王齊鋸

（陽煤集團(tuán)壽陽景福煤業(yè)有限公司，山西 壽陽 045400）

引言

煤礦運(yùn)輸系統(tǒng)直接決定生產(chǎn)的運(yùn)輸效率和安全性，以提升絞車為代表的輔助運(yùn)輸系統(tǒng)，主要承擔(dān)對人員和物料的運(yùn)輸與調(diào)度任務(wù)，其具有較大的牽引功率和安全性。目前，地面提升絞車的傳動系統(tǒng)以齒輪傳動結(jié)構(gòu)為主，該種傳動結(jié)構(gòu)具有較大的承載能力、較高的傳動可靠性及較高的傳動效率等優(yōu)勢，其也是地面絞車最為關(guān)鍵的受力和承載部件。針對齒輪疲勞壽命分析，可采用試驗(yàn)法和試驗(yàn)分析法兩種方式。其中，試驗(yàn)法的成本較高且周期較長，不建議使用[1]。因此，本文將基于試驗(yàn)分析法對地面絞車傳動系統(tǒng)的安全性和可靠性進(jìn)行驗(yàn)證。

1 地面提升絞車傳動系統(tǒng)的模型搭建及數(shù)字化設(shè)計

地面提升絞車傳動系統(tǒng)以齒輪傳動為主，采用試驗(yàn)分析法對齒輪傳動系統(tǒng)的可靠性和安全性進(jìn)行仿真分析的關(guān)鍵，在于保證所構(gòu)建仿真模型的準(zhǔn)確性，尤其是對齒輪結(jié)構(gòu)參數(shù)的精準(zhǔn)建模。本文將采用UG三維建模軟件對絞車的齒輪傳動系統(tǒng)模型進(jìn)行建立。

傳動系統(tǒng)的可靠性和安全性仿真分析需要結(jié)合實(shí)際生產(chǎn)工況進(jìn)行，才能夠指導(dǎo)下一步生產(chǎn)。本文所研究地面提升絞車的關(guān)鍵參數(shù)如表1 所示，在后續(xù)仿真模型的搭建和仿真參數(shù)設(shè)置時將依照表1 中的關(guān)鍵參數(shù)。

表1 地面提升絞車關(guān)鍵參數(shù)

地面提升絞車傳動系統(tǒng)傳動路徑為：電動機(jī)輸出的扭矩—高速級傳動機(jī)構(gòu)—變速系統(tǒng)—低速級傳動機(jī)構(gòu)—滾筒—鋼絲繩。

為保證所建立傳動系統(tǒng)模型的準(zhǔn)確性，需要對傳統(tǒng)系統(tǒng)中的行星齒輪、變速系統(tǒng)、高速級錐齒輪傳動系統(tǒng)等部件進(jìn)行參數(shù)化設(shè)計[2]。其中，重點(diǎn)關(guān)注齒輪的嚙合模型，變速系統(tǒng)中的行星傳動輪系和圓弧錐齒輪的參數(shù)化建模。

2 地面絞車傳動系統(tǒng)關(guān)鍵部件的有限元分析

本小節(jié)將重點(diǎn)對傳統(tǒng)系統(tǒng)中的行星傳動輪系和圓弧錐齒輪系開展有限元分析。

2.1 行星傳動輪系有限元分析

行星輪系為齒輪傳功系統(tǒng)的關(guān)鍵傳動分系統(tǒng)，其對于整個傳動系統(tǒng)的性能和質(zhì)量保證具有重要意義[3]。根據(jù)對地面提升絞車傳動系統(tǒng)行星輪系參數(shù)化設(shè)計的基礎(chǔ)，將所構(gòu)建的三維模型導(dǎo)入ADAMS 有限元分析軟件中。

本文所研究地面提升絞車行星輪系中太陽輪和行星輪均采用20CrMnTi 材料進(jìn)行制造，該型材料對應(yīng)的許用應(yīng)力為1 483 MPa，許用疲勞強(qiáng)度為637.69 MPa?；贏DAMS 軟件所構(gòu)建的行星傳動輪系的有限元仿真模型如圖1 所示。

圖1 行星傳動輪系有限元仿真分析模型

2.1.1 仿真參數(shù)設(shè)置

在實(shí)際生產(chǎn)中，根據(jù)電動機(jī)額定功率和絞車的生產(chǎn)工況，太陽輪所傳遞的扭矩為4 314 N·m；該行星傳動輪系中包括有1 個太陽輪和3 個行星輪，則對應(yīng)的每個行星輪傳遞的扭矩為4 314 N·m÷3=1 438 N·m。根據(jù)行星輪系的齒寬載荷、潤滑油的動力黏度及兩齒廓在嚙合位置的綜合曲率半徑得出該行星輪系傳動過程中的摩擦系數(shù)為0.02；太陽輪和行星輪的泊松比為0.30[4]。將上述參數(shù)一一在ADAMS 仿真軟件中進(jìn)行設(shè)置。

2.1.2 載荷施加

根據(jù)地面提升絞車在實(shí)際工況的參數(shù)，采用剛體運(yùn)動控制法為主動齒輪施加相應(yīng)的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩。其中，對主動齒輪所施加的轉(zhuǎn)速為0.314 rad/s，所施加的轉(zhuǎn)矩為1 438 N·m。通過仿真分析，可知兩齒輪在嚙合過程中齒根處所承受的應(yīng)力值最大。得出主動齒輪、從動齒輪在嚙合過程中齒根所承受的彎曲應(yīng)力隨時間的變化關(guān)系如圖2 所示。

圖2 齒根彎曲應(yīng)力變化情況

由圖2 可知，對于從動齒輪而言，齒根處所承受彎曲應(yīng)力的最大值為104 MPa；對于主動齒輪而言，齒根處所承受彎曲應(yīng)力的最大值為145 MPa；而且兩級齒輪的嚙合時間為1.1 s。與材料的需用應(yīng)力相比較，該行星輪系的應(yīng)力屬于可接受的范圍。

2.2 圓弧錐齒輪系有限元分析

除了行星傳動齒輪外，圓弧錐齒輪為另外一個關(guān)鍵的傳動部件。所建立的圓弧圓錐傳動齒輪輪系的模型如圖3 所示。

圖3 圓弧圓錐傳動齒輪輪系仿真模型

根據(jù)實(shí)際工況設(shè)定上述仿真模型的材料屬性，設(shè)定主動圓錐齒輪的力矩為1 438 N·m，主動輪轉(zhuǎn)速設(shè)定0.505 rad/s；根據(jù)傳動比設(shè)定從動圓錐齒輪轉(zhuǎn)速為0.314 rad/s；并設(shè)定兩級齒輪傳動的表面摩擦系數(shù)為0.1。

通過仿真分析可知，對于主動齒輪齒根處的最大應(yīng)力峰值為816.2 MPa；而對于從動齒輪齒根處的最大應(yīng)力峰值為44 MPa。與材料的需用應(yīng)力相比較，該圓弧錐齒輪系的應(yīng)力屬于可接受的范圍。

3 傳動系統(tǒng)疲勞壽命分析

疲勞損壞是機(jī)械部件失效的主要形式，地面絞車傳動系統(tǒng)在實(shí)際應(yīng)用中所承受的載荷為交變載荷，使得齒輪的承受能力遠(yuǎn)低于在靜態(tài)載荷下所估算得出的壽命和安全系數(shù)[5]。本節(jié)將基于MSC.Fatigue 方法對齒輪的壽命進(jìn)行預(yù)測，該方法的準(zhǔn)確預(yù)測需要準(zhǔn)確掌握待預(yù)測部件的材料疲勞屬性、疲勞載荷信息及結(jié)構(gòu)幾何特征等。行星齒輪和圓弧錐齒輪作為傳動系統(tǒng)的關(guān)鍵部件，本小節(jié)將在上述模型的基礎(chǔ)上分別對兩類傳動部件的疲勞壽命進(jìn)行分析。

3.1 行星輪系疲勞壽命分析

經(jīng)過仿真分析，考慮到行星傳動輪系的安全系數(shù)，得出行星傳動輪系主動齒輪的嚙合次數(shù)可達(dá)5.38×107次，結(jié)合絞車的工況，上述嚙合次數(shù)對應(yīng)的工作時間可達(dá)66 650 h，與標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的壽命不低于50 000 h 相符。

3.2 圓弧錐齒輪系疲勞壽命分析

鑒于圓弧錐齒輪的輪廓相對復(fù)雜，很難用MSC.Fatigue 方法進(jìn)行精準(zhǔn)預(yù)測。因此，針對圓弧錐齒輪通過觀察圓弧齒輪的損壞程度直接評估其疲勞壽命。圓弧錐齒輪小弧齒初始裂紋如圖4 所示。

圖4 圓弧錐齒輪小弧齒初始裂紋云圖

由圖4 可知，圓弧錐齒輪在其小端的受拉側(cè)出現(xiàn)了較為明顯的應(yīng)力集中現(xiàn)象，導(dǎo)致該處的壽命偏低，壽命不滿足大于50 000 h 的工作要求。

4 結(jié)論

絞車為煤礦生產(chǎn)必不可少的運(yùn)輸系統(tǒng)，其以行星傳動輪系、高速級錐齒輪輪系等組成。齒輪傳動作為當(dāng)前最主要的傳動方式之一，由于煤礦生產(chǎn)環(huán)境相對惡劣極易發(fā)生應(yīng)力集中或者疲勞損傷。因此，對絞車傳動系統(tǒng)可靠性和安全性評估尤為重要。本文對55 kW 地面提升絞車傳動系統(tǒng)的關(guān)鍵部件開展有限元分析，并對其疲勞壽命進(jìn)行評估，并總結(jié)如下：

1）行星輪系和圓弧錐齒輪系的主動和從動齒輪的應(yīng)力值均小于材料的許用應(yīng)力。

2）行星輪系的疲勞壽命滿足大于50 000 h 工作時間的要求；而圓弧錐齒輪由于存在應(yīng)力集中，其疲勞壽命不滿足大于50 000 h 工作時間的要求。