動系統(tǒng)，甚至導致截割電機燒毀，使整個煤炭采掘工作面的工作停滯，影響采煤效率，從而限制企業(yè)煤炭產量的進一步提高[3-5]。扭矩軸作為采煤機截割電機的過載保護元件，其工作的可靠性至關重要，其過載保護功能已引起了各界的廣泛關注[6]。因此，針對某煤炭企業(yè)采煤機截割電機出現(xiàn)多次過載悶機的情況，以截割部扭轉軸為研究對象，借助ANSYS 有限元仿真計算軟件，開展扭矩軸強度分析與優(yōu)化設計工作具有重要意義。

1 扭矩軸作用及現(xiàn)存問題

在采煤機進行生產作業(yè)的過程中，因煤巖地質條件的差異，截割滾筒受到的煤炭截割反作用力會存在較大的波動，作用力過大會導致截割電機出現(xiàn)過載悶機等故障。而悶機故障一旦出現(xiàn)，不僅會使采煤機工作停滯，影響煤炭產量，嚴重時將會燒毀截割電機，給企業(yè)帶來較大的經濟損失。采煤機設計者為了避免出現(xiàn)截割電機過載悶機情況，在截割電機與傳動系統(tǒng)之間設置了1 根頸部有凹槽的扭矩軸，利用其凹槽位置的應力集中現(xiàn)象，扭矩軸既能夠啟動動力傳動功能，又能起到過載保護的功能，與此同時，還具有一定的緩沖減振效果。某企業(yè)采煤機工作過程中經常出現(xiàn)截割電機過載悶機情況，經過故障排查確定是扭矩軸剪切強度過大不能及時被剪斷導致的，因此有必要對此進行原因分析工作。

2 有限元仿真計算

2.1 實體模型建立

依據(jù)采煤機截割部扭矩軸工程圖紙及測繪結果，運用SolidWorks 軟件建立截割臂扭矩軸的實體模型，為了提高仿真計算的效率，省略了扭矩軸實體中的倒角、圓角等要素。

2.2 材料屬性設置

截割部扭矩軸的材料牌號為40CrNiMo，材料的具體屬性參數(shù)如下：彈性模量為209 GPa，泊松比為0.29，屈服強度為820 MPa，抗拉強度為960 MPa。根據(jù)上述材料屬性參數(shù)來完成扭矩軸材料屬性的設置。

2.3 網格劃分

網格類型選擇作為有限元仿真分析過程中網格劃分的重要環(huán)節(jié)，直接關系著仿真計算結果的準確性。根據(jù)截割部扭矩軸實體結構情況，選擇solid186四面體網格形式對扭矩軸進行網格劃分，啟動自由劃分網格功能，得到的扭矩軸有限元仿真分析模型如圖1 所示。

圖1 截割部扭矩軸有限元模型

2.4 約束與載荷施加

截割部扭矩軸邊界條件設置過程如下：在扭轉軸的一端添加位移約束，對其中的5 個自由度的位移設置為0，保留扭矩軸繞Z 軸旋轉的自由度；對扭矩軸的另一端設置固定約束，限制扭矩軸的全部自由度。截割部扭矩軸與截割電機和傳動系統(tǒng)之間的連接均為內花鍵結構，全部花鍵齒均受力，為了簡化扭矩軸仿真計算過程中載荷施加的簡便性，將扭矩軸嚙合力轉換為壓強平均施加在扭矩軸花鍵齒端面，通過計算得出單個花鍵齒端面的壓強值為31.45 MPa。

2.5 仿真結果

在完成采煤機截割部扭矩軸有限元仿真模型的前處理工作后，啟動ANSYS 軟件自帶求解器，開始進行扭矩軸強度分析計算，提取仿真計算結果中扭矩軸的等效應力分布云圖，如圖2 所示。由圖2 可以看出，扭矩軸最大應力數(shù)值為489.46 MPa，位置在凹槽底部，與設計目的一致。相較于扭矩軸材料的許用應力508 MPa，顯然扭矩軸的應力集中最大值不足以剪斷扭矩軸起到保護截割電機的目的，這也是采煤機截割電機工作過程中經常出現(xiàn)截割電機過載悶機的主要原因。因此，需要對扭矩軸進行改進設計，以便達到扭矩中過載保護的要求。

圖2 扭矩軸等效應力分布云圖

3 優(yōu)化設計

3.1 優(yōu)化方案

截割部扭矩軸實際結構如圖3 所示。提高截割臂扭矩軸應力集中的方法包括：縮小扭矩軸的整體直徑尺寸，能夠提高凹槽位置的應力集中數(shù)值，但是會降低扭矩軸的整體強度，不能保證其穩(wěn)定可靠工作；縮小凹槽位置的半徑尺寸，可保持扭矩軸的其他原始結構尺寸不變，該方法能夠顯著提高扭矩軸凹槽位置的應力集中值，也符合扭矩軸設計的初始目的。當前截割部扭矩軸凹槽半徑R=30 mm，為了提高凹槽位置的應力集中數(shù)值，需要在此基礎上減小半徑，依次設計出半徑為29.5 mm、29 mm、28.5 mm的扭矩軸結構進行仿真驗證，以便得到合適的扭矩軸凹槽尺寸。

圖3 扭矩軸結構（mm）

3.2 優(yōu)化結果

依據(jù)截割部扭矩軸優(yōu)化方案，修改了有限元仿真計算模型，依次完成了對結構強度的仿真計算，結果如圖4 所示。由圖4 不同扭矩軸凹槽半徑對應的等效應力分布云圖可以看出，隨著凹槽半徑尺寸的減小，應力集中位置的應力數(shù)值逐漸增大。半徑R由30 mm 降低至28.5 mm 時，應力集中數(shù)值增加了73.27 MPa，扭矩軸的優(yōu)化方案是正確的。相較于扭矩軸材料的許用應力508 MPa，與其接近的仿真計算結果為508.24 MPa，對應的凹槽半徑尺寸R=28 mm。對以上結果進行綜合分析，確定了中凹槽位置的半徑R=28 mm 為截割臂扭矩軸優(yōu)化之后的結構最優(yōu)尺寸，能夠滿足采煤機截割電機過載保護的要求。

圖4 不同半徑對應的等效應力（MPa）分布云圖

4 試驗驗證

為了驗證采煤機截割部扭矩軸仿真計算結果的準確性，根據(jù)優(yōu)化之后的扭矩軸結構尺寸加工制造了3 根扭矩軸進行試驗。將優(yōu)化之后的扭矩軸安裝于采煤機中，對其施加仿真計算得到的扭矩載荷，觀察扭矩軸是否發(fā)生過載斷裂。試驗結果表明，在緩慢增加扭矩軸載荷的過程中，扭矩軸沒有發(fā)生明顯變形，當扭矩載荷達到過載載荷時，扭矩軸瞬間斷裂，起到了很好的過載保護功能。計算得出每個花鍵鍵齒端面的壓強為31.62 MPa，與仿真計算值31.45 MPa基本吻合，仿真計算結果準確。

5 結論

1）扭轉軸卸荷槽位置的應力集中值小于材料的剪切強度，是截割電機出現(xiàn)過載悶機的主要原因。

2）當卸荷槽半徑R=28.5 mm 時，能夠滿足扭轉軸過載斷裂的要求。

3）改進之后的扭轉軸能夠滿足截割電機過載保護的要求，扭轉軸優(yōu)化效果較為顯著，具有很好的工程指導意義。