王修永， 沈家宇

（內蒙古昊盛煤業(yè)有限公司， 內蒙古 鄂爾多斯 017000）

引言

目前，隨著煤礦開采年限的增加，煤礦開采的深度不斷加大，煤礦機械的工況環(huán)境日益惡劣，所以提升煤礦機械的穩(wěn)定性是未來機械研究的趨勢。采煤機作為我國煤礦開采重要的機械設備，其主要承載著裝煤、落煤的任務[1-2]，而扭矩軸時采煤機截割部重要的保護設備，其在工作過程中，當發(fā)現(xiàn)截割過程存在較大的扭矩時，此時扭矩軸發(fā)生斷裂，保護采煤機的截割系統(tǒng)。卸荷槽作為扭矩軸最為薄弱的環(huán)節(jié)，其在運行過程中常常遇到過載不斷或者不合理折斷等情況[3-4]，所以，本文利用數(shù)值模擬軟件對扭矩軸受力進行分析，給出卸荷槽的結構優(yōu)化設計，為礦井采煤機高效、安全運行提供參考。

1 模型建立

為了分析扭矩軸應力分布情況，首先對扭轉軸進行靜力學分析，在固定的載荷作用下，得出構件的應力、應變的云圖，從而分析結構的設計要求，為后續(xù)研究提供基礎。首先進行模型的建立，確定本文的分析軟件為ABAQUS 數(shù)值模擬軟件，利用模擬軟件的外接模塊進行模型的建立，后導入至模擬軟件中，扭矩軸長度設定為1 275 mm，卸荷槽位于距離一端290 mm，卸荷槽內徑設定為35 mm，扭矩軸的直徑為70 mm。對模型的材料進行設定，選定模型的材料時首先要滿足扭轉軸芯部的硬度，其材料應該擁有足夠的剛度及抗疲勞性能，所以在充分考慮好選定材料為42CrMo，選定材料后對模型進行網(wǎng)格劃分，在進行網(wǎng)格劃分時充分考慮計算的精度及計算的時間，在保證計算精度的同時盡量降低計算時間，經(jīng)過對比選定四面體C3D8R 單元進行劃分，劃分后模型共計22 803 個網(wǎng)格。U 型卸荷槽的局部網(wǎng)格劃分圖如1 所示。

圖1 U 型卸荷槽的局部網(wǎng)格劃分圖

對材料的物理屬性進行設定，材料的彈性模量為210 GPa；屈服應力為900 MPa，材料的密度為9.8 g/cm3；材料的泊松比為0.3，完成物理參數(shù)設定后對模型的邊界條件及加載條件進行設定，對扭矩軸截割部電機進行固定約束設定，同時在滾筒位置施加固定扭矩，根據(jù)安全規(guī)范要求，設定扭轉軸的破壞扭矩為電機額定扭矩的2.2 倍，經(jīng)過計算可以得出設定的扭矩為7 244 N·m，設定材料的抗扭強度最大值為540 MPa，當扭轉軸受到的扭矩大于540 MPa 時，此時扭轉軸會發(fā)生保護性斷裂。

2 數(shù)值模擬分析

完成后對模型進行靜力學分析。給出三種槽型下的應力云圖如下頁圖2 所示。

從下頁圖2 中可以看出，在相同扭矩加載條件下，不同卸荷槽結構下的應力云圖存在一定的相同點，同時也存在一定的不同，卸荷槽結構為V 型、U型和工型形態(tài)時，應力最大值出現(xiàn)的位置均為卸荷槽的軸頸位置，在此位置出現(xiàn)一定的應力集中，且應力集中的現(xiàn)象較為明顯，當卸荷槽尺寸為V 型時，此時在卸荷槽的軸頸位置的應力最大值為507 MPa，此時的應力最大值為三種卸荷槽結構下的最大值，同時當卸荷槽結構為U 型時，此時在卸荷槽的軸頸位置出現(xiàn)的最大值為437 MPa，此時的最大值較卸荷槽尺寸為V 型時減小了70 MPa，降低幅度為13.8%，當卸荷槽結構為工字型時，此時在卸荷槽的軸頸位置出現(xiàn)的最大值為454 MPa，此時的最大值較卸荷槽尺寸為V 型時減小了53 MPa，降低幅度為10.4%，從以上分析可以看出，三種槽型應力最大值按照從大至小依次V 型卸荷槽、工字型卸荷槽、U 型卸荷槽，所以在保證穩(wěn)定的前提下應當選用應力值相對較小的卸荷槽尺寸，所以盡量選用的卸荷槽尺寸為U 型。

圖2 卸荷槽應力（MPa）云圖

對不同卸荷槽深度（h）下卸荷槽應力分布云圖進行分析，選定卸荷槽深度分別為7 mm、8 mm、9 mm 和10 mm，將四種卸荷槽深度下隨路徑應力變化趨勢進行匯總如圖3 所示。

從圖3 可以看出，在選定U 型卸荷槽的基礎上，不同卸荷槽隨路徑應力應變變化曲線大致呈現(xiàn)出相同的趨勢，隨著路徑距離的不斷增大，卸荷槽應力呈現(xiàn)逐步增大的趨勢，當卸荷槽深度為7 mm 時，此時的應力最大值為401 MPa；當卸荷槽深度為8 mm 時，此時的應力最大值為451 MPa，較卸荷槽深度7 mm 時增加了50 MPa，增大幅度為12.5%；當卸荷槽深度為9 mm 時，此時的應力最大值為482 MPa，較卸荷槽深度7 mm 時增大了81 MPa，增大的幅度為20.2%；當卸荷槽深度增大至10 mm 時，此時應力最大值為534 MPa，應力最大值較卸荷槽深度7 mm 時增大了133 MPa，增大的幅度為33.2%，可以看出隨著卸荷槽深度的增加，應力最大值呈現(xiàn)逐步增大的趨勢，而對比不同深度下扭矩軸的應變同樣呈現(xiàn)隨卸荷槽深度增加而增大的趨勢。

圖3 不同卸荷槽深度下應力應變曲線

對不同卸荷槽寬度下的扭矩軸的應力應變進行分析，選定卸荷槽寬度分別為3.0 mm、3.5 mm、4.0 mm 和4.5 mm，將四種卸荷槽寬度（b）下隨路徑應力應變變化趨勢進行匯總如圖4。

圖4 不同卸荷槽寬度下應力應變曲線

從圖4 可以看出，選定U 型卸荷槽的基礎上，不同卸荷槽寬度下隨路徑應力應變變化曲線呈現(xiàn)出相同的趨勢，且卸荷槽應力應變隨U 型槽前沿角度的增大呈現(xiàn)出逐步增大的趨勢，當卸荷槽寬度為3.0 mm 時，此時的應力最大值為330 MPa，應力值最?。划斝逗刹蹖挾葹?.5 mm 時，此時的應力最大值為465 MPa，此時應力最大，當卸荷槽寬度為4 mm 時，此時的應變最大值為0.002 85；當卸荷槽寬度為4.5 mm 時，此時應變最大值為0.244 6，所以綜上分析可以看出隨著卸荷槽寬度的增加，扭矩軸卸荷槽的應力應變均增大，所以在進行卸荷槽設計時應當充分考慮寬度因素。

3 結論

1）利用數(shù)值模擬軟件對不同卸荷槽形式下應力分布進行研究發(fā)現(xiàn)，應力最大值按照從大至小依次為V 型卸荷槽、工字型卸荷槽、U 型卸荷槽。

2）通過分析發(fā)現(xiàn)隨著卸荷槽深度的增加，應力最大值呈現(xiàn)逐步增大的趨勢，而不同深度下扭矩軸的應變同樣呈現(xiàn)隨卸荷槽深度增加而增大的趨勢。

3）隨著卸荷槽寬度的增加，扭矩軸卸荷槽的應力應變均增大，所以在進行卸荷槽設計時應當充分考慮寬度因素。