李明昊，趙麗娟，喬 捷

(1.沈陽理工大學(xué) 機械工程學(xué)院，遼寧 沈陽 110159；2.遼寧工程技術(shù)大學(xué) 機械工程學(xué)院，遼寧 阜新 123000；3.遼寧省大型工礦裝備重點實驗室，遼寧 阜新 123000)

齒輪副是采煤機截割部傳動的重要機構(gòu)，齒輪副的失效將直接影響采煤機的可靠性和綜采工作面的效率。目前，在采煤機截割部齒輪副的設(shè)計中，基于靜載荷的校核仍為主要分析方法。采煤機截割部齒輪失效形式占截割部系統(tǒng)故障的60%以上[1].通過建立采煤機截割部虛擬樣機模型，基于對數(shù)正態(tài)分布和應(yīng)力-強度干涉理論，構(gòu)建齒輪副疲勞壽命可靠度計算方法，對截割部齒輪副進行疲勞壽命可靠性分析,為設(shè)計高可靠性的采煤機傳動系統(tǒng)提供理論方法和數(shù)據(jù)支撐，具有重要的工程應(yīng)用意義。

1 理論基礎(chǔ)

1.1 采煤機螺旋滾筒結(jié)構(gòu)和受力分析

采用螺旋滾筒的采煤機在薄煤層中適應(yīng)性很強，螺旋滾筒發(fā)展至今，結(jié)構(gòu)基本相似，見圖1.螺旋滾筒包括端盤、葉片、筒轂、聯(lián)接盤、齒座截齒和固定截齒用的擋圈等主要組成部分。螺旋滾筒上還焊有螺旋葉片角筋、耐磨結(jié)構(gòu)板以及端盤耐磨防護塊等組成部分，用來增加滾筒的可靠性和耐磨性，以提高螺旋滾筒和葉片的使用壽命。螺旋滾筒的結(jié)構(gòu)參數(shù)主要包括螺旋滾筒直徑、螺旋滾筒寬度、螺旋升角、截線距等基本參數(shù)。

1—端盤；2—聯(lián)接盤；3—端蓋；4—筒轂；5—螺旋葉片；6—截齒；7—齒座；8—擋圈

1.2 螺旋滾筒截齒負載分析

采煤機在截割煤巖的過程中，螺旋滾筒上的截齒是直接工作機構(gòu)[2].采煤機截齒一般可分為鎬型截齒和刀型截齒，鎬型截齒較為常用。鎬型截齒一般由齒身(Ⅰ)和合金頭(Ⅱ)組成，齒身材料一般為35CrMo、和35CrMnSi和 42CrMo等。合金頭材料一般為YG8C、YG11C和YG13C等硬質(zhì)合金，截齒截割煤巖的受力示意圖見圖2.

圖2 截齒受力分析圖

圖2中Xj為側(cè)向力；Yj為牽引阻力；Zj為截割阻力。當(dāng)截割對象為全煤，截齒為鋒利狀態(tài)時所受到的截割阻力Z0為：

(1)

鋒利截齒受到的牽引阻力Y0為：

Y0=(0.5-0.8)Z0

(2)

所受的側(cè)向力Xj為：

Xj=0.2Z0

(3)

當(dāng)截齒被磨鈍時，所受到的截割阻力Zj為：

Zj=Z0+100f′δcmSaKδ

(4)

Yj=Y0+100δcmSaKδ

(5)

2 螺旋滾筒瞬時負載數(shù)值模擬

基于Matlab計算前截割部角度為23°，煤巖堅固性系數(shù)為3.11，螺旋滾筒截割深度為865 mm，螺旋滾筒轉(zhuǎn)速為30 r/min，牽引速度為4 m/min的瞬時動態(tài)載荷，利用公式(1)—(5)計算得到滾筒質(zhì)心處的瞬時載荷曲線,見圖3，4.

圖3 螺旋滾筒受到的瞬時三向力曲線圖

圖4 螺旋滾筒受到的瞬時三向力矩曲線圖

將建立的三維模型通過接口導(dǎo)入到機械動力學(xué)分析軟件ADAMS中，設(shè)置零部件的材料特性、設(shè)置約束和驅(qū)動，將圖3，4生成的瞬時載荷文本加載到滾筒的質(zhì)心處，得到采煤機截割部剛性虛擬樣機模型，見圖5.

圖5 采煤機截割部剛性虛擬樣機模型圖

足夠的數(shù)據(jù)樣本是可靠性分析的基礎(chǔ)，設(shè)置仿真時間為4 s，步長為0.001 s，進行虛擬樣機仿真[3]，通過虛擬樣機模型中的MARK點提取齒輪副接觸力載荷，見圖6.

圖6 齒輪副接觸力曲線圖

3 薄煤層采煤機截割部傳動齒輪疲勞可靠性分析

3.1 齒輪副仿真分析

對截割部齒輪副進行接觸問題分析，需要對其進行簡化，一般選取1/4模型可以滿足仿真需要。在有限元軟件ANSYS中設(shè)置齒輪副的材料特性，定義網(wǎng)格單元類型，利用智能劃分網(wǎng)格進行網(wǎng)格操作[4]，在網(wǎng)格劃分成功的基礎(chǔ)上，設(shè)置接觸參數(shù)(Contact)，得到有限元網(wǎng)格劃分模型，見圖7.

圖7 齒輪副有限元模型圖

在齒輪副有限元模型中加載虛擬樣機仿真得到的接觸力載荷，設(shè)置對應(yīng)的主動輪和從動輪，對其進行仿真，得到齒輪副的應(yīng)力云圖，見圖8.

圖8 齒輪副應(yīng)力云圖

由圖8可知，齒輪副的應(yīng)力最大值位置為齒輪副嚙合處。由于齒輪副采用漸開線花鍵設(shè)計，采煤機截割煤巖的瞬時動態(tài)載荷導(dǎo)致漸開線花鍵處應(yīng)力集中。齒輪副最大應(yīng)力值為550.481 MPa，小于屈服強度。

3.2 截割部齒輪副疲勞可靠性分析

利用疲勞耐久性分析軟件FE-SAFE對齒輪副進行載荷預(yù)處理，設(shè)置齒輪的表面粗糙度和加工表面系數(shù)等參數(shù)[5]，對其分析，得到采煤機截割部齒輪副的疲勞壽命云圖見圖9.

圖9 齒輪副的疲勞壽命分析結(jié)果圖

由于FE-SAFE中的疲勞壽命分析結(jié)果是以log10的計算形式表達，將圖9中的數(shù)據(jù)轉(zhuǎn)化，得到齒輪副最低疲勞壽命循環(huán)次數(shù)為1.883 6×105次。對數(shù)正態(tài)分布是疲勞壽命可靠性分析的常用理論方法，基于對數(shù)正態(tài)分布和應(yīng)力-強度干涉理論，構(gòu)建齒輪副疲勞壽命可靠度計算方法[6-7].利用蒙特卡洛法對齒輪副的疲勞壽命分析數(shù)據(jù)進行隨機抽樣分析，計算得到截割部齒輪副疲勞壽命可靠度R=0.961.

4 運動參數(shù)對疲勞可靠性的影響

4.1 滾筒轉(zhuǎn)速對疲勞可靠性的影響

采煤機螺旋滾筒的轉(zhuǎn)速對齒輪副的疲勞可靠性有著重要的影響，計算滾筒轉(zhuǎn)速分別為：24 r/min、27 r/min、30 r/min、33 r/min、36 r/min時的截割部齒輪副疲勞壽命可靠性，見表1.

表1 不同滾筒轉(zhuǎn)速的齒輪副疲勞壽命可靠度表

從表1可以看出，截割部齒輪副的疲勞壽命隨著其滾筒轉(zhuǎn)速增大而增大，截割部齒輪副的疲勞壽命可靠度隨著其滾筒轉(zhuǎn)速增大而提高，當(dāng)滾筒轉(zhuǎn)速越大，截割阻力越小，截割部齒輪副所受到的應(yīng)力越小，截割部齒輪副疲勞壽命越大，可靠性越高。所以在保證采煤機工作效率及其他關(guān)鍵零件可靠性的前提下，應(yīng)盡量提高滾筒轉(zhuǎn)速，以提高截割部齒輪副的可靠性[8].

4.2 牽引速度對疲勞可靠性的影響

采煤機牽引速度對齒輪副的疲勞可靠性有著重要的影響，分別計算牽引速度為2 m/min、2.5 m/min、3 m/min、3.5 m/min、4 m/min時，截割部齒輪副疲勞壽命，見表2.

表2 不同牽引速度的齒輪副疲勞壽命可靠度表

從表2可以看出，截割部齒輪副的疲勞壽命隨著其牽引速度增大而縮短，截割部齒輪副的疲勞壽命可靠度隨著其牽引速度增大而降低。所以在保證生產(chǎn)效率及其他關(guān)鍵零件可靠性的情況下，應(yīng)盡量降低牽引速度，提高截割部齒輪副可靠性[9]，達到保護截割部齒輪副的目的。

5 結(jié) 論

基于虛擬樣機技術(shù)建立了采煤機截割部的仿真平臺，對采煤機截割部齒輪副進行疲勞壽命可靠性分析，得到的結(jié)論如下：

1)基于Pro/E、ANSYS和ADAMS聯(lián)合建立采煤機截割部的仿真平臺，加載生成的滾筒瞬時負載進行仿真，得到了齒輪副接觸力動態(tài)載荷。

2)通過有限元軟件ANSYS加載齒輪副接觸力，得到齒輪副的最大等效應(yīng)力為550.481 MPa.基于疲勞耐久性分析軟件FE-SAFE，求解得到齒輪副最低循環(huán)壽命為1.883 6×105次?；趯?shù)正態(tài)分布和應(yīng)力-強度干涉理論，構(gòu)建齒輪副疲勞壽命可靠度計算方法，計算得到齒輪副疲勞壽命可靠度為0.961.

3)分析了滾筒轉(zhuǎn)數(shù)和牽引速度對齒輪副疲勞壽命可靠度的影響，在保證采煤機工作效率及其他關(guān)鍵零件可靠性的前提下，合理的提高滾筒轉(zhuǎn)速、降低牽引速度，可以提高截割部齒輪副可靠性，達到保護采煤機截割部的目的。