關于MG-650型采煤機二級行星齒輪的結構強度分析

王衛新

（同煤集團永定莊煤業公司綜采二隊，山西 大同 037024）

引言

為了提高煤炭的生產效率，降低設備的能耗，必須提高煤炭開采的生產技術，以及保證采煤機工作過程中關鍵零部件的耐久性以及可靠性。采煤機的牽引系統是比較復雜而精密的，是集成電控與機械等多學科的復雜耦合系統。因此，在實際工作過程中采煤機的傳動系統容易發生故障，如變速箱故障、曲桿裂紋、行星架變形扭曲等。此外，行星輪的受力情況復雜，傳遞的載荷大，也極易出現故障[1]。

1 采煤機結構簡介

采煤機是一種大型綜合性的煤炭開采設備，包括對煤炭的截割、行走、調節高度等結構，采煤機的一般結構示意圖如圖1所示。根據所屬區域以及功能的不同，可以將采煤機的結構分為截割部、牽引部、中間箱等三個部件。其中，截割部的功能是實現對煤炭的截割、下料，截割部主要包括搖臂、滾筒、傳動齒輪箱等結構；采煤機牽引機構主要實現采煤機的前后運行，采煤機的移動依靠牽引結構實現，牽引機構主要包括了驅動電機、變速系統以及走行結構[2]。

圖1 滾筒式采煤機結構

牽引部是采煤機的最重要的部分，行走結構與導向滑靴以及行星架等結構是采煤機工作運行的易損部件，是采煤機可靠性研究的重點對象。MG710-WD采煤機是一種體積小巧，性能可靠的采煤機，該型采煤機可適應的采高范圍為1.6~3.9 m，可適應煤層傾角≤60°；采煤機機面高度為1 800 mm，前后兩個滾筒的直徑分別為Φ1 900 mm、Φ2 100 mm；采煤機的最大牽引速度為14.2 m/min。

2 星齒輪傳動動力學分析

采煤機的兩級行星齒輪工作環境比較復雜，是因為在采煤機的行走與牽引過程中都需要行星齒輪的參與，且行星齒輪結構復雜、齒輪之間的嚙合存在較大的內部激勵，由此可能產生較大的設備振動，齒輪在波動性的疲勞載荷作用下容易產生破壞，所以行星齒輪的結構強度嚴重影響到了設備的可靠性。同時，由于驅動載荷的不斷變化，行星齒輪的受力情況更加復雜，易導致齒輪發生齒根斷裂或引發輪齒齒根處產生裂紋[3]。

行星齒輪若出現故障，整個采煤機牽引傳動系統都將失效，從而導致設備無法運行，企業生產面臨停擺。研究齒輪的受力特征，可以從結構動力學仿真方面入手。下頁圖2為有限元動力學分析的流程示意圖。首先，需要建立二級行星齒輪的三維實體模型，并導入有限元分析軟件中，結合兩級行星齒輪機構行星架的柔性變形特點，在分析軟件中建立行星齒輪的剛柔耦合動力學模型。根據行星齒輪的受力情況與邊界條件，設置仿真模型，并根據仿真分析的結果，得到齒輪嚙合的仿真結果。

圖2 動態仿真流程圖

3 兩級行星傳動剛柔耦合模型的建立

3.1 建立剛體模型

采煤機的兩級行星傳動系統主要由一級太陽輪、行星輪、外齒圈等結構組成，利用UG軟件建立兩級行星傳動模型的三維模型。以parasolid中間文件格式導入到ADAMS動力分析軟件中，設置材料、約束、載荷等信息[4]。

3.2 創建柔性體模型

兩級行星齒輪傳動系統在傳動系統中承受了較大的力，在ADAMS軟件中為了模擬行星齒輪的柔性體模型，通過模態疊加合成的方式來描述彈性體。在ADAMS軟件中建立柔性體的方式可以采用先在有限元分析軟件中對模型進行網格化處理，將模型離散為比較有規律的小網格，再進行CB模態分析，然后將計算的中間結果導入到ADAMS中。

在此利用了ANSYS軟件來建立兩級行星齒輪的柔性模型，兩級行星架的有限元模型如圖3所示。已知行星架的材料為30CrMnTi，其楊氏彈性模量為2.07×1011Pa，材料密度為7.86×10-6kg/mm3，該材料的泊松比為0.3，屈服極限為2.3×109Pa，材料的剪切模量為5.6×105Pa；其余行星輪材料為23Mn-CrNiMo，泊松比為0.25，彈性模量為210 GPa[5]。

圖3 兩級行星架有限元模型圖

3.3 添加約束與接觸創建

在兩級行星齒輪之間設置相應的約束，以反映行星減速器真實的運動情況，根據兩級行星齒輪的實際工作特點對模型施加相應的約束與接觸條件。一級外齒圈與大地之間設置為固定約束，一級太陽輪與一級外齒圈之間設置為旋轉副，一級太陽輪與一級行星架之間同樣設置為旋轉副，二級行星架與大地之間設置為固定副。

行星齒輪之間通過接觸傳遞載荷與運動，所以在所有齒輪與行星架等結構接觸的位置上設置接觸約束，利用庫倫摩擦方法計算摩擦力，同時需要考慮齒輪之間的接觸剛度與阻尼設置[6]。

3.4 添加驅動與負載

已知采煤機的牽引總電機的額定功率為180 kW，在電機額定的工作狀態下，計算行星架與行星齒輪之間的接觸力；已知太陽輪的轉速為700°/s，二級行星架輸出的轉矩為T1=9 802 N·m。

4 運動學分析

在ADAMS軟件仿真求解器中設置仿真參數為4 s，步長設置為0.001 s，求解完之后提取了二級行星齒輪的動力學特點以及應力應變的情況，下面分別對其嚙合特征的計算結果進行介紹。

4.1 行星齒輪嚙合力分析

根據齒輪嚙合的特點可知，齒輪嚙合的法向載荷Fn方向垂直于齒面，法向載荷可以分解為徑向力Fr以及垂直于徑向的圓周力Ft。

ADAMS后處理中輸出各級行星齒輪與太陽輪在X方向的嚙合力在時域上的曲線，如圖4所示，由于篇幅所限，其他齒輪的計算結果不再一一列舉。

圖4 一級太陽輪行星輪X向嚙合力曲線

4.2 行星架動態應力應變分析

根據仿真分析的計算結果，可以輸出二級行星齒輪的應力與應變情況，以行星架為例對其計算結果進行說明。如圖5所示為一級行星架應力云圖，應力云圖可以看出兩級行星架的最大應力都集中在行星架輸出軸前端以及軸孔處，此處為行星架的薄弱環節。一級行星架的最大應力達到175 MPa，與其實際結構受力情況相似。

圖5 一級行星架應力（Pa）云圖

行星輪各機構之間的嚙合力具有周期性變化的特點，一級行星齒輪受到的嚙合力更大，同時嚙合的頻率也更高，所以導致一級行星齒輪在實際工作中更容易產生破壞。通過對兩級行星架的應力及應變分布及變化規律進行分析，得到兩級行星架的最大應力都集中在行星架輸出軸與前側板的連接處以及行星齒輪軸孔處，最大應力節點都位于行星架軸孔處。因此在齒輪的結構優化設計中應該重點考慮在此區域的優化。

5 結論

采煤機在井下工作環境中，所承受的載荷工況復雜多變，二級行星齒輪是采煤機重要的傳動齒輪，因此分析行星齒輪的受力狀況，對研究提高行星齒輪的可靠性具有重要參考意義，同時對提高采煤機的使用壽命也有重要意義。首先建立二級行星齒輪的柔性耦合動力學分析模型，對其嚙合的動力學特征、以及應力分布情況進行了分析。分析結果顯示各級行星齒輪傳動嚙合力呈周期性變化，一級行星齒輪受到的嚙合力更大，同時嚙合的頻率也更高，所以導致一級行星齒輪在實際工作中更容易產生破壞。