煤礦用掘進機截割臂后座板強度分析與改進

李建國

（山西晉煤集團臨汾晉牛煤礦投資有限責任公司，山西 臨汾 041000）

引言

近年來隨著煤炭需求量的不斷增加，煤炭掘進工作產(chǎn)量不斷增大，對傳統(tǒng)掘進機的工作可靠性提出了更高的要求[1]。煤礦掘進工作面環(huán)境極為惡劣，如潮濕、腐蝕氣體侵蝕、受力情況復雜多變等，對于掘進機結(jié)構(gòu)部件的強度要求較高，一旦出現(xiàn)故障，不僅影響煤炭掘進的產(chǎn)量和效率，嚴重的還會造成事故，給企業(yè)帶來不可估量的損失[2-4]。截割臂作為掘進機實現(xiàn)掘進功能的關鍵部件，其工作的安全性問題至關重要，尤其是其后座板，現(xiàn)已引起了各界的關注[5-6]。因此針對某煤炭企業(yè)服役掘進機對截割臂可靠性要求較高的現(xiàn)狀，以截割臂后座板為研究對象，借助ANSYS 有限元仿真分析軟件，開展掘進機截割臂后座板強度分析與改進工作具有重要的意義。

1 煤炭截割原理概述

掘進機作為煤炭采掘工作中極為關鍵的重型設備，隨著煤炭需求量的增加，對其應用需求越來越多。目前應用較為廣泛的掘進機多為橫軸式結(jié)構(gòu)，主要由截割機構(gòu)、回轉(zhuǎn)機構(gòu)、裝運機構(gòu)、行走機構(gòu)和電氣輔助機構(gòu)組成。截割機構(gòu)作為掘進機直接進行煤炭采掘的關鍵部件，其工作可靠性要求最高，也是經(jīng)常出現(xiàn)故障的部件。截割機構(gòu)主要由工作臂、截割頭、電動機、減速器等組成，工作原理如下：電動機輸出的扭矩經(jīng)過聯(lián)軸器輸入減速器，完成降速增扭之后輸送至截割頭驅(qū)動其連續(xù)轉(zhuǎn)動；截割臂工作過程中左右動作調(diào)整通過液壓系統(tǒng)控制伸縮油缸的動作實現(xiàn)，截割頭的前進動作通過掘進機行走機構(gòu)向前推進實現(xiàn)，最終實現(xiàn)整個煤炭巷道的均勻開采推進。

2 截割臂后座板有限元分析

2.1 三維模型的建立

為了更真實地模擬截割臂后座板工作情況，仿真分析三維模型建立整個截割臂，因截割臂實際結(jié)構(gòu)極為復雜，建模過程中進行了適當?shù)暮喕雎粤私馗畋劢M成部件的倒角及對分析結(jié)果影響不大的連接孔等特征。

2.2 材料屬性設置

將建立完成的截割臂三維模型導入ANSYS 仿真計算軟件即可進行材料屬性的設置，其中與后座板連接的組件設置為剛性材料，后座板根據(jù)實際情況設置，材料牌號為ZG270-500，具體材料屬性參數(shù)如下：彈性模量為202 GPa，泊松比為0.3，屈服強度為270 MPa，抗拉強度為500 MPa。

2.3 網(wǎng)格劃分

有限元仿真分析過程中的網(wǎng)格劃分質(zhì)量至關重要，其中包括兩個主要環(huán)節(jié)：單元格類型和單元格劃分方法。結(jié)合截割臂實際情況，確定其簡單結(jié)構(gòu)選擇solid45 單元，相對復雜的結(jié)構(gòu)選擇solid92 單元，采用自由化分網(wǎng)格的方法完成截割臂整體結(jié)構(gòu)的網(wǎng)格劃分。

2.4 載荷施加與約束設置

該型號掘進機的截割臂自重約為240 kg，工作時的最大回轉(zhuǎn)力矩高達150 kN·m，截割推進時的最大力為600 kN，水平截割煤炭時的最大力為200 kN，豎直升降時的最大力為155 kN。此處重點分析截割臂后座板是水平最大載荷時的結(jié)構(gòu)強度，僅對截割臂施加最大水平載荷，根據(jù)截割臂與掘進機實際連接情況進行截割臂的約束設置。

2.5 仿真結(jié)果分析

完成截割臂材料屬性設置、網(wǎng)格劃分、載荷施加和約束設置等工作之后即可啟動ANSYS 軟件內(nèi)部自帶求解器進行分析計算，提取截割臂后座板仿真計算結(jié)果的等效應力如圖1 所示。由圖1 截割臂后座板等效應力分布云圖可以看出，后座板的耳環(huán)和銷軸連接位置存在明顯的應力集中現(xiàn)象，最大應力高達302.35 MPa，超出了截割臂后座板材料本身的屈服強度數(shù)值270 MPa。因此，截割臂后座板的耳環(huán)與銷軸連接位置是其工作運行中的薄弱環(huán)節(jié)，極有可能出現(xiàn)斷裂事故，必須引起高度重視，需要提出切實可行的改進措施，以便提高其工作的安全性和可靠性。

圖1 截割臂后座板等效應力（MPa）分布云圖

3 改進設計

3.1 改進方案

因截割臂后座板耳環(huán)和銷軸連接位置存在明顯的應力集中情況，成為了截割臂后座板工作過程中極易出現(xiàn)斷裂破壞的薄弱環(huán)節(jié)，有必要進行改進設計。常見的結(jié)構(gòu)改進方法包括增大結(jié)構(gòu)尺寸、更換結(jié)構(gòu)材料等，改進方法的選擇需要堅持簡單易行原則。綜合截割臂后座板實際工況，選擇在不影響截割臂后座板結(jié)構(gòu)安裝的前提下，在原來結(jié)構(gòu)基礎上，耳環(huán)與銷軸連接位置兩側(cè)各增加0.5 mm的凸臺，以便提高耳環(huán)與銷軸連接位置結(jié)構(gòu)強度，具體結(jié)構(gòu)改進的位置如圖2 所示。

圖2 截割臂后座板結(jié)構(gòu)改進位置

3.2 改進結(jié)果

增大耳環(huán)和銷軸連接位置凸臺結(jié)構(gòu)尺寸之后修改截割臂三維模型，重新啟動ANSYS 仿真計算軟件，前處理過程與改進結(jié)構(gòu)之前一致，保證改進前后的可對比性。啟動ANSYS 軟件求解器進行截割臂后座板分析，提取的后座板分析結(jié)果如圖3 和圖4 所示。由圖3 改進截割臂后座板應力分布云圖可以看出，后座板的最大應力數(shù)值為260 MPa，相較于改進之前降低了42.35 MPa，改進效果極為明顯，并且低于材料的屈服強度270 MPa，因截割臂后座板工作時載荷變化不大，最大應力數(shù)值只要不超過材料的屈服強度基本能夠保證其安全可靠工作。由圖4 截割臂后座板位移云圖可以看出，后座板的最大位移數(shù)值為1.7 mm，因掘進機結(jié)構(gòu)尺寸較為龐大，毫米級的工作變形相較于截割臂后座板外形尺寸基本可以忽略不計，不會影響截割臂后座板的工作安全性和可靠性，由此可見，改進工作合理，效果較好。

圖4 改進截割臂后座板位移（mm）分布云圖

4 應用效果評價

為了驗證截割臂后座板改進的仿真計算準確性和應用效果，基于截割臂后座板仿真計算結(jié)果，完成了工程圖紙的繪制。將加工制造完成之后的截割臂后座板安裝于某型號掘進機截割機構(gòu)當中進行應用，跟蹤記錄實際應用情況。結(jié)果表明，改進之后的后座板工作可靠，滿足截割臂承受最大水平載荷的要求。相關專業(yè)人士統(tǒng)計，改進之后的截割臂后座板的應用，減小了耳環(huán)與銷軸連接位置的間隙，確保了截割臂運行的穩(wěn)定性，后座板使用壽命預計提高近20%～22%，因后座板故障導致的停機時間降低了近15%，預計為企業(yè)新增經(jīng)濟效益近100 萬元/年，取得了很好的應用效果。

5 結(jié)論

1）耳環(huán)與銷軸連接位置存在應力集中，超出了材料的屈服強度。

2）通過增大0.5 mm 耳環(huán)和銷軸連接位置凸臺的方法完成了對截割臂后座板的改進，以改善應力集中情況。

3）應用結(jié)果表明，后座板運行穩(wěn)定可靠，使用壽命提高近20%～22%，因后座板故障導致的停機時間降低了近15%，為企業(yè)新增經(jīng)濟效益近100 萬元/年。