采煤機搖臂傳動系統關鍵部位有限元分析

楊旭瞳

（西山煤電西銘礦調度一室掘進三隊， 山西 太原 030053）

引言

采煤機為綜采工作面的關鍵設備，對于煤層結構復雜的工作面而言，對采煤機各個分系統的性能和可靠性提出了更高的要求。搖臂作為控制采煤機滾筒截割高度的部件，其傳動系統內部齒輪的故障數占采煤機總故障數的60%左右[1]。因此，需從理論和實踐中掌握采煤機搖臂傳動系統的適應性和可靠性，研究齒輪傳動系統的振動規律。本文著重對采煤機搖臂傳動系統的關鍵部位進行有限元分析。

1 采煤機搖臂傳動系統概述

本文以應用較為廣泛的雙滾筒采煤機為研究對象，對其搖臂傳動系統關鍵部件進行研究。雙滾筒采煤機主要包括有電機、搖臂、截割部、行走部以及輔助裝置等。搖臂為采煤機的關鍵部件，其主要功能是完成工作面落煤、裝煤和輸煤的任務，搖臂分系統的性能在一定程度直接決定采煤機的截割效率，并且其是降低采煤機能耗的關鍵部件[2]。基于搖臂傳動系統實現采煤機滾筒根據工作面煤層的變化情況對其截割高度和截割深度進行實時控制，在保證采煤機截割率的同時，提升采煤機的自適應截割特性。搖臂傳動系統結構如圖1所示。

圖1 搖臂傳動系統結構示意圖

如圖1所示，搖臂傳動系統將其電機的動力通過多組軸組件傳遞至行星機構，滿足采煤機適應工作面煤層的調高要求。此外，要求搖臂傳動系統具有良好的潤滑、散熱以及高傳動效率的功能。

2 搖臂傳動系統模型的建立

2.1 零部件模型的建立

搖臂傳動系統模型的搭建需根據采煤機實際參數完成各級齒輪、搖臂殼體、行星架以及軸等部件模型的搭建，并根據各部件的相互關系完成裝配，最終完成搖臂傳動系統模型的搭建。本文著重對搖臂傳動系統中各級齒輪及搖臂殼體進行有限元分析[3]。因此，齒輪模型的正確性尤為重要，搖臂傳動系統包括有定軸齒輪、一級齒輪和二級齒輪，建立齒輪模型的參數如表1所示。

表1 搖臂傳動系統齒輪參數

鑒于篇幅有限，此處不一一列舉齒輪、殼體以及軸等零部件的模型。

2.2 搖臂傳動系統模型的裝配

搖臂傳動系統模型整體裝配前還需完成復合行星齒輪以及軸系部件的裝配。其中，復合行星齒輪包括有太陽輪、內齒圈以及行星輪[4]。軸系部件裝配過程中尤其需注意齒輪內孔與軸心線是否對齊、齒輪端面與軸肩是否對齊以及齒輪內孔鍵槽是否與軸上的鍵槽對齊。而且，完成裝配后還需基于Pro/E的功能對模型進行干涉檢查。

基于Pro/E所搭建搖臂傳動系統的三維模型如圖2所示。

圖2 搖臂傳動系統三維模型

3 搖臂傳動系統關鍵部件的有限元分析

將Pro/E所搭建的三維模型導入ANSYS軟件中，根據搖臂傳動系統中各零部件及分系統之間的關系為搖臂傳動系統三維模型添加相關約束（旋轉福和固定副）。本文所研究采煤機的具體型號為MG900/2400，該型采煤機截割系統電機的額定功率為900 kW，電機額定轉速為1 487 r/min；在實際截割過程中，搖臂滾筒所承受的平均負載值為267 240 000 N/mm。故，為采煤機搖臂系統有限元仿真分析設定如圖3所示的驅動和負載曲線。

圖3 搖臂傳動系統模型驅動及負載曲線

3.1 齒輪的有限元分析

MG900/2400采煤機搖臂傳動系統齒輪所選用的材料類型為18Cr2Ni4WA，屬于滲碳鋼；該碳鋼的密度為7 800 kg/m3，彈性模量為1×105，泊松比為0.3。將上述參數在有限元模型中完成設置后，對復合行星齒輪進行網格劃分后，開始搖臂傳動系統齒輪的有限元分析，分別對一級行星齒輪和二級行星齒輪中各個齒輪的應力值進行仿真分析。仿真結果如下：

1）在兩個復合行星傳動系統中，太陽輪所承受的應力值大于行星輪所承受的應力值，從而導致在實際應用中太陽輪的故障率高于行星輪；

2）在齒輪相互嚙合的區域，分布于齒輪的最大應力位置為齒輪的節圓處和齒根圓處；

3）一級復合行星齒輪中的最大應力值在太陽輪的節圓處，且最大應力值為330MPa；二級復合行星齒輪中的最大應力值同樣位于其太陽輪的節圓處，且最大應力值為275MPa。兩級行星齒輪的最大應力值均遠小于材料的屈服極限835MPa。即，經有限元分析得知兩級行星齒輪的可靠性和安全系數極高。

3.2 搖臂殼體的有限元分析

采煤機在實際截割任務中，由于工作面煤層負載的變化使得滾筒所承受的載荷為不斷變化的，與滾筒對應搖臂所承受的載荷也屬于交變狀態，從而影響搖臂的振動，最終搖臂將殼體上的振動傳遞至截割電機[5]。為驗證搖臂傳動系統的可靠性，本節基于ANSYS對搖臂殼體進行模態分析。

搖臂殼體的材料為30CrNiMo，根據材料屬性完成模型中的參數設置，并完成對搖臂殼體的網格劃分。針對采煤機搖臂殼體的模態分析，所模擬的工況為：保證滾筒截割高度不變，調節液壓油缸，實現對同一高度煤層的開采。根據上述工況，完成搖臂殼體的約束設置，并對 51 Hz、67 Hz、132 Hz、172 Hz、192 Hz、235 Hz六種頻率下的模態進行分析。鑒于篇幅有限，此處不一一列舉各階模態結果。仿真結果分析如下：

一階、二階、三階、四階以及五階模態的最大振幅位于搖臂殼體的行星頭部；六階模態的最大振幅位于行星頭部和搖臂的電機位置；而且不同模態振型搖臂殼體頭部所擺動的區域不同，所圍繞的軸也不同，如表2所示。

表2 模態振型擺動情況

綜上所述，采煤機搖臂殼體的最大變形位置在行星頭、截割電機以及搖臂的中間位置。

4 結語

1）搖臂傳動系統所承受最大應力的齒輪為兩級行星齒輪輪系中的太陽輪，且一級行星齒輪中太陽輪的應力值大于二級行星齒輪中太陽輪的應力值；

2）在實際截割過程中，由于搖臂中部剛度較小導致行星頭變形嚴重。