趙重生

（晉能控股煤業(yè)集團(tuán)朔州煤電有限公司，山西 懷仁 038300）

引言

采煤機(jī)是煤礦井下綜采作業(yè)的核心，其運(yùn)行時的穩(wěn)定性和可靠性直接決定了井下綜采作業(yè)的效率和可靠性。采煤機(jī)在工作時，依靠搖臂端部的截齒將煤炭從煤壁上切割下來，在截割的過程中會受到截割載荷的沖擊作用，導(dǎo)致?lián)u臂殼體發(fā)生變形，進(jìn)而影響到搖臂傳動機(jī)構(gòu)內(nèi)齒輪的嚙合情況，加速齒輪磨損、斷齒等，給井下的綜采作業(yè)安全帶來了嚴(yán)重的隱患。

為了提升采煤機(jī)搖臂的運(yùn)行安全性，本文利用RecurDyn 仿真分析軟件[1]對采煤機(jī)搖臂在工作狀態(tài)下的受力進(jìn)行仿真分析，獲取了搖臂結(jié)構(gòu)薄弱點(diǎn)，針對性地提出了優(yōu)化建議，根據(jù)仿真分析結(jié)果表明，搖臂傳動機(jī)構(gòu)在受力過程中其最大應(yīng)力集中發(fā)生在搖臂殼體傳動軸配合位置的柱窩區(qū)，通過對端部的傳動軸配合位置進(jìn)行加強(qiáng)同時對各傳動軸接觸位置的柔性中心點(diǎn)進(jìn)行調(diào)節(jié)，降低傳動軸和接觸點(diǎn)接觸時的壓力，實(shí)現(xiàn)了將齒輪平均嚙合力降低為優(yōu)化前的59.3%，顯著提升了采煤機(jī)搖臂傳動機(jī)構(gòu)的運(yùn)行穩(wěn)定性和可靠性。

1 采煤機(jī)搖臂傳動機(jī)構(gòu)模型建立

為了對采煤機(jī)搖臂傳動機(jī)構(gòu)的運(yùn)行受力情況進(jìn)行分析，利用三維建模軟件，以MG7180 采煤機(jī)為基礎(chǔ)，建立采煤機(jī)搖臂的三維結(jié)構(gòu)模型，在建模的過程中需要遵循以傳動軸為基本體，先在軸上建立中心點(diǎn)，并用中心點(diǎn)和參數(shù)對話框來構(gòu)建齒輪模型，該采煤機(jī)搖臂傳動系統(tǒng)中各傳動齒輪參數(shù)如表1 所示。

表1 傳動齒輪參數(shù)匯總表

在建立傳動軸承三維時，為了節(jié)約建模時間并提高分析的準(zhǔn)確性，采用系統(tǒng)自帶的軸承工具包建立軸承模型，建模完成后的采煤機(jī)搖臂傳動機(jī)構(gòu)三維模型如圖1 所示。

圖1 搖臂傳動機(jī)構(gòu)三維模型

為了滿足對采煤機(jī)搖臂傳動機(jī)構(gòu)受力分析的需求，本文以RecurDyn 仿真分析軟件為基礎(chǔ)，根據(jù)搖臂傳動系統(tǒng)中各個零部件的配合關(guān)系，設(shè)置相互的約束關(guān)系，滿足仿真分析的需求。

在設(shè)置傳動零件之間的接觸參數(shù)時，需根據(jù)采煤機(jī)搖臂傳動系統(tǒng)工作時的實(shí)際情況，確定各個接觸面上的接觸剛度，根據(jù)實(shí)測情況，設(shè)置齒輪之間相互嚙合時的接觸剛度為100 000 N/mm，其黏性阻尼為10 N·s/mm，設(shè)置傳動軸和傳動軸承之間的接觸剛度為120 000 N/mm，其阻尼為0.000 1 N·s/mm。

2 仿真參數(shù)設(shè)置

為了提高采煤機(jī)截割傳動機(jī)構(gòu)分析結(jié)果的準(zhǔn)確性，需要根據(jù)傳動系統(tǒng)的實(shí)際運(yùn)行狀態(tài)進(jìn)行仿真參數(shù)設(shè)置[2]。首先利用網(wǎng)格劃分軟件對采煤機(jī)搖臂劃分網(wǎng)格，為了提高仿真分析的準(zhǔn)確性和分析速度，因此在傳動區(qū)域、殼體與軸承、軸接觸的位置采用加密網(wǎng)格劃分方案，在殼體其他位置采用常規(guī)的網(wǎng)格劃分方案，網(wǎng)格劃分后的結(jié)構(gòu)如下頁圖2-1 所示。

根據(jù)采煤機(jī)驅(qū)動機(jī)構(gòu)所用材料，設(shè)置其彈性模量為180 000 MPa，材料密度設(shè)置為786×104kg/mm3，阻尼設(shè)置為1×10-4N·s/mm，剪切模量設(shè)置為78 720 kg/mm3，泊松比設(shè)置為0.3。采煤機(jī)在運(yùn)行過程中搖臂的負(fù)載主要來自于在截割過程中煤壁對截割機(jī)構(gòu)的反作用力，根據(jù)作用在截齒上截割阻力、側(cè)向阻力、牽引阻力的變化情況，通過MATLAB 仿真分析軟件的分析[3]，生成在一個周期內(nèi)的作用力波動曲線，如圖2-2 所示。

圖2 搖臂仿真建模及受力變化圖

3 仿真結(jié)果分析及優(yōu)化

將采煤機(jī)搖臂運(yùn)行時的作用力波動信息作為輸入信號，對搖臂傳動機(jī)構(gòu)在運(yùn)行過程中的受力進(jìn)行分析，結(jié)果如圖3 所示。

圖3 搖臂殼體仿真分析結(jié)果

由圖3-1 可知，采煤機(jī)搖臂傳動系統(tǒng)在受力過程中，其殼體受到交變的應(yīng)力作用，會使搖臂殼體產(chǎn)生應(yīng)力和變形，其最大變形發(fā)生在搖臂殼體傳動軸處，最大變形為11.7 mm。由圖3-2 可知，在受力過程中其最大應(yīng)力集中發(fā)生在搖臂殼體傳動軸配合位置的柱窩區(qū)，最大應(yīng)力約為441 MPa。因此在交變力的作用下導(dǎo)致?lián)u臂殼體發(fā)生變形，進(jìn)而影響到傳動軸的同心度，使傳動輪齒之間的接觸面變小[4]、嚙合力變大，嚴(yán)重影響采煤機(jī)搖臂的運(yùn)行安全性[5]。

針對仿真分析結(jié)果，需要重點(diǎn)對端部的傳動軸配合位置進(jìn)行加強(qiáng)，同時為了避免傳動齒輪偏位時對其他傳動軸接觸位置產(chǎn)生影響，需要對其他傳動軸接觸位置進(jìn)行同步加強(qiáng)，同時對各傳動軸接觸位置的柔性中心點(diǎn)進(jìn)行調(diào)節(jié)，降低傳動軸和接觸點(diǎn)接觸時的壓力[6]，優(yōu)化后的傳動軸搖臂結(jié)構(gòu)如圖4 所示，圖中上側(cè)的數(shù)字表示柔性中心點(diǎn)在x 軸方向上的位移，下側(cè)的數(shù)字表示柔性中心點(diǎn)在y 軸方向上的位移。

圖4 搖臂傳動系統(tǒng)殼體優(yōu)化結(jié)構(gòu)示意圖

同樣利用仿真分析的方法，在相同的參數(shù)配置下對優(yōu)化后搖臂傳動系統(tǒng)的齒輪嚙合力進(jìn)行研究，改進(jìn)前后的嚙合力對比如表2 所示。

表2 改進(jìn)前后的嚙合力對比 N

由實(shí)際對比結(jié)果可知，優(yōu)化后的齒輪平均嚙合力為優(yōu)化前的59.3%，極大地降低了在嚙合時的沖擊作用，提高了搖臂傳動系統(tǒng)的運(yùn)行穩(wěn)定性和可靠性。

4 結(jié)論

1）在建立傳動軸承三維模型時，為了節(jié)約建模時間并提高分析的準(zhǔn)確性，采用系統(tǒng)自帶的軸承工具包建立軸承模型；

2）為了提高仿真分析的準(zhǔn)確性和分析速度，在傳動區(qū)域、殼體與軸承、軸接觸的位置采用加密網(wǎng)格劃分方案，在殼體其他位置采用常規(guī)的網(wǎng)格劃分方案；

3）受力過程中其最大應(yīng)力集中發(fā)生在搖臂殼體傳動軸配合位置的柱窩區(qū)，最大應(yīng)力約為441 MPa；

4）通過對端部的傳動軸配合位置進(jìn)行加強(qiáng)同時對各傳動軸接觸位置的柔性中心點(diǎn)進(jìn)行調(diào)節(jié)，降低傳動軸和接觸點(diǎn)接觸時的壓力，實(shí)現(xiàn)了將齒輪平均嚙合力降低為優(yōu)化前的59.3%。