礦用行駛減速器試驗(yàn)臺架有限元分析

張禮才

（中國煤炭科工集團(tuán) 太原研究院有限公司， 山西 太原 030032）

0 引言

由于煤層多變性及底板的復(fù)雜性， 行駛減速器承受低速、重載、強(qiáng)沖擊，振動劇烈，惡劣的井下服役環(huán)境影響行駛減速器工作可靠性及使用壽命[1-2]。模擬井下工況，進(jìn)行行駛減速器加載試驗(yàn)是提升減速器設(shè)計(jì)可靠性的重要途徑之一，然而，行駛減速器試驗(yàn)臺架結(jié)構(gòu)復(fù)雜，對包含行駛減速器在內(nèi)的試驗(yàn)臺整體做有限元分析，難以實(shí)現(xiàn)。

為此本文采用質(zhì)心等效法， 建立了包含行駛減速器等效質(zhì)量塊在內(nèi)的試驗(yàn)臺架三維模型，應(yīng)用“對稱性”建立了行駛減速器試驗(yàn)臺架有限元分析簡化模型， 分析了行駛減速器試驗(yàn)臺架不同工作位置， 銷軸、 減速器安裝架、支撐架的受力，并進(jìn)行了靜力學(xué)強(qiáng)度校核。

1 行駛減速器試驗(yàn)臺簡介

連采機(jī)行駛減速器試驗(yàn)臺采用柔性對拖加載方式組建，主試減速器、陪試減速器分別安裝在試驗(yàn)臺架上，履帶鏈穿過試驗(yàn)臺架兩端分別環(huán)繞在主試減速器、 陪試減速器的驅(qū)動鏈輪上， 測功機(jī)通過傳動系統(tǒng)驅(qū)動主試減速器運(yùn)轉(zhuǎn)， 負(fù)載電機(jī)通過傳動系統(tǒng)給陪試減速器施加負(fù)載扭矩[3]。 行駛減速器試驗(yàn)臺主體結(jié)構(gòu)如圖1 所示。

圖1 行駛減速器試驗(yàn)臺主體結(jié)構(gòu)

2 行駛減速器試驗(yàn)臺架有限元分析模型的建立

行駛減速器臺架主承力件包括減速器安裝架、 鉸接銷軸、支撐架，減速器、換向器的重力通過鉸接銷軸作用在試驗(yàn)臺架上， 由于鉸接銷軸受到載荷的大小和方向未知，為此，建立試驗(yàn)臺架有限元分析模型必須包含行駛減速器，考慮行駛減速器結(jié)構(gòu)復(fù)雜性，無法直接進(jìn)行網(wǎng)格劃分和求解計(jì)算， 為此采用等效質(zhì)量法間接進(jìn)行試驗(yàn)臺架有限元分析[4]。

應(yīng)用Solidworks 軟件建立行駛減速器三維模型，求解行駛減速器的質(zhì)量和質(zhì)心坐標(biāo)， 測量行駛減速器質(zhì)心到鉸接孔的x 向、y 向、z 向距離。 應(yīng)用Solidworks 軟件建立行駛減速器等效質(zhì)量塊，使得等效質(zhì)量塊的鉸接孔、質(zhì)心位置、質(zhì)量與行駛減速器保持一致。

履帶鏈對支撐架的作用力大小、方向已知，為此履帶鏈對支撐架的作用力作為試驗(yàn)臺架的外載荷施加。 考慮行駛減速器試驗(yàn)臺架為左右對稱結(jié)構(gòu)， 為此利用對稱性簡化試驗(yàn)臺架有限元分析模型， 忽略張緊油缸等小件質(zhì)量[5]。 建立試驗(yàn)臺架有限元分析模型見圖2。

圖2 試驗(yàn)臺架有限元分析模型

3 行駛減速器試驗(yàn)臺架有限元分析

3.1 材料設(shè)置

行駛減速器試驗(yàn)臺架結(jié)構(gòu)線性靜力分析，不涉及熱膨脹和疲勞，為此設(shè)置材料屬性如下：材料密度：7850kg/m3，彈性模量：2.06×1011Pa，泊松比：0.3。

3.2 接觸設(shè)置

導(dǎo)入裝配體時(shí)， 程序會在兩個(gè)實(shí)體之間自動生成接觸副， 然而行駛減速器試驗(yàn)臺架部件連接方式包含著回轉(zhuǎn)副、移動副及焊接結(jié)構(gòu)，比如支撐架是焊接件、減速器安裝架是焊接件， 支撐架與減速器安裝板之間通過移動副連接，鉸接銷軸與減速器安裝架之間通過回轉(zhuǎn)副連接，鉸接銷軸與減速器等效質(zhì)量塊之間通過回轉(zhuǎn)副連接。

綜上所述， 行走減速器試驗(yàn)臺架部件之間連接方式不一致，不能采用默認(rèn)的接觸方式，必須重新設(shè)定[6]。 選擇支撐架的所有零件，通過布爾加運(yùn)算，生成支撐架有限元分析模型，選擇減速器安裝架的所有零件，通過布爾加運(yùn)算，生成減速器安裝架有限元分析模型，支撐架與減速器安裝架之間建立接觸，接觸面選擇二者的移動副作用面，接觸類型選擇有摩擦的接觸， 摩擦系數(shù)按鋼鐵材料的摩擦系數(shù)設(shè)定，同樣，在減速器支撐架、鉸接銷軸、減速器等效質(zhì)量塊之間建立接觸，試驗(yàn)臺架接觸設(shè)置見圖3。

圖3 試驗(yàn)臺架部件接觸設(shè)置

3.3 網(wǎng)格劃分

網(wǎng)格劃分平臺實(shí)際上是一類為不同的物理場和求解器提供相應(yīng)網(wǎng)格文件的平臺， 試驗(yàn)臺架有限元分析模型網(wǎng)格劃分流程包括確定物理場和網(wǎng)格劃分法、網(wǎng)格設(shè)置、預(yù)覽并劃分網(wǎng)格、檢查網(wǎng)格質(zhì)量。行駛減速器試驗(yàn)臺架有限元分析屬于結(jié)構(gòu)場問題，設(shè)置網(wǎng)格尺寸0.1mm，采用自適應(yīng)網(wǎng)格劃分方式，先從邊開始劃分網(wǎng)格，再在曲率較大的地方細(xì)化邊網(wǎng)格，接下來再產(chǎn)生面網(wǎng)格，最后產(chǎn)生體網(wǎng)格。 行駛減速器試驗(yàn)臺架網(wǎng)格劃分結(jié)果見圖4。

圖4 行駛減速器試驗(yàn)臺架網(wǎng)格劃分

網(wǎng)格劃分質(zhì)量檢查，節(jié)點(diǎn)數(shù)636953 個(gè)， 單元數(shù)377734 個(gè)， 從單元質(zhì)量因子、單元長寬比、單元的扭曲度、 翹曲因子等方面檢查試驗(yàn)臺架模型網(wǎng)格劃分質(zhì)量如表1所示。

表1 試驗(yàn)臺架網(wǎng)格劃分質(zhì)量

由表1 得知，試驗(yàn)臺架分析模型網(wǎng)格劃分質(zhì)量較好，能夠滿足分析精度需求。

3.4 載荷及邊界條件設(shè)置

對行駛減速器試驗(yàn)臺架進(jìn)行受力分析得知， 試驗(yàn)臺架收到減速器作用力、 履帶板作用力及自身重力綜合作用。 試驗(yàn)臺架收到減速器作用力及自身重力通過對模型施加慣性載荷方式添加。 設(shè)置重力加速度值9.8N/kg，履帶板對支撐架的壓力通過履帶質(zhì)量、接觸面積計(jì)算得到，計(jì)算得知壓力大小為0.031MPa。

選取支撐架的底面，施加固定約束。分析得知試驗(yàn)臺架結(jié)構(gòu)和載荷關(guān)于中心面對稱， 為此選取臺架的左右對稱中心面， 施加位移約束，x 軸方向設(shè)置位移為0，y 軸方向、z 軸方向設(shè)置為free。 行駛減速器試驗(yàn)臺架載荷及邊界條件設(shè)置見圖5。

圖5 載荷及邊界條件設(shè)置

3.5 求解器設(shè)置

直接求解器適合求解包含薄面和細(xì)長體的模型。 迭代求解器適合求解大體積的模型。行駛減速器試驗(yàn)臺架模型屬于大體積模型，為此選用迭代求解器。

4 行駛減速器試驗(yàn)臺架計(jì)算結(jié)果分析

行駛減速器試驗(yàn)臺架工作過程中，減速器安裝架在張緊油缸的作用下沿著支撐架滑道向外側(cè)運(yùn)動，完成履帶張緊。 本文只研究試驗(yàn)臺架靜力學(xué)，不考慮履帶張緊的動態(tài)過程，忽略履帶的動態(tài)張力。 為此選取減速器支撐架處于初始位置、向外移動60mm、向外移動120mm 三種狀態(tài)，分析臺架受力，支撐架處于不同位置試驗(yàn)臺架受力見圖6。

圖6 支撐架處于不同位置試驗(yàn)臺架受力云圖

由圖6 得知， 減速器支撐架處于向外移動60mm 位置，試驗(yàn)臺架受力最大，此工況下減速器試驗(yàn)臺架各個(gè)部件受力如圖7 所示。

由圖7 可知， 減速器安裝架應(yīng)力最大值出現(xiàn)在鉸接孔、導(dǎo)向板的角點(diǎn)，最大值為48.159Mpa。支撐架應(yīng)力最大值出現(xiàn)在導(dǎo)向槽的角點(diǎn)，最大值為45.878Mpa。 鉸接銷軸應(yīng)力最大值出現(xiàn)在鉸接部位，最大值為89.5Mpa。

圖7 試驗(yàn)臺架部件受力云圖

減速器支撐架處于初始位置、向外移動60mm、向外移動120mm 三種狀態(tài)，試驗(yàn)臺架應(yīng)力統(tǒng)計(jì)見表2。

由表2 可知， 與其它兩種工況相比， 減速器支撐架處于向外移動120mm位置， 減速器安裝架受力最大，最大值為68.06Mpa。與其它兩種工況相比，減速器支撐架處于向外移動120mm 位置， 支撐架受力最大， 最大值為56.12Mpa。與其它兩種工況相比，減速器支撐架處于向外移動60mm 位置，鉸接銷軸受力最大，最大值為89.54Mpa。

表2 試驗(yàn)臺架應(yīng)力統(tǒng)計(jì)

由材料力學(xué)得知，五個(gè)主要的強(qiáng)度理論，只有第一強(qiáng)度理論是按正應(yīng)力提出的，而第二、第三和第四強(qiáng)度理論卻分別按線應(yīng)變、剪應(yīng)力和形狀改變能密度等提出的，在實(shí)際分析研究中，采用統(tǒng)一辦法，將破壞準(zhǔn)則都用主應(yīng)力表達(dá)， 各個(gè)強(qiáng)度理論中用到的主應(yīng)力綜合值稱為相當(dāng)應(yīng)力或計(jì)算應(yīng)力[7-8]。在靜應(yīng)力時(shí)工作的零件，其強(qiáng)度失效將是塑性變形或斷裂。 行駛減速器試驗(yàn)臺架受到復(fù)合應(yīng)力作用，其強(qiáng)度條件為：

式中：[σ]—許用應(yīng)力；[S]—許用安全系數(shù)。 試驗(yàn)臺架材料選用Q235，查詢機(jī)械設(shè)計(jì)手冊，計(jì)算得到許用應(yīng)力值為156MPa，試驗(yàn)臺最大應(yīng)力小于材料許用應(yīng)力，強(qiáng)度滿足要求。

5 結(jié)束語

本文介紹了行駛減速器試驗(yàn)臺架的組成， 分析了試驗(yàn)臺架靜力學(xué)分析的難點(diǎn)， 采用等效質(zhì)量法， 利用對稱性，建立了試驗(yàn)臺架有限元分析模型，分析了試驗(yàn)臺架不同工作位置的受力，并進(jìn)行了輕度校核，得出結(jié)果如下。

同一工況下，與減速器安裝架、支撐架相比，鉸接銷軸受力較大。

與其它兩種工況相比， 減速器支撐架處于向外移動60mm 位置，鉸接銷軸受力較大，最大應(yīng)力值為89.54 MPa。

試驗(yàn)臺架最大應(yīng)力小于材料許用應(yīng)力，滿足強(qiáng)度要求。