畢志軍

（山西科興能源發(fā)展有限公司， 山西 高平 048400）

引言

采煤機為綜采工作面的截割設(shè)備，截割部為直接與煤層或巖層接觸的部件，其功耗占據(jù)整機功耗的90%；而且，工作面頂板煤層、巖層的不均勻性導致截割部所承受的載荷波動較大、沖擊力強，這也是造成截割部故障率最高的主要原因[1]。傳統(tǒng)采煤機截割部傳動系統(tǒng)由行星傳動齒輪和直齒圓柱齒輪組成，由于其結(jié)構(gòu)復雜且故障率，本文將采用永磁同步電機+三級齒輪替代傳統(tǒng)異步電機和行星齒輪的傳動系統(tǒng)，對新型截割部傳動系統(tǒng)關(guān)鍵零部件的動載荷進行分析，并對傳動系統(tǒng)瞬態(tài)動力學進行仿真分析，為后續(xù)改進采煤機截割部傳動系統(tǒng)奠定基礎(chǔ)。

1 永磁半直驅(qū)傳動系統(tǒng)設(shè)計

針對傳統(tǒng)采煤機截割部傳動系統(tǒng)三相異步電動機傳動效率低、輸出扭矩低以及行星傳動輪系故障率高的問題，采用永磁半直驅(qū)電動機替代傳動三相異步電動機，并將行星傳動輪系的結(jié)構(gòu)去除?；谟来虐胫彬?qū)電動機的傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖1 所示。

如圖1 所示，新型截割部傳動系統(tǒng)主要包括由永磁同步電機、截割滾筒和三級直齒輪傳動組成。其中，永磁同步電機為本次改進的重點，該型電機可提供低速、大扭矩的輸出轉(zhuǎn)矩且功耗也較低；在實際生產(chǎn)中可采用變頻器對永磁半直驅(qū)電動機啟動和停止進行控制；永磁半直驅(qū)電動機擁有更寬的變速范圍。三級直齒輪傳動輪系為本傳動系統(tǒng)的直接傳動機構(gòu)，由于綜采工作面工作環(huán)境相對惡劣且齒輪轉(zhuǎn)速較高，導致齒輪齒面由于摩擦所產(chǎn)生的溫度上升較快。因此，對新型采煤機截割部傳動系統(tǒng)齒輪振動測試和齒輪傳動副的瞬態(tài)動力學仿真分析是十分有必要的。對于三級直齒齒輪傳動輪系中的輸入端齒輪的轉(zhuǎn)速最高，其所面臨的威脅最大。三級直齒輪輪系各級齒輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1 所示。

圖1 永磁半直驅(qū)電動機傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)示意圖

表1 三級直齒輪傳動齒輪結(jié)構(gòu)參數(shù)

2 齒輪傳動系統(tǒng)實驗與仿真分析

本節(jié)將結(jié)合采煤機在實際工況對采煤機的負載突變工況進行模擬，并重點對齒輪的加載振動和瞬態(tài)動力學進行仿真分析。

為了充分驗證本文所改進的永磁半直驅(qū)截割傳動系統(tǒng)在實踐應(yīng)用的效果，考慮到在實際生產(chǎn)驗證的難度較大，而且成本較高。因此，本節(jié)將構(gòu)建一套試驗系統(tǒng)對永磁半直驅(qū)采煤機在不同工況下截割部傳動系統(tǒng)的性能進行實驗驗證。所構(gòu)建的實驗平臺實物如圖2 所示。

圖2 齒輪傳動系統(tǒng)實驗平臺實物圖

2.1 負載突變工況模式模擬實驗

采煤機在實際生產(chǎn)中，由于其截割部滾筒直接接觸的煤層或巖層處于不均勻的狀態(tài)，導致其經(jīng)常會遇到負載突變的工況，滾筒所承受的載荷通過傳動系統(tǒng)傳遞至機身[3]。負載突變最為惡劣的工況為截割全煤層至全巖層的突變，設(shè)定采煤機截割純煤層時滾筒所承受的載荷最高為20 kN·m，采煤機截割純巖層時滾筒所承受的載荷最高為35 kN·m。在負載突變工況下，永磁半直驅(qū)電機轉(zhuǎn)速的變化將直接反應(yīng)傳動系統(tǒng)能否根據(jù)所承受的載荷對變頻器進行及時控制，從而保證電機輸出轉(zhuǎn)矩滿足實際生產(chǎn)的需求。在負載突變工況下，永磁半直驅(qū)電機轉(zhuǎn)速的變化情況如圖3 所示。

圖3 永磁半直驅(qū)電機在負載突變工況轉(zhuǎn)速的變化情況

如圖3 所示，當采煤機滾筒所承受的載荷從20 kN·m 突變?yōu)?5 kN·m 時，對應(yīng)永磁半直驅(qū)電機的轉(zhuǎn)速會相應(yīng)下降，在輸出功率恒定的基礎(chǔ)上，此時電機的輸出扭矩會增加，從而滿足實際工況的需求。從圖3 中可以看出，電機轉(zhuǎn)速在很短的時間內(nèi)實現(xiàn)調(diào)整，說明該傳動系統(tǒng)具有較好的時間跟隨性；而且在穩(wěn)定運行狀態(tài)，永磁半直驅(qū)電機的轉(zhuǎn)速恒定在270 r/min。

2.2 齒輪振動測試

在傳動過程中，各級齒輪副之間的嚙合力和位移誤差存在一定的正相關(guān)關(guān)系，從而導致永磁半直驅(qū)傳動系統(tǒng)的齒輪副出現(xiàn)一定的振動現(xiàn)象[4]。由于無法直接在齒輪上安裝傳感器對其振動量進行測試。因此，本項目通過對齒輪箱振動參數(shù)的測定間接反應(yīng)齒輪的振動情況。

振動測試參數(shù)設(shè)置：設(shè)定齒輪輸入軸的轉(zhuǎn)速為225 r/min；分別對齒輪輸出端負載為0、300 N·m 和500 N·m 三種情況下齒輪箱的振動情況進行測定，測試結(jié)果如表2 所示。

表2 齒輪箱振動情況測定

如表2 所示，隨著齒輪輸出端負載的增加，即滾筒所承受的載荷的增加，對應(yīng)齒輪箱的振動加速度和振動幅度均明顯增加；但是，齒輪箱的振動主頻率不變，該項參數(shù)與齒輪振動箱的結(jié)構(gòu)及材質(zhì)相關(guān)。

2.3 齒輪副瞬態(tài)動態(tài)仿真

針對永磁半直驅(qū)傳動系統(tǒng)的可靠性，由于齒輪為傳動系統(tǒng)的核心，而且齒輪齒根的疲勞可靠性是保證整個傳動系統(tǒng)可靠性的關(guān)鍵，具體表現(xiàn)為齒輪應(yīng)力和齒輪強度。其中，齒輪強度主要與齒輪的材料本身的固有屬性相關(guān)[5]。因此，本節(jié)重點對齒輪應(yīng)力進行仿真分析。

考慮到傳動系統(tǒng)的齒輪數(shù)量較多，對應(yīng)的仿真計算數(shù)據(jù)量大且耗時較長；同時，三級直齒輪輸入端的轉(zhuǎn)速快，在單位時間內(nèi)嚙合次數(shù)較多，對應(yīng)的計算量和網(wǎng)格數(shù)量較多。因此，本節(jié)選取齒輪末端兩個齒輪副為研究對象，根據(jù)表1 中齒輪6 和齒輪7 的參數(shù)建立有限元仿真模型，并完成網(wǎng)格劃分，并結(jié)合齒輪材料20CrMnTi 材料的屬性對模型進行設(shè)置，根據(jù)齒輪6 的轉(zhuǎn)速設(shè)定本次仿真模型輸入端的轉(zhuǎn)速為82.8 r/min，得出齒輪副的嚙合應(yīng)力云圖如圖4 所示。

圖4 齒輪副嚙合應(yīng)力云圖

如圖4 所示，齒輪副嚙合應(yīng)力的最大值位于兩齒輪剛接觸的位置，且最大應(yīng)力僅為250 MPa，小于20CrMnTi 材料的許用應(yīng)力，說明該齒輪傳動系統(tǒng)的可靠性滿足要求。

3 結(jié)語

采煤機作為綜采工作面的關(guān)鍵設(shè)備，其在實際生產(chǎn)中截割部滾筒所承受的載荷處于動態(tài)變化狀態(tài)。為解決傳統(tǒng)采煤機截割部傳動系統(tǒng)中三相異步電動機轉(zhuǎn)矩小且行星傳動輪系故障率高的問題，本文采用永磁半直驅(qū)電機為核心設(shè)計新型截割部傳動系統(tǒng)，并對所設(shè)計的傳動系統(tǒng)的可靠性進行驗證，得出如下結(jié)論：

1）在載荷突變工況下，電機轉(zhuǎn)速在很短的時間內(nèi)實現(xiàn)調(diào)整，說明該傳動系統(tǒng)具有較好的時間跟隨性；

2）隨著滾筒負載的增加，對應(yīng)齒輪的振動加速度和振動幅度均增加，但振動主頻率不變；

3）三級直齒輪系的最大嚙合應(yīng)力位于兩齒輪剛接觸的位置，且最大應(yīng)力值低于20CrMnTi 材料的許用應(yīng)力。