高舉升臂的高原型地下鏟運機傳動系統(tǒng)的設計

張學穩(wěn)

(安徽銅冠機械股份有限公司 技術中心，安徽 銅陵 244000)

高舉升臂的高原型地下鏟運機傳動系統(tǒng)的設計

張學穩(wěn)

(安徽銅冠機械股份有限公司 技術中心，安徽 銅陵 244000)

本文以WJ-3G高原型地下鏟運機為研究對象，首先對其整機傳動系統(tǒng)部件進行選型，并根據(jù)柴油機外特性參數(shù)和液力變矩器的特性參數(shù)進行匹配計算，從而驗證各傳動部件選型的可行性；再利用Solidworks軟件對高舉升臂的工作機構進行三維實體建模，通過Solidworks與ANSYS軟件的接口將模型輸入到ANSYS中，從而對極限工況下的工作機構進行力學分析、疲勞壽命分析，從而為高舉升臂的可靠性設計提供了理論保證。

高舉升臂；高原型；地下鏟運機；匹配計算

0 引言

地下鏟運機是地下礦山無軌采礦的核心設備。地下鏟運機工作時，由于地面條件很差，工作條件很惡劣(如硬路面、軟路面、上坡、下坡、急轉(zhuǎn)彎、空載、滿載等)，影響牽引性能的因素很多，各系統(tǒng)都處于動態(tài)工作過程[1]，而高原地區(qū)的空氣稀薄，空氣中含氧量、大氣壓、空氣溫度、水沸點也較低，這些都將引起地下鏟運機的動力性有所變化[2]，因此傳動系統(tǒng)各部件的合理匹配就尤為重要；而卸載高度是地下鏟運機的一個基本參數(shù)，為了實現(xiàn)WJ-3G高原型地下鏟運機的卸載高度由1850 mm增至2300 mm，從而滿足客戶的高舉升臂要求，需要對現(xiàn)有工作機構進行分析設計。

1 高原型地下鏟運機傳動系統(tǒng)的設計

1.1 傳動系統(tǒng)各部件的選型及參數(shù)

現(xiàn)3立方柴鏟的柴油機選用德國道依茨公司的BF6L914C渦輪增壓風冷發(fā)動機，額定功率是150 kW，額定轉(zhuǎn)速是2300 rpm，額定扭矩370 Nm；液力變矩器選用美國DANA公司的C273型變矩器，偏置比是0.96，失速比是3.095，變矩器泵輪與柴油機飛輪采用13.00英寸的柔性盤連接；變速箱選用美國DANA公司的R32000系列變速箱，前后4檔，1檔至4檔的傳動比分別為5.01、2.41、1.39、0.81；前、后驅(qū)動橋選用美國DANA公司的16D2149，總傳動比是26.118；輪胎根據(jù)前、后橋軸荷及輪胎承載能力，選用17.5-25輪胎，動力半徑0.650 m,其整機重量是17.6 t，載重量是6 t。

柴油機在高海拔或高溫地區(qū)工作時，為了不使燃油品質(zhì)變壞，柴油機受熱部件熱負荷過分增大的情況下，必須降低噴油量，從而使柴油機功率下降，為此需要對柴油機功率進行修正。按照德國道依茨公司功率修正辦法，在海拔1000 m以下，功率修正僅與大氣溫度有關，1000 m以上功率修正則與海拔高度及大氣溫度都有關[2]，海拔每升高1000 m，功率對應下降8%～13%，約10 kW，海拔高度及溫度變化對柴油機動力性能的影響，具體見圖1。

圖1 FL914W、FL413FW發(fā)動機在海拔高度及溫度變化的情況下功率下降曲線

根據(jù)圖1所示，高原型3立方柴鏟的柴油機初步選定為德國道依茨F8L413F渦輪增壓風冷發(fā)動機，額定功率是188 kW，額定轉(zhuǎn)速是2500 rpm,額定扭矩430 Nm，其他傳動件同3立方柴鏟，在4000～5000 m高原上工作，經(jīng)損失后柴油機功率約為150 kW，轉(zhuǎn)速約為2300 rpm，扭矩約為375 Nm。

1.2高原型3立方柴鏟各檔位速度、牽引特性與爬坡能力的計算

根據(jù)地下鏟運機傳動系統(tǒng)動力傳遞過程，現(xiàn)計算地下鏟運機在1檔時的行駛速度、牽引力、總傳動比、動力因素和爬坡角，具體計算過程如下：

V=0.377NTrk/Σ[2]=
0.377×2300×0.65/0.96×5.01×26.118=
4.49 km/h

(1)

式中V—地下鏟運機行駛速度，km/h；NT—變矩器渦輪轉(zhuǎn)速，r/min；rk—輪胎的滾動半徑，m；

(2)

式中Σi—傳動系統(tǒng)總傳動比；TE—牽引力，N；MT—渦輪輸出力矩，N·m；η—傳動系統(tǒng)總效率，η=0.8；AC—空氣阻力系統(tǒng)，AC=0.046 N/(km/h·m)2；FA—地下鏟運機迎風面積，m2；

Σi=iORiTRiAR[2]=0.96×5.01×26.118=125.6

(3)

式中Σi—傳動系統(tǒng)總傳動比；iOR—變矩器偏置傳動比；iTR—變速箱各檔傳動比；iAR—驅(qū)動橋總傳動比；

D=TE/EVW[2]=179000/236000=0.76

(4)

式中TE—牽引力，N；D—地下鏟運機動力因素；EVW—地下鏟運機總重；

α=arcsin(D-f)[2]=arcsin(0.76-0.02)=47.7°

(5)

式中α—地下鏟運機爬坡角，°；f—滾動阻力系數(shù)，f=0.02；SC—地面附著系數(shù)，SC=0.6。

再分別將變速箱2檔、3檔和4檔的傳動比2.41、1.39、0.81代入公式(1)、(2)、(4)、(5)，得到表1結(jié)果：

表1 各檔位動力性能參數(shù)比較

根據(jù)表1可知，該高原型地下鏟運機具有較好的牽引能力和爬坡能力，能夠滿足礦山的實際使用要求。

2 高舉升臂的工作機構設計

2.1 動臂改進后模型

為實現(xiàn)地下鏟運機卸載高度由1850 mm增至2300 mm，滿足客戶特殊使用要求，利用Solidworks對地下鏟運機高舉升臂進行三維實體建?？芍?，需將大臂加長130 mm，鏟斗縮短200 mm，舉升缸行程由540 mm加長至555 mm，見圖2。

圖2 高舉升臂的三維模型

2.2 高舉升臂的力學分析

對整個高舉升臂工作機構進行力學計算，由于在工作機構的插入、收斗、舉升、卸斗這4種工況中，插入工況受力最大，更能反應實際工況。插入姿態(tài)示意圖如圖3所示，對高舉升臂的插入姿態(tài)各鉸接點受力分析結(jié)果，見表2。

圖3 插入姿態(tài)示意圖

表2 插入姿態(tài)各點受力情況

由表2可知：插入狀態(tài)時，動臂上G點在X方向上受力最大，在總的受力上也是最大。

2.3 高舉升臂的靜力學分析

在ANSYS中對高舉升臂進行劃分網(wǎng)格、創(chuàng)建耦合點、施加邊界約束條件、施加載荷(對動臂施加2倍靜力載荷來模擬沖擊工況)后在求解器中進行求解計算[3]，如圖4所示，得應力分析結(jié)果如圖5所示。

圖4 前處理模型

圖5 高舉升臂應力分析結(jié)果

由圖5可知：高舉升臂的危險部位還是發(fā)生在動臂圍板上面部位和前曲部位，兩危險部位的最大應力如圖6和圖7所示，局部應力圖如圖8所示。

圖6 圍板上面危險部位

圖7 圍板前曲部位

圖8 圍板局部危險部位

由圖6和圖7可知，最容易發(fā)生破壞的兩個部位的最大應力分別是159 MPa和149 MPa。相對于HG70材料的抗拉強度是700 MPa來說，是滿足強度、剛度要求的。

HG70材料的S-N曲線如圖9所示。

2.4 疲勞壽命分析

對高舉升臂計算的應力結(jié)果進行疲勞壽命計算，計算結(jié)果如圖10所示，其使用年限見表3。

由表3可知：對于把動臂與鏟斗連接處水平部位加長130 mm后的模型進行應力分析得危險截面的平均應力為159 MPa，計算其疲勞壽命，得到使用年限為1年6個月。

圖9 HG70的S-N曲線

圖10 動臂加長后疲勞壽命計算結(jié)果

表3 動臂加長后使用年限

2.5 方案比較

將原動臂方案和現(xiàn)高舉升臂方案進行比較，具體見表4。

表4 兩種方案比較結(jié)果

由表4可知：高舉升臂與原動臂相比，與鏟斗連接處的水平部位加長130 mm，危險截面最大應力增大8 MPa，使用年限少7個月，使用年限仍滿足客戶要求。

3 結(jié)論

(1)根據(jù)柴油機和液力變矩器共同工作的輸出特性，進行了高原型3立方柴鏟各檔位牽引特性和爬坡能力計算，計算結(jié)果驗證了各傳動件選型的可行性。

(2)通過對高舉升臂的工作機構進行受力分析，確定了其使用年限，從而滿足了客戶的特殊要求。

[1] 戰(zhàn)凱.12 t地下自卸卡車傳動系統(tǒng)匹配及牽引特性分析[J].礦山機械，1999，(2)：21-22.

[2] 高夢熊.地下裝載機[M].北京：冶金工業(yè)出版社，2011.

[3] 謝龍漢.ANSYS結(jié)構及動力學分析[M].北京：電子工業(yè)出版社，2012.

TransmissionDesignofPlateauHighLiftArmofUndergroundLHD

ZHANG Xue-wen
(Technology Center, Anhui Tong Guan Machinery Co., Ltd. Tongling 244000, China)

The paper focuses on WJ-3G plateau underground scraper, takes whole driveline components selection, matching based on external characteristics of the diesel engine parameters and torque converter parameters to verify the transmission parts feasibility selection. Uses Solidworks software to reuse high lift arm body of work for three-dimensional solid modeling, by Solidworks and ANSYS software interface to ANSYS model input, thus the limit conditions for the work of agencies mechanical analysis, fatigue analysis, so as to high lift arm design provides a theoretical guarantee reliability.

high lift arm；plateau；underground LHD；matching calculation

2013-10-16

張學穩(wěn)(1986-)，男，安徽靈璧人，助理工程師，大學本科，主要從事機械設計工作。

TD422.4

B

1003-8884(2014)02-0041-04