基于ANSYS 對EBZ260掘進機減速器結構強度的分析研究

田 斌

（陽泉市南莊煤炭集團有限責任公司西上莊煤礦，山西 陽泉 045000）

引言

目前，煤礦掘進機向著大型化和重載化方向不斷發(fā)展，設備的重載化必然導致掘進機在工作過程中承受的載荷工況更加惡劣，因此需要研究和提高減速器零部件的可靠性與使用壽命。在掘進機的結構設計過程中，整機性能和其主要關鍵部件的設計理論和方法欠缺，因此需要單獨地對各部件結構強度進行分析。

掘進機的工作環(huán)境比較惡劣，在工作時所承受的載荷工況較為復雜，因此需要對結構的強度進行進一步的探究。尤其是掘進機的變速器裝置，作為主要的傳動裝置，對保障掘進機的使用性能具有重要作用。以EBZ260型掘進機減速器為研究對象，對減速器關鍵結構齒輪結構強度進行研究，使用ANSYS分析了行星齒輪減速器嚙合過程中應力分布情況。根據(jù)分析結果對減速器齒輪結構提出改進意見，對提高減速器可靠性具有重要意義[1]。

1 EBZ260掘進機概述

EBZ260型掘進機是一種結構優(yōu)越、可靠性好，被廣泛使用的掘進機，由于我國煤炭的需求量與消耗量均較大，因此對掘進機的使用需求大。EBZ260型懸臂式掘進機總長度為10 850 mm，總高度為1 820 mm。整備質量為85 t，設備供電電壓為1 140 V，總裝機功率為425 kW，掘進機切割高度和寬度分別為4 500 mm、5 700 mm。

EBZ260型掘進機整機結構主要包括截割機構、電氣系統(tǒng)、液壓系統(tǒng)、走行機構、裝運系統(tǒng)等，如圖1所示，為EBZ260型掘進機截割機構的結構示意圖。掘進機的主要結構包括截割頭、懸臂機構、回轉平臺、裝載鏟板、行走機構、穩(wěn)定器、刮板輸送機等部件。減速器是將由液壓泵產(chǎn)生的動力經(jīng)過變速出后力直接驅動截割頭，可見行星齒輪減速器是掘進機中的關鍵部件[2]。

圖1 EBZ260型掘進機結構

2 行星齒輪減速器

行星齒輪減速器的最大特點是在傳遞載荷的同時，將輸功率進行分流，輸入端與輸出端具有同軸性，通過控制不同的傳動比實現(xiàn)對輸出功率的控制，同時齒輪傳動還具有傳動效率高（約為98%）、承載能力大、傳動穩(wěn)定等優(yōu)點。適用于傳動速率較高、扭矩較大的應用場景，掘進機上的行星減速器齒輪的受力情況較復雜，因此需要對其中的傳動齒輪結構強度進行分析。

一般在齒輪箱的結構設計中，要求齒輪傳動的安全系數(shù)要大于2.0，且要具有一定的使用壽命以及結構可靠性。在此對EBZ260型掘進機減速器結構做簡要介紹，該減速器結構采用2Z-H型行星減速器結構，減速器輸入端轉速，行星齒輪的傳動比為5.53，如下頁圖2 所示，為行星減速器結構簡圖[3]，根據(jù)軸端輸入的扭矩與各齒輪之間的轉動比，即可計算出各齒輪界面位置所受切向力的大小，在此不再對載荷的計算做過多說明。

圖2 行星減速器結構簡圖

3 有限元模型建立

有限元分析模型的建立，首先是基于EBZ260型掘進機工程圖紙建立減速器的三維模型，并將三維模型導入ANSYS 做分析前處理，特別是設定齒輪之間嚙合接觸的耦合關系，下面對有限元建模過程做簡要說明。

3.1 三維模型建立

對模型做適當?shù)暮喕瘍?yōu)化，由于在分析時主要計算行星輪與心軸以及內圈之間相互作用，其他的結構可以適當考慮簡化。建模過程中做如下幾點簡化處理：

1）由于齒輪結構是對稱的，在做靜態(tài)分析時可只取模型的1/4 模型作為有限元分析模型；

2）在分析時不考慮軸承的作用，模型中直接采用同樣的材料代替；

3）取消齒輪上的鍵槽、小孔等不影響結構強度分析的結構[4]。

3.2 材料屬性設置

根據(jù)行星輪減速器的實際結構，可以確定其中關鍵的零部件如行星輪結構材料均為20CrMnTi；心軸所使用的材料為45 號；內齒圈材料40CrMo；已知20CrMnTi 彈性模量為212 GPa，泊松比為0.289，屈服極限為993 MPa。心軸的材料為45 號，彈性模量E的取值為209 GPa，泊松比為0.269，屈服極限為501 MPa。40CrMo 材料的彈性模量E的取值為211 GPa，泊松比為0.29，材料屈服極限869 MPa。

3.3 網(wǎng)格劃分

如圖3 所示，為行星減速器網(wǎng)格劃分模型示意圖，由于減速器結構相對比較對稱，因此采用掃略網(wǎng)格劃分方法對模型進行網(wǎng)格處理。采用SOLID45 號單元，共生成單元總數(shù)為78 619 個，生成節(jié)點總數(shù)為97 001 個，不同齒輪之間設置面接觸，有效模擬齒輪在實際運行過程中的載荷傳遞情況[5]。

圖3 行星減速器網(wǎng)格劃分模型

3.4 載荷與邊界

已知心軸輸入軸所傳遞的扭矩為1 180 N·m，根據(jù)傳動比即可計算出外圓表面上每個節(jié)點的切向力。其他需設定內齒圈表面的固定約束，所有齒輪以及心軸均施加一個軸向位移約束，釋放軸向旋轉自由度，設置齒輪間的相互接觸，可傳遞載荷[6]，模擬出齒輪嚙合的真實過程。

4 應力分析結果

模型前處理設置好后對該模型進行求解，通過ANSYS 軟件的有限元分析，計算得到了行星齒輪減速器的應力和位移分布規(guī)律。應用第四強度理論對減速器結構進行分析，由于篇幅所限不再對減速器的各個零部件結構計算結果一一列舉。

如圖4 所示為減速器整體應力分布情況，最大應力為449.6 MPa，最大應力值位于行星齒輪與內齒圈相嚙合的位置，即兩個齒輪分度圓相接觸的區(qū)域。如圖5 所示，為減速器整體結構變形示意圖，最大變形量0.091 9 mm，最大變形位于行星輪與內圈齒輪嚙合的位置。由此可見行星齒輪結構強度可能不夠，為了提高減速器的使用壽命與可靠性，行星輪可使用性能更好的材料。

圖4 減速器整體應力（MPa）分布情況

圖5 減速器體結構的總位移（mm）分布

5 優(yōu)化改進建議

根據(jù)有限元分析計算的結果，雖然內齒圈、心軸、行星輪結構強度均未超過材料的屈服極限，行星輪應力集中與變形情況對減速器整體性能有較大的影響。為了合理設計三者之間的結構，行星輪輪齒應力集中處容易誘發(fā)疲勞裂紋，從而嚴重縮短減速器使用壽命，因此建議將行星輪材料改為30CrMnTi，并進行表面滲碳低溫回火處理，有效提升齒輪結構強度與表面硬度、抗磨損能力，對提高其使用壽命具有重要意義。

6 結論

1）僅考慮切向作用載荷情況下，計算了心軸、行星輪、內齒圈的應力分布情況。根據(jù)計算的結果減速器最大應力為449.6 MPa，最大變形量0.091 9 mm。

2）根據(jù)應力應變分布特征對行星輪提出優(yōu)化改進方案，即將行星輪材料改為30CrMnTi，并進行表面滲碳低溫回火處理，可有效提高設備使用壽命。