掘進機截割減速器振動問題分析與改進

姚喜林，原云飛

（晉城金焰機電有限責任公司，山西 晉城 048000）

引言

截割部分作為掘進機直接破煤機構，其工作條件復雜，出現各類故障的頻次較高，現已引起廣泛關注。相關統計發現，截割減速器作為截割部分的核心傳動部件，其出現故障的概率最高，尤其是第一級行星齒輪傳動位置經常出現齒輪破壞，嚴重影響掘進機的工作效率，限制煤炭企業產量的進一步提升[2-4]。截割減速器受力多為動載荷，如煤炭撞擊力、電機驅動力等，均會引起截割減速器的振動，是截割減速器故障率高的主要原因[5-6]。因此以某型號掘進機截割減速器為研究對象，分析截割減速器振動明顯的原因，提出降低振動的具體措施。

1 截割部組成及問題

截割部作為掘進機極其重要的部件，其組成包括截割電機、聯軸器、截割減速器、懸臂結構、截割頭等，連接關系如圖1所示。掘進機運行過程中的動力來源于截割電機，由截割電機產生的動力經聯軸器和截割減速器傳輸至截割頭位置進行采煤。減速器位于截割電機和截割頭中間，是關鍵的調速增扭部件，其工作的穩定性和可靠性直接關系著掘進機能否采煤作業，必須引起高度重視。

圖1 截割部組成示意圖

在截割減速器運行時發現截割減速器相較于其他結構組件的振動問題較為明顯。查閱相關文獻資料，若截割減速器長時間處于振動環境下運轉極易導致內部齒輪折斷，發生安全事故，同時，截割減速器出現齒輪斷裂之后，更換極為困難，大多企業采取直接更換新的減速器進行故障處理，給煤炭企業造成巨大的經濟損失。因此，為了提高掘進機的工作效率和使用壽命，有必要開展截割減速器振動原因分析與改進工作。

2 截割減速器振動原因分析

截割減速器服役環境惡劣，受力條件復雜，運行過程中不僅要承受來自截割電機驅動力矩和截割頭反作用沖擊載荷，還要承受減速器內部齒輪嚙合產生的交變載荷，是導致減速器振動問題的主要原因。除了上述受力情況多變導致截割減速器振動明顯之外，存在以下情況也會加劇減速器的振動：第一是齒輪參數選擇不合理；第二是齒輪安裝存在安裝誤差，使齒輪磨損劇烈，配合間隙較大時會加劇振動；第三是齒輪箱結構設計存在缺陷，動特性不佳時會加劇減速器的振動；第四是減振器件損壞或者選擇不當。結合掘進機截割減速器現場工作情況及振動問題，排除齒輪和箱體問題，目前減振器件采用的是振動部位表面包覆阻尼層的自由阻尼層結構，其在潮濕腐蝕環境中工作出現了部分脫落，減振效果變差，有必要進行阻尼機構的改進。

3 減振方案設計

3.1 減振方案

機械設備振動控制方法眾多，采用粘彈性阻尼材料抑制振動仍是高效便捷的手段，筆者在不改變當前減速器結構的基礎上，擬采用約束阻尼結構，以便降低振動，改善減速器受力情況。截割減速器出現振動的部件較多，如行星架、太陽輪、行星輪等，因其內部齒輪和行星架的結構不大，不改進其傳動特征很難實施振動抑制措施。因此從出現極端損壞概率較高的殼體著手，在兩級齒圈部位施加約束阻尼層減振結構以降低減速器振動強度。

3.2 減振效果分析

采用ANSYS仿真計算軟件進行截割減速器約束阻尼層減振效果分析，主要包括三維建模、材料屬性設置、網格劃分、約束和載荷施加等環節。

3.2.1 三維建模

減速器內部全為直齒圓柱齒輪，不承受軸向載荷，為了提高有限元仿真分析的效率，選取齒圈軸線方向25 mm長度進行齒輪嚙合建模。運用Solid-Works完成了有、無阻尼殼體的齒輪嚙合模型的建立，如圖2所示，通過在殼體齒圈位置中部增加厚度4 mm的阻尼減振材料，將內齒圈整體從厚度方向分割成兩部分，來模擬約束阻尼結構。

圖2 齒圈三維模型

3.2.2 材料屬性與網格劃分

將有、無阻尼的減速器殼體三維模型倒入ANSYS仿真計算軟件進行材料屬性設置，其中減速器殼體材料為合金鋼，其材料屬性如下：彈性模量為213 GPa，泊松比為0.3，密度為7 850 kg/m3；減振橡膠材料屬性如下：密度為1 130 kg/m3，泊松比為0.5，常數C01為1.47，常數C10為1.82。完成仿真模型材料屬性設置之后采用自由劃分網格的方法進行網格劃分，統計得出無阻尼模型單元格總數為16 320，節點總數為92 460；有阻尼模型單元格總數為15 236，節點總數為89 687。

3.2.3 約束與載荷施加

根據減速器齒輪運動的實際情況，將太陽輪和行星輪軸向及徑向位移設置為零，外齒圈軸向位移設置為零，模擬齒輪之間的嚙合和相對運動關系。煤炭掘進時，截割電機的輸出功率為120 kW，轉速為1 470 r/min，計算得出減速器輸入扭矩為780 N·m，將其施加與中間行星輪內孔表面。

3.3 仿真結果分析

3.3.1 靜力學分析

啟動ANSYS仿真計算軟件自帶求解器，計算得出減速器仿真模型的靜態變形和等效應力云圖，如圖3和圖4所示。由圖3可以看出，無阻尼結構時減速器最大變形為7.979e-05 m，出現在殼體外圈位置，有阻尼結構時減速器最大變形為1.437e-07 m，出現在行星輪與齒圈嚙合位置，二者對比可得，增加阻尼結構能夠降低減速器的最大變形。由圖4可以看出，無阻尼結構時減速器最大應力為371.34 MPa，出現在行星輪和太陽輪嚙合位置，有阻尼結構時減速器最大應力為10.06 MPa，出現在行星輪和齒圈嚙合位置，二者對比可得，增加阻尼結構能夠降低減速器的最大應力。綜上所述，阻尼材料的增加不會降低減速器結構的強度和剛度，方案可行有效。

圖3 靜態變形云圖

圖4 靜態等效應力云圖

3.3.2 瞬態動力學分析

仿真計算得出減速器仿真模型的瞬態變形和等效應力云圖，如下頁圖5和下頁圖6所示。由圖5可以看出，無阻尼結構時減速器最大變形為0.499 7 m，有阻尼結構時減速器最大變形為0.4777 m，相差不大，均出現在減速器外殼位置。由圖6可以看出，無阻尼結構時減速器最大應力為196.37 MPa，有阻尼結構時減速器最大應力為112.3 MPa，均出現在行星輪和齒圈嚙合位置，對比可得橡膠阻尼層的增加，降低了減速器等效應力。

圖6 瞬態應力云圖

4 應用效果評價

為了驗證截割減速器增加約束阻尼結構之后的振動情況，將其應用于某型號掘進機截割減速器中，并跟蹤記錄振動情況。應用結果表明，采用橡膠阻尼結構之后減速器工作穩定可靠，能夠滿足工作要求。統計結果表明，改進截割減速器阻尼結構之后，最大振動幅值降低了近15%，減振效果顯著。據相關專業人士估計，振動幅值的降低，將會延長掘進機的使用壽命，降低近15%的維修成本，預計為企業新增經濟效益近150萬元/a，取得了很好的應用效果。