采煤機截割部殼體振動特性分析

劉曉輝，譚長均，陳俊鋒

（中國礦業大學 機電學院，徐州 221008）

0 引言

采煤機截割部工作時相比其他部件承受較大的載荷。其中，截割部殼體在工作過程中受到巨大載荷作用會引發共振而產生變形和扭轉振動，所以在對截割部殼體進行設計時，不僅要使其滿足剛度和強度條件，而且要使其避免發生共振。

在此之前，多篇文章均對采煤機截割部的振動進行了研究。如張等[1,2]對截割部存在的振動及其頻率進行了研究，為研究截割部振動奠定了基礎；吳等[3,4]通過模態分析方法對截割部殼體自振頻率進行了研究；但這些研究大多不能給出避免截割部殼體共振的方法。本文對截割部殼體進行了振動特性分析，并給出了截割部傳動系統進一步設計和結構優化的具體方法。

1 截割部振動頻率分析

截割部振動的各種頻率主要包括截割電機振動頻率、截割部傳動系統振動頻率和螺旋滾筒旋轉截割振動頻率。

1.1 電機振動頻率

采用工頻電源供電的電機，轉子的旋轉頻率均稍低于25Hz。電機在正常工作時，會產生兩倍電源頻率的振動，所以電機的振動頻率一般接近于50Hz。

1.2 截割部傳動系統振動頻率

截割部傳動系統的振動主要由齒輪的嚙合振動引起，齒輪振動頻率為轉軸旋轉頻率乘以齒輪齒數（f＝nZ / 60），各級嚙合振動頻率分別為514.51Hz, 274.4Hz, 132.69Hz, 51.3Hz。

1.3 螺旋滾筒旋轉截割振動頻率

螺旋滾筒載荷波動主要與滾筒轉速和葉片、截齒的排列布置有關。其中，由滾筒轉速引起的波動頻率為：

式中n為滾筒轉速，r/min。

由葉片頭數引起的波動頻率為：

式中Z為葉片頭數。

葉片截齒排列對載荷波動的影響主要包括兩方面，一是與截線截齒有關的波動頻率：

式中m為截線截齒數。

二是與兩相鄰截齒之間的夾角有關的波動頻率：

式中a為兩相鄰截齒之間的夾角，rad。

由端面截齒的排列布置引起的波動頻率為：

式中k為端面截齒數。

螺旋滾筒的參數：滾筒轉速n＝35r/min，葉片頭數Z＝3，截線截齒數m＝3，兩相鄰截齒之間的夾角a＝0.22rad，端面截齒數k＝30則有f0＝0.583Hz, f1＝f2＝1.75Hz, f3＝16.65Hz, f4＝17.49Hz。

2 截割部殼體的模態分析

2.1 截割部殼體的實體模型建立

利用Solidworks建立采煤機截割部殼體模型,并將模型簡化后導入ANSYS Workbench中。

2.2 模型的網格劃分

對模型進行自由網格劃分，共有27511個單元，49815個節點。

2.3 施加載荷

本文對截割部殼體進行預應力模態分析。

1） 截割部殼體的受力分析及載荷施加

采煤機有關參數：截割功率P＝500kw，滾筒轉速n＝35r/min，滾筒直徑D＝1.6m，牽引速度vq＝10.1m/min，適應傾角b≤30°，牽引力F＝620kN，機重M＝55t。

采煤機在工作過程中，滾筒受到推進阻力Fx、截割阻力Fy和軸向力Fz作用，如圖1所示。

圖1 截割部受力分析

滾筒所受推進阻力為：

滾筒所受截割阻力為：

滾筒所承受的軸向力為：

式（1） （3）中：G—機身重力，G＝Mg

f—摩擦系數，取f＝0.1

k—修正系數，取k＝1.2

根據以上受力分析，如圖1所示對模型施加三種載荷，并采用多點對稱方式加載[3]。

2） 施加邊界約束

邊界約束處理為四個殼體耳座連接施加圓柱約束，同時一組鉸接孔面施加軸向的位移約束。

2.4 求解及結果分析

對模型進行求解后，提取12階模態，各階頻率見表1。

表1 殼體12階固有頻率

3 殼體的振動特性分析及結構優化

3.1 殼體振動特性分析

本文不考慮截割部不同部位相互影響，僅對各部位單獨進行分析。

3.1.1 電機振動的影響

電機的振動頻率一般接近于50Hz，其與殼體一階固有頻率61.59Hz接近。所以，在第一階振態如圖2所示處極易發生共振。但第一階振動變形主要集中在截割部滾筒端與行星機構的連接處。觀察電機安裝處并無明顯變形，所以，電機振動幾乎不會給殼體造成危害。

3.1.2 截割部傳動系統振動的影響

傳動系統第一級嚙合振動頻率為514.5Hz與第十階頻率很接近，極易發生共振，觀察其總變形如圖2所示。

現只分析第一級傳動部分附近的變形，可以看出，變形較為明顯，說明第一級嚙合振動會造成殼體的這一部分較為嚴重的變形，必須采取措施避免過大的振動變形。首先，可以在不改變傳動比的情況下，改變齒輪傳動的齒數。若適量增加齒數,則要注意傳動系統的第一級最大齒不能和第三級最小齒干涉（見圖1）；但通過改變齒數避免共振有局限性，比如此傳動級若分別偏大和偏小改變齒數選擇23和19齒，則計算所得的嚙合頻率分別為563.5Hz和465.5Hz分別非常接近于第十一和第九階固有頻率，所以此處改變齒數并不能解決問題。其次，也可以優化結構，結構優化及其效果將于后文敘述。

圖2 第一、十階振態

第二級與第三級傳動齒輪的嚙合振動頻率分別為274.4Hz和132.6Hz，都較遠的避開了固有頻率，不會對殼體有不良影響。

行星級齒輪嚙合振動頻率為51.3Hz也與殼體一階固有頻率61.59Hz相差不大。所以，在第一階振態（見圖2）處極易發生共振。觀察第一階振態在行星機構處的變形情況，變形主要集中在截割部滾筒端與行星機構的連接處。由此說明發生共振時，將會嚴重破壞連接螺栓的配合，造成截割頭更大的振動。

3.1.3 滾筒旋轉截割時產生振動的影響

滾筒旋轉截割振動頻率約在0.6Hz至20Hz之間，遠小于最小固有頻率，所以不會對殼體有不良影響。

3.2 殼體的結構優化

為了避免殼體因出現共振而引起較大故障，針對以上問題對殼體進行結構優化，在傳動系統的截二、截三軸（見圖1）兩側加側板，截割部滾筒端圓周加肋板如圖3所示。

對優化后的模型進行模態分析，提取12階模態，各階頻率見表2。

表2 優化后殼體12階固有頻率

與優化前模態分析結果相比，各階模態都相對增加，遠遠避開了截割部所存在的各種振動頻率，優化效果明顯。

4 結論

1）截割部殼體最終的振動情況受傳動系統影響；為了運行平穩，并不是齒數越多越好。

2）同時，殼體自身結構決定了其固有頻率，為了避免共振，可以改變傳動系統設計方案，也可改變殼體的結構。

3）傳動系統不同傳動級的振動具有不同的特征頻率，并且會交叉傳遞、互相影響，研究傳動系統振動的耦合是將來研究截割部振動特性的趨勢。

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