輪齒可拆換的采煤機行走輪結構設計與強度校核

王振乾

天地科技股份有限公司上海分公司 上海 200030

滾 筒采煤機牽引行走部將牽引電動機的輸出轉矩經過齒輪傳動系最終傳遞到行走箱，行走箱為開式傳動的減速箱，其中行走輪組件為行走箱傳動系中的最末級齒輪系。行走輪組件為采煤機牽引行走的執行機構，其行走輪和刮板輸送機的銷排以齒輪齒條的方式嚙合，驅動采煤機前進[1]。由于工作環境惡劣、銷排連接處節距和嚙合中心距會小范圍內波動[2-3]，造成行走輪和銷排的嚙合條件差，所以行走輪是采煤機最易損壞的易損件之一。行走輪常見的失效形式為未達到設計壽命的情況下，部分輪齒受沖擊載荷突然斷裂及齒面滲碳淬火層劇烈磨損等[4]。

一旦行走輪由于斷齒不能繼續使用，則需要更換處理。常規更換流程為首先從采煤機行走箱上拆解整個行走輪組件，然后再從行走輪組件上拆解、更換失效的行走輪。為了不嚴重影響生產，煤炭生產企業一般是用新行走輪組件直接替換失效的行走輪組件，將失效的行走輪組件從井下帶到地面維修車間，再更換行走輪。整個更換過程一般耗時最少一個生產班。同時，輪齒斷裂的行走輪則整個報廢。

為了實現采煤機行走輪某齒斷裂后不用拆解整個行走輪組件而直接更換斷裂輪齒，以及循環利用行走輪的輪轂，筆者從結構設計角度，提出了一種輪齒可拆解和替換的分體行走輪，并校核了其強度。

1 可拆換輪齒的行走輪結構設計

采煤機行走箱及行走輪結構如圖 1、2所示。行走輪和刮板輸送機銷排的嚙合傳動屬于低速重載非共軛嚙合傳動范圍[5]，行走輪為非標準系列模數的大型非精密傳動齒輪，其模數由配套銷排的節距[6]確定，

式中：m為行走輪模數，mm；P為銷排節距，mm。

圖1 采煤機行走箱結構示意Fig.1 Structural sketch of walking box of shearer

圖2 行走輪組件Fig.2 Assembly of walking wheel

目前，刮板輸送機銷排節距有 125、147、172 mm等規格，由式 (1) 計算可知，采煤機行走輪最小模數m=39.79 mm。行走輪齒形一般為標準擺線、標準漸開線及復合曲線等。由于模數非標且大、齒形復雜，行走輪的齒形一般由成形銑刀一次加工成形。為保證低速重載傳動的可靠性，行走輪為采用低碳合金鋼材料、齒面滲碳淬火的硬齒面齒輪，如圖 3所示。傳統整體式行走輪生產過程中，輪齒的滲碳時間約占整個流程的 1/3以上。

圖3 整體行走輪Fig.3 Whole walking wheel

進入 21世紀以來，為了提高整體行走輪的使用壽命，業內對其進行了持續的改進，如采取加大模數及齒面滲碳淬火層深度[7]；基于提高嚙合性能而優化行走輪的齒廓曲線[8]；分析進口采煤機行走輪金相組織，對比優化國產行走輪材料及熱處理工藝[9]等。這些措施在一定程度上提高了行走輪的使用壽命，但均未從根本上解決因為輪齒斷裂后就必須更換整個行走輪以及更換周期長的問題。

針對上述問題，在保證整體互換性的前提下，筆者參考相關文獻[10]設計了一種輪齒可拆換的分體式行走輪，如圖 4所示，主要包括行走輪輪轂、輪齒、螺紋定位銷、防松墊圈等，從結構上將行走輪的每個輪齒與其輪轂分離，通過鍵、銷、螺釘等裝配起來，并保持其功能不變，以實現行走輪的輪齒可拆換及輪轂可重復利用。

圖4 可拆換輪齒的分體式行走輪Fig.4 Split walking wheel with detachable sprocket

分體式行走輪的輪齒模塊完全保持原整體行走輪輪齒的齒形參數、齒面特性和傳動特征，滲碳時，可以單獨對其輪齒模塊進行滲碳，整爐可全部放入該輪齒模塊，提高了滲碳的效率。同時，單獨的輪齒模塊滲碳后淬火時其淬裂的可能性也大幅降低。

分體式行走輪的每個輪齒模塊在圓周方向上與輪轂通過卡槽內的 2個扇形面小過盈配合定位，在軸向上與輪轂通過螺紋定位銷的圓柱銷段過盈配合定位。輪齒模塊與輪轂的連接緊固通過螺紋定位銷的螺紋預緊力完成，螺紋定位銷的防松由螺紋定位銷沉頭螺釘頭下的防松墊圈完成。原整體行走輪每個輪齒上法向力 (有效牽引力) 由輪齒根部承載，而分體式行走輪每個輪齒模塊的法向力 (有效牽引力) 由行走輪輪轂扇形卡槽止口和螺紋圓柱銷共同承擔。具體有效牽引力轉矩在行走輪輪轂扇形卡槽止口和螺紋圓柱銷之間的分配與輪轂輪緣厚度、螺紋銷直徑、行走輪齒數及模數有關。筆者研究的分體式行走輪模數為 46.79 mm，齒數為 11，螺紋銷直徑為 30 mm，輪緣厚度為 62 mm。采煤機 46.79 mm模數行走輪對應配套刮板輸送機 147 mm節距的無鏈牽引系統，其最大可承載的牽引力為1 000 kN。按 0.8的安全系數加載，共加載 800 kN牽引力，經計算，直徑為 30 mm實心強化調質處理螺紋銷可承載 300 kN的剪切力，所以按螺紋圓柱銷承擔有效牽引力轉矩的 37.5%、輪轂扇形卡槽止口承擔62.5% 分配。

根據吳衛東等人關于整體行走輪光彈試驗輪齒受力區域的研究成果[11]，要求每個輪齒模塊齒根下方的實體徑向尺寸a至少需要達到相應行走輪模數m的 1.2倍，即a≥1.2m；每個輪齒模塊圓周方向實體角度α≥ (360/2Z+5)°(Z為行走輪齒數)，如圖 5所示。行走輪輪轂上相應卡槽尺寸與每個輪齒模塊對應配合。

圖5 輪齒模塊關鍵尺寸Fig.5 Key dimensions of sprocket module

2 分體式行走輪強度校核

由于行走輪輪齒的可拆換性及結構尺寸即可保證其齒根在主受力范圍內[12]，所以對單獨的輪齒模塊不再做強度校核。對于行走輪輪轂，主要承受輪齒模塊通過螺紋定位銷和扇形卡槽配合面傳遞的圓周力，使用相關有限元軟件計算校核。按以上計算的單側有效牽引力為 800 kN加載，模擬行走輪運行時和銷排重合度[13]略微大于 1的實際運行工況，將此有效牽引力全部加載到行走輪 1個輪齒模塊的分度圓上。經加載計算后，行走輪輪轂受力部位扇形卡槽配合面的有效Von Mises綜合最大應力為 834 MPa。行走輪常用材料為低碳 Cr、Ni合金鋼，經適當熱處理后，其抗拉強度可達 1 300 MPa。經有限元計算的綜合 Von Mises應力遠低于材料的許用應力，安全系數≥1.55。輪齒有限元網格劃分如圖 6所示，加載方式及載荷如圖 7所示，應力云圖如圖 8所示。

圖6 輪齒網格劃分Fig.6 Mesh division of sprocket

圖7 加載方式及載荷Fig.7 Loading mode and load

圖8 分體式行走輪應力云圖Fig.8 Stress contours of split walking wheel

螺紋定位銷的預緊力矩[14]

式中：K為擰緊力矩系數；F為預緊力，N；d為螺紋公稱直徑，mm。

按強度為 12.9級的 M24標準螺距螺釘計算，最終預緊力約為 410 kN。經采煤機整機受力校核，此預緊力能滿足行走輪齒軸向力要求。

3 預期效果

首先，將傳統整體行走輪上每個輪齒從行走輪輪轂上剝離出來，從而實現單獨輪齒斷裂等損壞后可拆換而不用報廢整個行走輪，提高了設備的利用率，從結構設計上降低生產廠家設備成本，同時降低設備使用方的備品備件庫存和品類；其次，當輪齒可單獨拆換后，行走輪有部分齒損傷后維修時，不用將整個行走輪從行走輪組件上拆解下來，從而避免了拆、裝過程中對行走輪組件中軸承、密封件等完好零件的損傷，提高了行走輪組件的使用壽命；第三，分體式行走輪結構將推動實現每種模數 (目前有 39.79、46.79、54.75 mm) 行走輪輪齒模塊在行業內的標準化和系列化，經過試驗后可實現行走輪輪齒模塊像滾筒鎬型截齒一樣系列化和標準化，方便用戶；第四，目前采煤機行走輪的熱處理工藝主要是對齒面的滲碳淬火，如滲碳層深 3 mm將耗時至少需要 100 h，而單獨對小的輪齒模塊進行滲碳熱處理將提高每爐的裝爐量和熱處理效率，相對整體行走輪淬火，單獨對小的輪齒模塊淬火降低了淬裂報廢的可能性；最后，因單獨輪齒損壞或磨損時僅需更換單獨的輪齒模塊，降低了設備的維修時間，降低了維修人員的勞動強度，提高了采煤機的開機率。

初步預計，這種可拆解、替換輪齒的分體式行走輪將降低備件成本至少 65%。

4 結語

為解決采煤機行走輪組件中行走輪某齒斷裂后，不用拆解整個行走輪組件而直接更換斷裂輪齒及循環利用行走輪的輪轂，從結構設計角度提出了一種輪齒可拆換的分體式行走輪。從結構設計、強度校核及預期效果等方面進行了分析，理論認為這種可拆換輪齒的分體式行走輪結構可進入產品試驗階段。