掘進機截割減速器輕量化設計分析

皇甫杰

（山西蘭花科技創業股份有限公司 望云煤礦分公司，山西 高平 048400）

1 概 況

煤礦掘進機截割減速器結構設計時，為保障掘進機性能，通常會采用增加材料使用量等方法，導致掘進機截割減速器制造成本增加。針對該種情況，以望云煤礦EBZ200掘進機截割減速器為研究對象，在滿足載荷條件的同時，開展合理輕量化設計，減少減速器體積質量，節約減速器制造材料，降低制造成本。

2 掘進機截割減速器輕量化設計參數

望云煤礦EBZ200掘進機截割減速器采用YBUD-200/110-4/8型電機，輸入功率110 kW，額定轉速1481/737 r/min。改進前的掘進機截割減速器基本參數如下。

（1）太陽輪：一級太陽輪和二級太陽輪的模數為6、8；齒數為18、16；齒形角為20°；齒頂高系數為1；齒寬為80 mm、120 mm；分度圓直徑為108 mm、128 mm；齒頂圓直徑為120 mm、144 mm；齒根圓直徑為93 mm、141 mm；基圓直徑為101.487 mm、120.592 mm。

（2）行星輪：一級行星輪和二級行星輪的模數為6、8；齒數為26、19；齒形角為20°；齒頂高系數為1；齒寬為75 mm、112 mm；分度圓直徑為156 mm、152 mm；齒頂圓直徑為168 mm、168 mm；齒根圓直徑為141 mm、132 mm；基圓直徑為146.592 mm、142.833 mm。

（3）內齒圈：一級內齒圈和二級內齒圈的模數為6、8；齒數為72、56；齒形角為20°；齒頂高系數為1；齒寬為80 mm、120 mm；分度圓直徑為432 mm、448 mm；齒頂圓直徑為420 mm、432 mm；齒根圓直徑為447 mm、468 mm；基圓直徑為405.947 mm、342.982 mm。

根據仿真模擬試驗和日常使用經驗，對EBZ200掘進機截割減速器進行輕量化調整，具體參數如下。

（1）太陽輪：一級太陽輪和二級太陽輪的模數為5.5、6；齒數為17、19；齒形角為20°；齒頂高系數為1；齒寬為80 mm、120 mm；分度圓直徑為93.5 mm、114 mm；齒頂圓直徑為104.5 mm、126 mm；齒根圓直徑為79.75 mm、99 mm；基圓直徑為87.861 mm、107.125 mm。

（2）行星輪：一級行星輪和二級行星輪的模數為5.5、6；齒數為25；齒形角為20°；齒頂高系數為1；齒寬為75 mm、113 mm；分度圓直徑為137.5 mm、150 mm；齒頂圓直徑為148.5 mm、162 mm；齒根圓直徑為123.75 mm、135 mm；基圓直徑為129.208 mm、140.954 mm。

（3）內齒圈：一級內齒圈和二級內齒圈的模數為5.5、6；齒數為67、69；齒形角為20°；齒頂高系數為1；齒寬為80 mm、120 mm；分度圓直徑為368.5 mm、414 mm；齒頂圓直徑為357.5 mm、402 mm；齒根圓直徑為382.25 mm、429 mm；基圓直徑為346.954 mm、389.033 mm。

3 掘進機截割減速器有限元模型構建

根據EBZ200掘進機截割減速器輕量化設計參數，通過SolidWorks軟件構建減速器各關鍵結構的三維幾何模型，包括行星架、太陽輪、行星輪、內齒輪等，為方便計算，對模型進行簡化處理，省略模型中倒角、小孔等不影響結構性能的細節。對模型進行虛擬裝配，實施結構件間干涉檢驗，確認不存在干涉問題后，形成如圖1所示的掘進機截割減速器輕量化模型。

圖1 掘進機截割減速器輕量化模型Fig.1 Lightweight model of roadheader cutting reducer

將掘進機截割減速器輕量化模型導入到ANSYS軟件中，根據XXX煤礦EBZ200掘進機截割減速器實際情況，配置10Cr2Ni4A合金結構鋼，單元屬性設置為C3D8R六面體單元，通過掃掠實體網格劃分法進行網格劃分。

4 仿真分析

4.1 行星機構

通過ANSYS軟件進行減速器行星機構有限元仿真分析。圖2～圖4為一級行星輪的等效變形云圖、等效應力云圖以及等效應變云圖，其他結構件仿真分析結果與之類似，具體仿真分析結果見表1。

圖2 一級行星輪等效變形云圖Fig.2 Equivalent deformation cloud diagram of first-stage planetary gear

圖4 一級行星輪等效應變云圖Fig.4 Equivalent strain cloud diagram of first-stage planetary gear

如表1所示，掘進機截割減速器輕量化設計中一級行星機構和二級行星機構中各關鍵結構件的安全系數均大于1（最大應力/許用應力），說明此次輕量化設計。在掘進機截割減速器行星機構中，一級太陽輪和二級太陽輪在有限元仿真分析中所承受的應力相對較大，分別為107.33 MPa和168.79 MPa；其次為行星輪，一級行星輪和二級行星輪所承受的應力分布為74.612 MPa和167.9 MPa；內齒圈所承受的應力值相對較小，一級內齒圈和二級內齒圈所承受的應力值分別為30.54 MPa和79.921 MPa。

表1 掘進機截割減速器行星機構有限元仿真結果Table 1 Finite element simulation results of planetary mechanism of roadheader cutting reducer

圖3 一級行星輪等效應力云圖Fig.3 Equivalent stress cloud diagram of first-stage planetary gear

總體來說，此次輕量化設計較為安全可靠，可滿足要求。不過從圖中可以看出，行星機構中太陽輪和行星輪所承受的應力相對較大，并且主要受力點位于齒輪嚙合區域，易產生塑性變形，所以輕量化設計后應對行星齒輪表面進行滲碳淬火等熱處理工藝，增加齒輪表面硬度。

4.2 行星架

通過ANSYS軟件進行掘進機截割減速器行星架有限元仿真分析。圖5～圖7為一級行星架仿真模擬結果，二級行星架仿真分析過程與一級行星架基本一致。

圖5 一級行星架等效應力云圖Fig.5 Equivalent stress cloud diagram of first-stage planet carrier

圖6 一級行星架等效應變云圖Fig.6 Equivalent strain cloud diagram of first-stage planet carrier

圖7 一級行星架安全系數云圖Fig.7 Safety factor cloud diagram of first-stage planet carrier

通過仿真分析可知，EBZ200掘進機行星減速器輕量化設計中一級行星架有限元仿真分析中所承受的最大應力為45.491 MPa，最大應變為0.000 24 mm，最大變形為0.011 40 mm，安全系數為5.495 6。二級行星架有限元仿真分析中所承受的最大應力為101.79 MPa，最大應變為0.000 51 mm，最大變形為0.034 386 mm，安全系數為2.455 9。

從圖中可以看出，行星架最大受力區域集中在行星架與行星輪軸聯接區域，最大變形區域為行星輪軸區域。相較于一級行星架，二級行星架所承受的應力和應變更大，但總體來說行星架性能符合要求。

5 工程應用

為進一步驗證掘進機截割減速器輕量化設計可行性和應用價值，將輕量化設計應用于望云煤礦中，改進前后的截割減速器質量見表2。

如表2所示，改進前后掘進機截割減速器的總質量分別為406.5 kg和359.5 kg，相較于改進前，改進后的輕量化設計中掘進機截割減速器的質量減輕11%，并且在為期6個月的工程應用中未出現任何異常，說明此次掘進機截割減速器輕量化設計的可行性。

表2 掘進機截割減速器改進前后質量對比Table 2 Quality comparison of roadheader cutting reducer before and after improvement

6 結 語

綜上所述，以望云煤礦EBZ200型掘進機截割減速器為研究對象，進行掘進機截割減速器輕量化設計，該設計經過有限元仿真分析和實際工程應用分析，可以滿足望云煤礦EBZ200掘進機安全生產要求，輕量化改進后的掘進機截割減速器的質量減輕11%，達到了減少體積質量，節約減速器制造材料，降低制造成本的目的。