刮板輸送機(jī)減速箱箱體模擬分析

郗玉景

（山西西山晉興能源有限責(zé)任公司斜溝煤礦，山西 呂梁 033000）

引言

刮板輸送機(jī)作為我國(guó)重要的運(yùn)輸設(shè)備，其主要負(fù)責(zé)物料的運(yùn)輸，由于我國(guó)煤礦地質(zhì)情況十分復(fù)雜，使得刮板輸送機(jī)運(yùn)行環(huán)境較為惡劣，造成刮板輸送機(jī)部件由于振動(dòng)大、沖擊載荷強(qiáng)等引起的磨損及破壞[1-2]，刮板輸送機(jī)減速箱作為可控啟動(dòng)裝置的減振及支撐部位，其力學(xué)性能直接影響刮板輸送機(jī)的正常運(yùn)行，所以對(duì)刮板輸送機(jī)減速箱進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)十分重要[3-4]。本文利用數(shù)值模擬軟件對(duì)刮板輸送機(jī)減速箱進(jìn)行力學(xué)分析，分析了工況下刮板機(jī)減速箱受力薄弱點(diǎn)，為礦井刮板機(jī)減速箱的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供一定的參考與借鑒。

1 箱體靜力學(xué)分析

首先進(jìn)行模型尺寸的建立，考慮到刮板輸送機(jī)減速箱箱體結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，所以在模擬軟件中直接進(jìn)行建模難度較大，所以選定軟件Pro/E進(jìn)行外接軟件建模導(dǎo)入，箱體的結(jié)構(gòu)分為輸入箱體、中間箱體、中間上箱體、輸出箱體及定位蓋等部件，考慮到計(jì)算的精度要求及計(jì)算速度后對(duì)箱體的倒角、螺栓、凸臺(tái)等進(jìn)行忽略，完成模型的尺寸建立后對(duì)模型進(jìn)行力學(xué)參數(shù)設(shè)定，模型選定型號(hào)為QT400-15號(hào)鋼，材料密度為7 000 kg/m3，材料的泊松比為0.27，材料的彈性模量和抗拉強(qiáng)度分別為161 GPa和400 MPa，完成模型力學(xué)參數(shù)設(shè)定后對(duì)模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，在進(jìn)行網(wǎng)格劃分時(shí)，同樣需要考慮計(jì)算速度及精度，在充分考慮合理性的基礎(chǔ)上，本文選定四邊形單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分，完成網(wǎng)格劃后共計(jì)有318 893個(gè)節(jié)點(diǎn)，126 526個(gè)四面體單元。完成網(wǎng)格劃分后對(duì)模型的約束條件進(jìn)行設(shè)定，限制模型X、Y方向的位移完成全部設(shè)定后進(jìn)行計(jì)算。

對(duì)箱體的力學(xué)特性進(jìn)行研究，首先對(duì)箱體的應(yīng)力應(yīng)變?cè)茍D進(jìn)行分析，模擬結(jié)果圖如1所示。

從圖1可以看出，刮板輸送機(jī)的箱體最大應(yīng)力值出現(xiàn)位置在輸出箱螺栓孔附近，此時(shí)的最大應(yīng)力值為27.6 MPa，此處出現(xiàn)應(yīng)力最大值的原因是螺栓孔對(duì)箱體進(jìn)行固定，所以其承載的載荷值較大，出現(xiàn)應(yīng)力集中現(xiàn)象，同時(shí)從整體應(yīng)力分布的情況可以看出，在中間箱的軸承座位置同樣出現(xiàn)應(yīng)力集中，而應(yīng)力集中的范圍為3.8~13.48 MPa，在此位置出現(xiàn)應(yīng)力集中的主要原因是中間箱軸承座支撐齒輪箱，所以使得應(yīng)力出現(xiàn)集中現(xiàn)象。在定位蓋、輸出箱等位置同樣出現(xiàn)應(yīng)力集中，但由于應(yīng)力值較小，所以本文不考慮。對(duì)箱體的應(yīng)變進(jìn)行分析，箱體的變形沿著輸出箱箱體的安裝面至中間箱懸空側(cè)呈現(xiàn)逐步增大的趨勢(shì)，在四軸出現(xiàn)應(yīng)變的最大值，最大值為0.11 mm。這是由此位置為控制啟動(dòng)裝置安裝部位，所以此處的變形值較大。

圖1 刮板輸送機(jī)箱體應(yīng)力和變形云圖

2 箱體動(dòng)力學(xué)分析

對(duì)刮板輸送機(jī)減速箱進(jìn)行力學(xué)分析，箱體作為整個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)的支撐部位，其在外部振動(dòng)作用下系統(tǒng)的性能及壽命均有所降低，同時(shí)由于內(nèi)部齒輪振動(dòng)造成箱體出現(xiàn)扭轉(zhuǎn)、彎曲等變形。對(duì)箱體的自由模態(tài)進(jìn)行研究，自由模態(tài)是指在未受到外部載荷作用下箱體的振動(dòng)特性，將箱體部位間的約束進(jìn)行解除，得到箱體前30階的固有頻率及振動(dòng)的云圖，箱體30階的固有頻率如圖2所示。

從圖2中可以看出，前6階頻率均為0，而6階之后的頻率隨著階數(shù)的增大呈現(xiàn)增大的趨勢(shì)，第階數(shù)為7時(shí)，此時(shí)的固有頻率為108 Hz，當(dāng)階數(shù)增大至30時(shí)，此時(shí)的固有頻率增大至628 Hz。前6階頻率為0是由于固有頻率前6階為剛性模態(tài)而在6階之后轉(zhuǎn)為非剛性模態(tài)，所以出現(xiàn)如圖2的情況。

圖2 箱體前30階的固有頻率分布圖

考慮到30階振動(dòng)云圖篇幅較大，本文僅展示第7階、第13階的固有頻率云圖，如圖3所示。

如圖3所示，可以看出部件第7階固有頻率值為108 Hz，刮板輸送機(jī)減速器箱體繞著平面Y軸出現(xiàn)彎曲變形，減速器箱體變形均較大，而當(dāng)進(jìn)入13階固有頻率時(shí)，此時(shí)的中間箱體軸承座是整個(gè)部件的薄弱部位，此時(shí)由于共振現(xiàn)象出現(xiàn)平移振動(dòng)。所以可知箱體的軸承座是整個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)的支撐部件，當(dāng)傳動(dòng)系統(tǒng)出現(xiàn)振動(dòng)時(shí)，造成齒輪在嚙合時(shí)出現(xiàn)沖擊受力，此時(shí)由于齒面的受力呈現(xiàn)不均勻性，使得齒輪系統(tǒng)的性能及使用壽命均大打折扣，所以在運(yùn)行過(guò)程中要避免出現(xiàn)共振現(xiàn)象。

圖3 固有頻率振動(dòng)云圖

對(duì)額定工況下的瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)性質(zhì)進(jìn)行分析，首先利用Adams軟件對(duì)軸承孔的動(dòng)態(tài)載荷進(jìn)行提取，選定0.1 s時(shí)的載荷數(shù)據(jù)，將載荷數(shù)據(jù)導(dǎo)入Hypermesh建立載荷集，將載荷集施加于模型中，設(shè)定動(dòng)力學(xué)分析的時(shí)間步長(zhǎng)為0.000 1，計(jì)算的時(shí)間時(shí)長(zhǎng)為0.1 s，計(jì)算步數(shù)為1 000開(kāi)始計(jì)算，為了精簡(jiǎn)，本文僅選定時(shí)間為0.038 8 s時(shí)的應(yīng)力云圖進(jìn)行展示，在此時(shí)刻的應(yīng)力值較大，額定工況下箱體的最大動(dòng)應(yīng)力曲線如圖4所示。

從下頁(yè)圖4可以看出，在額定工況下中間齒輪箱在二軸的軸承位置應(yīng)力值較大，這是由于軸承是箱體的主要載荷承載區(qū)域，當(dāng)模擬時(shí)間為0.038 8 s時(shí)，此時(shí)模型的應(yīng)力最大值為18.6 MPa，而額定工況下的箱體最大動(dòng)應(yīng)力曲線呈現(xiàn)波動(dòng)的態(tài)勢(shì)，波動(dòng)的應(yīng)力值圍繞14.1 MPa進(jìn)行上下幅動(dòng)，與0.038 8 s的應(yīng)力云圖呈現(xiàn)一致。

圖4 額定工況模擬云圖及動(dòng)應(yīng)力曲線

3 結(jié)語(yǔ)

1）利用數(shù)值模擬軟件對(duì)刮板輸送機(jī)減速器箱體進(jìn)行力學(xué)分析后發(fā)現(xiàn)，最大應(yīng)力值出現(xiàn)位置在輸出箱螺栓孔附近，此時(shí)的最大應(yīng)力值為27.6 MPa，為刮板輸送機(jī)減速器箱體優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考。

2）對(duì)固有頻率振動(dòng)云圖進(jìn)行分析發(fā)現(xiàn)，由于共振現(xiàn)象出現(xiàn)平移振動(dòng)。所以可知箱體的軸承座是整個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)的支撐部件，當(dāng)傳動(dòng)系統(tǒng)出現(xiàn)振動(dòng)時(shí)，造成齒輪在嚙合時(shí)出現(xiàn)沖擊受力，此時(shí)齒面的受力呈現(xiàn)不均勻性。

3）通過(guò)數(shù)值模擬研究發(fā)現(xiàn)，額定工況下的箱體最大動(dòng)應(yīng)力曲線呈現(xiàn)波動(dòng)的態(tài)勢(shì)，波動(dòng)的應(yīng)力值圍繞14.1 MPa進(jìn)行上下幅動(dòng)，與0.038 8 s的應(yīng)力云圖呈現(xiàn)一致，波動(dòng)應(yīng)力最大值為18.6 MPa。