薄煤層采煤機(jī)可靠性的分析與疲勞壽命的預(yù)測(cè)

沈文亮

（西山煤電股份公司礦業(yè)管理有限公司， 山西 太原 030053）

引言

采煤機(jī)工作的可靠性主要受殼體部件影響，殼體部件是采煤機(jī)的薄弱環(huán)節(jié)，以往的設(shè)計(jì)方法主要依靠設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)對(duì)其尺寸和結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)，容易出現(xiàn)偏差，影響其工作可靠性和使用壽命。近年來(lái)，隨著信息技術(shù)的發(fā)展，基于虛擬機(jī)技術(shù)對(duì)其殼體進(jìn)行設(shè)計(jì)得到了廣泛應(yīng)用，其可以有效提高設(shè)計(jì)效果[1]。在設(shè)計(jì)過程中，首先要對(duì)采煤機(jī)的可靠性和疲勞壽命進(jìn)行分析預(yù)測(cè)，從而保證設(shè)計(jì)的合理性。

1 薄煤層采煤機(jī)的可靠性分析

1.1 剛?cè)狁詈象w系動(dòng)力學(xué)分析

采煤機(jī)殼體是牽引部件和液壓部件的重要載體，對(duì)搖臂工作起到支撐作用，是采煤機(jī)設(shè)計(jì)的關(guān)鍵。薄煤層采煤機(jī)整體結(jié)構(gòu)存在剛?cè)狁詈闲裕谄浣馗蠲罕谶^程中，剛性構(gòu)建與柔性構(gòu)建分別發(fā)生大位移運(yùn)動(dòng)和小變形運(yùn)動(dòng)，且兩者之間相互影響，發(fā)生強(qiáng)烈耦合作用[2]。采煤機(jī)殼體主要分為牽引部殼體和搖臂殼體兩部分，在兩者的平面圖上建立慣性坐標(biāo)系，如圖1所示。

圖1 慣性向量坐標(biāo)系

則牽引部殼體某點(diǎn)P的位置矢量可以表示為rp=b0+A（sp+up）。其中：b0是慣性坐標(biāo)系到局部坐標(biāo)系的位置矢量，A是局部坐標(biāo)系到慣性坐標(biāo)系的變換矩陣，sp是殼體未變形的P點(diǎn)位置向量，up是相對(duì)變形量?？梢杂稍撌酵茖?dǎo)出P點(diǎn)的速度表達(dá)式，進(jìn)而推導(dǎo)出其廣義坐標(biāo)形式，將其與重力勢(shì)能、廣義剛度矩陣以及能量損耗函數(shù)帶入Lagrange方程，可以得到該系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)微分方程，在此基礎(chǔ)上，計(jì)算其牽引阻力，并進(jìn)行動(dòng)力仿真分析。

1.2 牽引阻力計(jì)算

在采煤機(jī)設(shè)計(jì)過程中，牽引阻力是一個(gè)重要工作參數(shù)，主要根據(jù)煤層物理機(jī)械性質(zhì)、采煤機(jī)自重、工作面傾角、銷軌摩擦阻力以及側(cè)向力等進(jìn)行確定。其中，采煤機(jī)的自重以及外荷載是其重要決定因素。在計(jì)算采煤機(jī)所要克服的牽引阻力時(shí)，除了上述參數(shù)，還要考慮到滾筒的推進(jìn)阻力和采煤機(jī)的截割阻力。銷軌摩擦系數(shù)一般取0.18，經(jīng)驗(yàn)系數(shù)取0.6～0.8，工作面傾角為0°～16°。若采煤機(jī)移動(dòng)部分質(zhì)量取190 kN，通過計(jì)算可得，牽引阻力的最大值為202.904 kN，最小值為177.551 kN。

1.3 動(dòng)力仿真分析

在進(jìn)行動(dòng)力仿真分析前，首先利用三維建模軟件對(duì)采煤機(jī)的零部件進(jìn)行建模和裝配，保留其殼體圓角，忽略倒角和小孔。采用等質(zhì)量實(shí)體化對(duì)牽引部電業(yè)控制部分進(jìn)行處理，利用三維建模軟件對(duì)模型進(jìn)行靜態(tài)干涉檢查，最后與ADAMS接口進(jìn)行連接，完成三維模型的導(dǎo)入。由于采煤機(jī)的殼體部分較為復(fù)雜，需要使用二次四面體單元，在建模時(shí)對(duì)其進(jìn)行網(wǎng)格劃分，得到模態(tài)中性文件，并采用ADAMS-flex模塊進(jìn)行優(yōu)化處理。

在此基礎(chǔ)上，基于Matlab進(jìn)行編程，利用載荷模擬程序模擬前滾筒的最大抬起角度和煤巖堅(jiān)固系數(shù)，在底板堅(jiān)固系數(shù)為7、后滾筒的臥底量為60 mm、牽引速度為4 m/min的條件下，得出采煤機(jī)載荷曲線，將其生成的文件導(dǎo)入ADAMS中，利用其View模塊對(duì)采煤機(jī)進(jìn)行動(dòng)力仿真分析，提取時(shí)域牽引阻力曲線，見圖2。從其曲線圖中可以看出，當(dāng)滾筒截割煤壁時(shí)，瞬時(shí)牽引阻力最大可達(dá)309 kN，平均牽引阻力為184 kN，與上述理論計(jì)算值基本相符，因此采煤機(jī)建模及動(dòng)力仿真分析具有較高的可信度。

圖2 時(shí)域牽引阻力曲線圖

利用該方法得到采煤機(jī)殼體的應(yīng)力分布圖（見圖3），從圖3中可以看出，采煤機(jī)在工作過程中，搖臂殼體的最大應(yīng)力值節(jié)點(diǎn)出現(xiàn)在其與調(diào)高油缸的連接下耳處，牽引部殼體的最大應(yīng)力值節(jié)點(diǎn)出現(xiàn)在其與支撐滑靴的連接處，且在與調(diào)高油缸連接耳部的應(yīng)力值較大。在仿真加載的瞬間，最大應(yīng)力節(jié)點(diǎn)的應(yīng)力值會(huì)超過許用應(yīng)力，在平穩(wěn)截割時(shí)，最大應(yīng)力值小于許用應(yīng)力，工作過程的安全系數(shù)較高。

圖3 采煤機(jī)殼體的應(yīng)力分布圖

如果采煤機(jī)工作時(shí)殼體出現(xiàn)較大幅度的變形，會(huì)導(dǎo)致其薄弱部分出現(xiàn)裂紋，并快速擴(kuò)展，進(jìn)而導(dǎo)致殼體剛度不足，失去作用。利用仿真模型將殼體的變形量進(jìn)行放大，分析發(fā)生變形的主要部位及其變形原因。出現(xiàn)較大變形的部位主要包括搖臂殼體伸出端、惰輪安裝孔以及殼體下耳處。這是因?yàn)橄露吭跐L筒截割煤壁時(shí)起支撐和固定的作用，而伸出端承受煤壁的作用力，彎矩較大，所以容易發(fā)生變形。惰輪安裝孔處的變形主要是由于雙電機(jī)的驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)速差使其產(chǎn)生自干涉作用，會(huì)引起殼體附加變形。因此，可以通過減小電機(jī)轉(zhuǎn)速差、增加伸出端的殼體厚度等措施，減小殼體變形幅度。牽引部殼體的長(zhǎng)度較大，采用整體鍛造工藝，工作時(shí)的變形主要是彎矩導(dǎo)致的，可以采用對(duì)其電控部分增加加強(qiáng)筋的措施進(jìn)行優(yōu)化，或使用性能較好的優(yōu)質(zhì)材料，提升殼體剛度，減輕其變形效果。

2 采煤機(jī)疲勞壽命預(yù)測(cè)

2.1 殼體疲勞損傷分析

對(duì)采煤機(jī)的殼體疲勞壽命進(jìn)行預(yù)測(cè)，首先建立殼體材料的S/N曲線，然后利用ADAMS的Durability模塊導(dǎo)出應(yīng)力結(jié)果文件、實(shí)踐彩盒文件和模態(tài)文件。分別對(duì)殼體的關(guān)鍵節(jié)點(diǎn)進(jìn)行多工況疊加處理，并對(duì)其載荷譜進(jìn)行強(qiáng)化外推處理，得到疲勞預(yù)測(cè)的目標(biāo)載荷譜。從其分析結(jié)構(gòu)中選擇5個(gè)疲勞循環(huán)次數(shù)最少的節(jié)點(diǎn)作為分析對(duì)象，得到殼體壽命云圖。其中，搖臂殼體的疲勞循環(huán)次數(shù)最少的節(jié)點(diǎn)疲勞損傷值為 1.011 52×10-7，循環(huán)次數(shù) 9.886 1×106，提取應(yīng)力值曲線，最大值為140.375 1 MPa，應(yīng)力平均值為64.771 8 MPa。預(yù)期應(yīng)力值相近的其他節(jié)點(diǎn)預(yù)期波動(dòng)規(guī)律相似，疲勞循環(huán)次數(shù)也相同。牽引部殼體的疲勞循環(huán)次數(shù)最少的節(jié)點(diǎn)循環(huán)次數(shù)為7.308 5×106，比搖臂殼體小。疲勞壽命分析結(jié)構(gòu)中，疲勞壽命最低的節(jié)點(diǎn)與應(yīng)力最大節(jié)點(diǎn)的分布規(guī)律相符。

2.2 分析預(yù)測(cè)結(jié)果

根據(jù)上述對(duì)采煤機(jī)工作可靠性及疲勞壽命的分析，可以得出以下幾點(diǎn)結(jié)論：一是采用動(dòng)力仿真分析的牽引阻力與理論計(jì)算值相符，說(shuō)明動(dòng)力反正分析具有較高的合理性；二是采煤機(jī)殼體的最大主應(yīng)力值比材料許用應(yīng)力值大，最大應(yīng)力值的分布位置主要出現(xiàn)于殼體與調(diào)高油缸的連接處以及與支撐滑靴的連接處，最大變形位置出現(xiàn)于伸出端，電控箱的變形向下，減速箱的變形向上，牽引部殼體的長(zhǎng)度在變形起主導(dǎo)作用，應(yīng)采用加強(qiáng)筋提高電控箱部分的剛度；三是牽引部殼體的疲勞循環(huán)次數(shù)比搖臂殼體小，其疲勞壽命薄弱處的分布情況與應(yīng)力值較大的節(jié)點(diǎn)分布規(guī)律相符[3]。通過上述研究分析，可以提早發(fā)現(xiàn)采煤機(jī)剛性部件與柔性部件的相互影響作用，掌握強(qiáng)烈耦合作用下的應(yīng)力和形變規(guī)律，準(zhǔn)確預(yù)測(cè)出采煤機(jī)在荷載下的薄弱環(huán)節(jié)，從而采取有效的加強(qiáng)措施，延長(zhǎng)采煤機(jī)使用壽命，降低其維護(hù)生本，同時(shí)為其可靠作業(yè)提供保障。

3 結(jié)語(yǔ)

采煤機(jī)屬于剛?cè)狁詈象w系，其剛性部件與柔性部件相互作用，存在強(qiáng)烈耦合關(guān)系。利用虛擬建模方法對(duì)采煤機(jī)進(jìn)行設(shè)計(jì)，從牽引力設(shè)計(jì)著手，建立殼體模型，對(duì)其進(jìn)行動(dòng)力仿真分析，確定其許用應(yīng)力值和最大應(yīng)力值出現(xiàn)的位置，掌握其應(yīng)力值分布規(guī)律。在此基礎(chǔ)上，合理設(shè)計(jì)構(gòu)建尺寸和結(jié)構(gòu)，可以提高采煤機(jī)工作的可靠性，延長(zhǎng)其使用壽命。

參考文獻(xiàn)

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