王子明

(國能神東煤炭集團機電管理部,陜西 神木 719300)

截割部作為采煤機重要組成結(jié)構(gòu),其工作性能直接決定著采煤機整體煤產(chǎn)量。然而結(jié)合實際情況來看,采煤機截割部實際生產(chǎn)過程中具有受力復雜等特點,極易導致截割部受損。同時,根據(jù)統(tǒng)計分析確認,采煤機截割部搖臂齒輪箱故障占采煤機整體故障的比例約為34.2%,可見采煤機截割部搖臂對采煤機整體運行存在較大影響。因此,通過構(gòu)建采煤機截割部剛?cè)狁詈夏Ｐ?獲取采煤機截割部搖臂的受力特點,再以此為基礎實施搖臂優(yōu)化設計,對現(xiàn)有采煤機相關研究進行豐富完善的同時,也可以為后續(xù)采煤機截割部搖臂結(jié)構(gòu)優(yōu)化設計提供參考,因而具有一定的理論價值和現(xiàn)實價值。

1 采煤機截割部剛?cè)狁詈夏Ｐ蜆?gòu)建

采用UG建模軟件、Hypermesh有限元前處理軟件、ANSYS有限元仿真軟件、ADAMS多體動力學軟件聯(lián)合構(gòu)建采煤機截割部剛?cè)狁詈夏Ｐ汀?/p>

首先,根據(jù)采煤機截割部基本結(jié)構(gòu),通過UG建模軟件構(gòu)建采煤機截割部各結(jié)構(gòu)件三維實體模型,并于軟件中進行虛擬裝配,裝配后的模型導入到ADAMS軟件中,形成采煤機截割部剛性體模型。在Hypermesh有限元前處理軟件中導入采煤機截割部搖臂三維幾何模型,并采用solid185單元對模型進行網(wǎng)格劃分。在搖臂各軸孔位置創(chuàng)建interface節(jié)點,該節(jié)點主要用于實現(xiàn)ADAMS軟件中運動副及負載的創(chuàng)建。在節(jié)點上劃分MASS21單元,使用Rigid單元連接主節(jié)點和周圍節(jié)點,構(gòu)建搖臂模型的剛性連接效果,實現(xiàn)模型載荷傳遞效果[1]。

其次,網(wǎng)格劃分和剛性區(qū)域構(gòu)建后,需為模型配置材料屬性,搖臂采用結(jié)構(gòu)鋼材料,此種材料密度為7 850 kg/m3、泊松比為0.3、楊氏模量為210 GPa。同時,為模型配置質(zhì)量單元,即將主節(jié)點上的MASS21單元實常數(shù)中的平動質(zhì)量和轉(zhuǎn)動質(zhì)量常數(shù)均配置為10-6[2]。通過Hypermesh軟件完成有限元前處理后,形成的搖臂模型如圖1所示。

圖1 搖臂柔性化模型Fig.1 Flexible model of rocker arm

最后,完成模型前處理以后,將模型文件輸出為*.cdb格式,并導入到ADNSY軟件中,于軟件中選中模型各主節(jié)點,導出模型對應設置。不過考慮到搖臂模型中所涉及的剛性區(qū)域較多,采用GUI模式選中主節(jié)點難度較大,所以采用先導入APDL再通過命令流輸出中性文件[3]。將柔性化模型和中性文件均導入到ADAMS軟件中,替換原有剛性體模型,形成采煤機截割部剛?cè)狁詈夏Ｐ汀？紤]到剛?cè)狁詈夏Ｐ头抡娣治鲞^程中對于計算機性能要求較高,所以為降低計算機運行壓力,在保障模型仿真分析結(jié)果精準性的情況下,僅對采煤機截割部中搖臂以及截三截四齒輪進行柔性化處理[4],所構(gòu)成的剛?cè)狁詈夏Ｐ腿鐖D2所示。

2 采煤機截割部剛?cè)狁詈蟿恿W分析

2.1 采煤機截割部轉(zhuǎn)速仿真分析

通過ADAMS軟件進行仿真分析后,獲取到采煤機截割部各關鍵部件轉(zhuǎn)速對比結(jié)果見表1。

圖2 采煤機截割部剛?cè)狁詈夏Ｐ虵ig.2 Rigid-flexible coupling model of shearer cutting part

表1 采煤機截割部各關鍵部件轉(zhuǎn)速對比Tab.1 Comparison of rotational speeds of key components of shearer cutting part

由表1可知,對采煤機截割部搖臂和齒輪進行柔性處理后,采煤機截割部各關鍵部件的轉(zhuǎn)速均方根結(jié)果相較于剛性體均方根結(jié)果更近似于理論值,一定程度上證明柔性化處理對模型仿真分析效果具有較大影響。同時,相較于搖臂柔性化處理,齒輪柔性化處理后期轉(zhuǎn)速影響相對較大[5]。不過表1中的結(jié)果均為仿真均方根結(jié)果,其無法有效反映采煤機截割部各關鍵結(jié)構(gòu)件每一時刻的仿真誤差情況,所以,還需要獲取各關鍵結(jié)構(gòu)件的誤差均值。

將仿真分析過程中所獲取到的各關鍵結(jié)構(gòu)件角速度結(jié)果導出至MATLAB軟件,于軟件中對各關鍵結(jié)構(gòu)件誤差均值進行計算分析,進而獲取到各關鍵結(jié)構(gòu)件仿真誤差分析結(jié)果見表2。

由表2可知,搖臂模型的柔性化處理可有效降低采煤機截割部各關鍵部件轉(zhuǎn)速仿真誤差,其原因在于搖臂模型柔性化處理后,在彈性變形以及系統(tǒng)阻尼的共同作用下,整體采煤機截割部系統(tǒng)的運行振動得到一定抑制[6]。同時,通過仿真誤差結(jié)果可知,齒輪柔性化處理將會增大截一軸至截四軸的轉(zhuǎn)速誤差,降低截五軸、一級行星架和二級行星架的轉(zhuǎn)速誤差,所以在綜合分析后,模型柔性化處理中僅實現(xiàn)搖臂、截三軸以及截四軸的柔性化處理,其他模型則不進行柔性化處理。

表2 采煤機截割部各關鍵部件轉(zhuǎn)速仿真誤差分析
Tab.2 Error analysis of rotational speeds simulation of

each key component of shearer cutting part

2.2 采煤機截割部加速度仿真分析

受限于文章篇幅,采煤機截割部加速度仿真分析過程采用截三軸和截五軸作為加速度仿真分析對象,根據(jù)剛?cè)狁詈夏Ｐ瓦M行加速度響應規(guī)律分析,進而獲取到采煤機截割部剛?cè)狁詈夏Ｐ椭腥嵝曰瘬u臂、柔性化齒輪以及柔性化搖臂齒輪的加速度仿真結(jié)果如下所示。

柔性化搖臂截三軸和截五軸加速度曲線和頻譜仿真分析結(jié)果如圖3、圖4所示,柔性化齒輪、柔性化搖臂齒輪的加速度曲線和頻譜仿真分析結(jié)果與其較為類似,在此將不再另行說明,以下直接說明仿真分析結(jié)果。

圖3 柔性化搖臂截三軸加速度曲線及頻譜結(jié)果Fig.3 Three axis acceleration curvses and spectrum results of flexible rocker arm section

圖4 柔性化搖臂截五軸加速度曲線及頻譜結(jié)果Fig.4 Five axis acceleration curves and spectrum results of flexible rocker arm section

通過角速度曲線仿真分析結(jié)果可知,搖臂柔性化處理后,采煤機截割部各關鍵結(jié)構(gòu)件的角速度振動幅度得到明顯增大;齒輪柔性化處理后,采煤機截割部各關鍵結(jié)構(gòu)件的角速度振動幅度明顯下降,但同時各關鍵結(jié)構(gòu)件的時域角加速度曲線卻表現(xiàn)出更強的無規(guī)律行特征。此外,根據(jù)角速度頻譜仿真分析結(jié)果可知,采煤機截割部各軸的加速度振幅在各級傳動嚙合基頻以及倍頻幅值均相對較大,并且該傳動嚙合基頻和倍頻在二級行星齒輪傳動嚙合基頻及其二倍頻區(qū)域還存在邊頻帶。

2.3 采煤機截割部嚙合力仿真分析

受限于文章篇幅,采煤機截割部嚙合力仿真分析過程采用截三齒輪和截四齒輪嚙合力、一級行星傳動系統(tǒng)中內(nèi)齒輪與行星輪嚙合力作為仿真分析對象,根據(jù)剛?cè)狁詈夏Ｐ瓦M行嚙合力相應規(guī)律分析,進而獲取到采煤機截割部剛?cè)狁詈夏Ｐ椭腥嵝曰瘬u臂、柔性化齒輪以及柔性化搖臂齒輪的加速度仿真結(jié)果如圖5、圖6所示。

通過仿真分析結(jié)果可知,搖臂柔性化處理后,搖臂的彈性變形有效抑制齒輪嚙合中所產(chǎn)生的振動頻率;齒輪柔性化處理后截三齒輪與截四齒輪嚙合力仿真分析結(jié)果與剛性齒輪下截三齒輪與截四齒輪嚙合力仿真分析結(jié)果對比后可知,齒輪柔性化處理后結(jié)果明顯偏大,其原因在于齒輪柔性化處理后,齒輪嚙合時的剛性體接觸變?yōu)槿嵝泽w接觸,導致齒輪嚙合過程中的單點接觸和線接觸變?yōu)槎帱c接觸和面接觸,而接觸區(qū)域的剛度性能未發(fā)生改變,使得接觸面積增大的同時,嚙合力水平得到明顯提升。不過對比齒輪柔性化處理后一級行星系統(tǒng)中的內(nèi)齒輪與行星輪嚙合力曲線可知,相較于截三齒輪與截四齒輪嚙合力,其曲線幅值變化較小。

圖5 柔性化搖臂截三齒輪嚙合力曲線及頻譜結(jié)果Fig.5 Meshing force curves and frequency spectrum results of flexible rocker arm′s third gear

另外,通過嚙合力頻譜對比分析可知,2組齒輪的嚙合力幅值在各級傳動嚙合基頻及倍頻區(qū)域均表現(xiàn)出幅值較大的特征,并且該傳動嚙合基頻和倍頻在二級行星齒輪傳動嚙合基頻及其二倍頻區(qū)域還存在邊頻帶。

2.4 采煤機截割部應力仿真分析

基于剛?cè)狁詈夏Ｐ?通過ADAMS軟件中的Contour Plots模塊獲取采煤機截割部響應云圖如圖7所示。

通過仿真分析對比可知,齒輪柔性化處理并不會對采煤機截割部搖臂應力造成顯著影響,并且齒輪柔性化處理前后,采煤機截割部搖臂最大應力區(qū)域也未發(fā)生變化;搖臂柔性化處理后,截三軸的10個最大應力點位置均出現(xiàn)變化;在搖臂柔性化處理前,截三軸所承受的最大應力值為422.577 MPa,而在搖臂柔性化處理后,截三軸所承受的最大應力值變更為434.458 MPa,相對來說最大應力值提高2.8%;由于截四齒輪所承受的最大應力值較小,所以在研究中不對其進行分析考慮。

圖7 采煤機截割部應力云圖Fig.7 Stress nephogram of shearer cutting part

采煤機搖臂所承受的應力主要集中在以及內(nèi)齒圈固定區(qū)域、搖臂兩側(cè)端部區(qū)域、截一軸軸承座區(qū)域;軸三軸所承受的應力主要集中在截三軸大小齒輪的中間軸頸部區(qū)域。不過考慮到應力云圖無法精準反映各應力節(jié)點實際分布情況,所以還需要對剛?cè)狁詈夏Ｐ椭薪厝S齒輪分別于截二軸齒輪和截四軸齒輪過程進行仿真分析,進而獲取嚙合過程中各節(jié)點應力變化響應特征。

如圖8和圖9所示,搖臂節(jié)點1579和截三軸節(jié)點1579的最大應力值均出現(xiàn)于0.1 s內(nèi),而該時間段為采煤機截割部啟動階段,待截割部進入平穩(wěn)運行階段后,兩節(jié)點上的最大應力值均相對較小。同時,進一步分析各柔性體結(jié)構(gòu)件在采煤機截割部平穩(wěn)運行后的最大應力變化可知,搖臂的最大應力未出現(xiàn)較大變化,而截三軸最大應力為350 MPa,均處于標準范圍內(nèi)?？傮w來說,采煤機截割部搖臂應力富余較大。為提高采煤機截割部搖臂經(jīng)濟性水平,應對采煤機截割部搖臂結(jié)構(gòu)進行適當優(yōu)化調(diào)整。

圖8 搖臂節(jié)點1579處應力響應曲線Fig.8 Stress response curves at rocker arm node 1579

圖9 截三軸節(jié)點1579處應力響應曲線Fig.9 Stress response curves at section triaxial node 1579

3 采煤機截割部搖臂優(yōu)化設計

3.1 搖臂瞬態(tài)分析

采用UG模型構(gòu)建軟件構(gòu)建采煤機截割部搖臂三維幾何模型,適當簡化模型中螺栓孔、小倒角等非必要結(jié)構(gòu),將模型導入到ANSYS軟件中,通過模型中的Transient Structural模塊進行仿真分析。

通過ANSYS軟件中的Model模塊為采煤機截割部搖臂添加結(jié)構(gòu)鋼材料基本屬性,并采用四面體單元進行模型網(wǎng)格劃分。由于采煤機截割部搖臂與提升托架之間采用長銷相連,在模型中為搖臂連接孔施加全約束,并在ADAMS軟件中提取出搖臂的三向力數(shù)據(jù),為ASNYS軟件中搖臂對應位置配置三向力。最終所構(gòu)建出的采煤機截割部搖臂有限元仿真模型如圖10所示。

圖10 采煤機截割部搖臂有限元仿真模型Fig.10 Finite element simulation model of rocker arm of shearer cutting part

基于有限元仿真模型實施仿真分析,獲取到如圖11所示的仿真分析結(jié)果。

圖11 采煤機截割部搖臂等效應力云圖Fig.11 Cloud chart of equal force of rocker arm of shearer cutting part

由圖11可知,采煤機搖臂應力主要集中在電機箱過渡區(qū)域,綜合分析后確認此種情況成因為幾何模型過渡不平滑。

3.2 搖臂優(yōu)化設計

在實施采煤機搖臂優(yōu)化前,應先確定優(yōu)化設計三要素,即設計變量、優(yōu)化目標以及約束條件[7]。搖臂優(yōu)化設計主要針對平行軸齒輪傳動部分以及新型傳動部分搖臂壁厚進行優(yōu)化調(diào)整,因而搖臂優(yōu)化設計屬于多目標優(yōu)化設計,具體優(yōu)化中選取兩部分搖臂壁厚作為設計變量,設計目標則是減小搖臂重量,提高采煤機截割部啟動節(jié)點搖臂最大應力。

基于以上設計三要素,具體設計中主要考慮搖臂質(zhì)量以及瞬態(tài)分析結(jié)果,但由于采煤機搖臂上存在焊接結(jié)構(gòu),為保障采煤機搖臂綜合性能,應盡可能避免搖臂壁厚過低。綜合分析后,將采煤機截割部搖臂平行軸傳動部分的壁厚設置為110～140 mm,行星傳動部分壁厚設置為60～80 mm。

考慮到搖臂不同區(qū)域所采用的材料存在一定差異,為保障采煤機截割部搖臂應用中安全性,將搖臂最大屈服強度設置為400 MPa。同時,結(jié)合采煤機惡劣的工作環(huán)境以及工作復雜,具體設計中將搖臂安全系數(shù)設置為2.5[8],進而獲取到搖臂最大應力上限為160 MPa。

采用ANSYS軟件中響應面優(yōu)化模式對搖臂殼體進行優(yōu)化設計,進而獲取到平行軸傳動部分搖臂壁厚最佳參數(shù)為110 mm,行星傳動部分搖臂壁厚最佳參數(shù)為60 mm。

4 采煤機截割部搖臂優(yōu)化設計的工程應用

根據(jù)仿真分析方法確認采煤機截割部搖臂存在較大的可優(yōu)化空間,并采用ANSYS軟件中的響應面優(yōu)化模式對搖臂殼體進行優(yōu)化設計[9],進而獲取到平行軸傳動部分搖臂壁厚最佳參數(shù)為110 mm,行星傳動部分搖臂壁厚最佳參數(shù)為60 mm。為確認優(yōu)化設計的應用價值,以某煤礦MG1000/2500-WD型采煤機為研究對象,對采煤機截割部搖臂殼體參數(shù)進行優(yōu)化調(diào)整,并對其他結(jié)構(gòu)進行適當優(yōu)化,并保證采煤機截割部搖臂的綜合應用效果。

為優(yōu)化后的采煤機截割部配置加速度傳感器、振動傳感器等多種智能傳感器,用于采集優(yōu)化后采煤機截割部搖臂綜合應力變化,獲取更為精準有效的應用數(shù)據(jù)參數(shù)的同時,也一定程度上保障優(yōu)化后采煤機截割部搖臂的應用安全性,落實煤礦安全生產(chǎn)相關要求。在經(jīng)過1個月的工程應用后,將期間采集的數(shù)據(jù)進行進行歸納匯總,進而將優(yōu)化后采煤機截割部搖臂參數(shù)及受力數(shù)據(jù)與優(yōu)化前搖臂參數(shù)及受力數(shù)據(jù)進行匹配對比,進而形成表3和圖12中的優(yōu)化前后參數(shù)及受力數(shù)據(jù)對比分析結(jié)果。

表3 采煤機截割部搖臂優(yōu)化前后參數(shù)及受力數(shù)據(jù)對比Tab.3 Comparison of parameters and force data before and after optimization of shearer cutting part rocker arm

圖12 優(yōu)化后采煤機截割部搖臂最大應力曲線Fig.12 Maximum stress curves of rocker arm of shearer cutting part after optimization

5 結(jié)語

綜上所述,以MG1000/2500-WD型采煤機為研究對象,通過剛?cè)狁詈蟿恿W分析方法對采煤機截割部進行動力學仿真分析,進而指出采煤機截割部搖臂存在較大的可優(yōu)化空間,并采用ANSYS軟件中的響應面優(yōu)化模式對搖臂殼體進行優(yōu)化設計,所獲取的優(yōu)化設計應用于工程實踐后確認具有較高應用價值,可在后續(xù)采煤機截割部搖臂結(jié)構(gòu)優(yōu)化設計中進行參考應用。