掘進機行星減速器的設計與強度校核

白麗軍

(山西陽煤寺家莊煤業有限責任公司，山西 晉中 045300)

0 引言

掘進機廣泛應用于隧道、地鐵和礦井巷道等工程領域，掘進速度、效率和可靠性對其具有重要意義。廣泛應用于煤礦領域的EBZ135掘進機是一種懸臂式巷道掘進機，主要適用于煤礦巷道的掘進，其截割頭的轉矩和功率由電動機通過行星減速器傳遞。本文以EBZ135型掘進機中的行星減速器為研究對象，對其進行結構設計及強度校核。

1 掘進機行星減速器結構設計

常用掘進機的行星減速器為二級行星傳動，在第一級傳動中，輸入軸對太陽輪施加扭矩，太陽輪轉動，使與之嚙合的行星輪轉動，行星輪同時受固定的內齒圈的約束繞著太陽輪運動，就像天體物理中的行星圍繞太陽旋轉一樣。一般情況下行星輪為3個，從而使作用于每個行星輪的功率變為1/3，實現了功率分流。掘進機二級行星減速器結構示意圖如圖1所示。

圖1 掘進機二級行星減速器示意圖

1.1 一級行星齒輪基本參數

通過調研掘進機廠家的技術參數，獲得了掘進機行星減速器一級行星傳動齒輪的具體參數，如表1所示。

本文分析的掘進機行星減速器一級傳動的中心輪材料為17CrNiMo6，經滲碳淬火等熱處理后表面硬度可達HRC50～HRC60，為典型的硬齒面齒輪。

1.2 中心距的計算

有限元建模后，需要對齒輪進行裝配，而裝配的關鍵參數為中心距a，所以對不同情況下齒輪的中心距進行計算。

表1 一級行星齒輪基本參數

(1) 當外嚙合齒輪為標準齒輪時，中心距計算公式為：

a=m·(z1+z2)/2.

(1)

其中：m為模數；z1和z2分別為行星輪和太陽輪的齒數。

(2) 當外嚙合齒輪為變位齒輪時，中心距計算公式為：

a=m·(z1+z2)/2+(x1+x2)·m.

(2)

其中：x1和x2分別為行星輪和太陽輪的變位系數。

(3) 當內嚙合齒輪為標準齒輪時，中心距計算公式為：

a=m·(z1-z2)/2.

(3)

(4) 當內嚙合齒輪為變位齒輪時，中心距計算公式為：

a=m·(z1-z2)/2-(x1-x2)·m.

(4)

本設計中，當外嚙合齒輪和內嚙合齒輪采用變位齒輪時，將參數代入式(2)和式(4)計算得到的太陽輪與行星輪中心距分別為119.039 mm和115.88 mm。

2 模型的建立

根據上述齒輪參數，應用目前主流的三維建模軟件Solidworks對掘進機減速器的一級行星齒輪進行三維實體建模。

模型建好后對齒輪進行裝配，如圖2所示。根據已經建立的模型將太陽輪與行星輪導入一個裝配文件中，由于兩個齒輪都是變位齒輪，齒輪面不好接觸，因此采用在太陽輪與行星輪模型中分別建立一條線，其中一條過中心與齒頂中點，另一條過中心與齒根中點，然后將這兩條線重合即可。

3 強度校核

本減速齒輪采用漸開線齒廓，其形狀決定了在過渡曲線變化處容易發生應力集中現象，其中主要部位為齒根過渡圓弧段，所以受力分析時要對齒輪齒根部進行強度校核。

行星減速器輸入端通過電機驅動，扭矩計算公式為：

(5)

其中：P為掘進機行星減速器輸入端功率；n為電機額定轉速；η為減速器的傳遞效率。

本設計電機型號為YBS-135 ，輸入功率P=135 kW，額定轉速n=970 r/min，減速器的傳遞效率η=0.95。將數值代入式(5)計算得T=1 263 N·m。

采用有限元軟件ANAYS對齒輪齒根進行強度校核。根據實際受力情況施加邊界條件：內齒圈外圈添加固定約束，中心太陽輪施加1 263 N·m的轉矩。行星輪組件及邊界條件如圖3所示。

圖2 齒輪裝配示意圖 圖3 行星輪組件及邊界條件

鑒于太陽輪齒數少，在加工過程中容易產生根切，是行星機構中最為薄弱的齒輪，特別是其齒根部位，所以本文對太陽輪進行 靜力學分析，得到的結果如圖4所示。

由圖4可知，太陽輪最大應力位置為受載齒輪根部，最大應力為918 MPa，齒輪齒根部位的應力集中容易出現斷齒現象；最大變形為0.9 mm，位于太陽輪受載齒對面齒的頂端部位。

仿真分析結果與理論分析結果相類似，說明了有限元分析的有效性。

圖4 太陽輪有限元分析結果

4 結語

針對掘進機行星減速器一級齒輪容易失效問題，提出了一種基于有限元的強度分析方法。應用ANSYS軟件對掘進機行星減速器第一級傳動中的太陽輪進行有限元分析，分析結果與前期設想結果較為吻合，驗證了有限元法對該行走輪分析的有效性。

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