郭澤東
(山西焦煤集團西山煤電有限責(zé)任公司白家莊礦業(yè)公司,太原 030000)
近年來,隨著煤礦開采工程技術(shù)的持續(xù)進步,采煤機的整體性能也得到了巨大的提高。目前,大量采煤機的牽引系統(tǒng)仍然采用兩輪行走方式,其結(jié)構(gòu)性能隨著現(xiàn)代設(shè)計技術(shù)的發(fā)展而顯得相對落后[1]。另外,采煤機幾十噸的自重和采煤作業(yè)時遇到的較大阻力,致使行走輪常常超負荷運轉(zhuǎn),當(dāng)其受到瞬間的沖擊時,常常會發(fā)生齒根折斷現(xiàn)象,這是最為常見且最為嚴(yán)重的行走輪失效形式[2]。這種現(xiàn)象可以從疲勞斷裂的角度加以解釋,行走輪在與銷排嚙合時,輪齒表面會產(chǎn)生較大的接觸應(yīng)力,特別是當(dāng)行走輪受到?jīng)_擊時會產(chǎn)生更大的接觸應(yīng)力,當(dāng)沖擊頻率過高,接觸應(yīng)力大于材料的疲勞強度,在輪齒表面產(chǎn)生塑性積累和微觀裂紋,裂紋隨著載荷的作用而擴展,直至輪齒斷裂[3]。輪齒折斷后會造成采煤機行走機構(gòu)的整體失效,對井下作業(yè)人員的安全造成威脅,也對生產(chǎn)造成較大的時間損失和經(jīng)濟損失。因此,有必要開展行走輪輪齒在嚙合時彎曲強度計算的研究,使研究方法能夠為輪齒的設(shè)計與生產(chǎn)制造提供理論支持,也為其他類似產(chǎn)品的開發(fā)提供借鑒。
采煤機行走部結(jié)構(gòu)上由行走輪、銷排和導(dǎo)向滑靴構(gòu)成。行走輪按輪齒輪廓的類型可分為漸開線行走輪和擺線行走輪,本文主要討論齒廓形狀為漸開線的行走輪。導(dǎo)向滑靴所起的主要作用是確保行走輪、銷排的正確嚙合,以此保證采煤機正確的行進路線,同時導(dǎo)向滑靴與行走輪鉸接承受采煤機的自重及一部分側(cè)向的工作載荷[4]。銷排通常按照節(jié)距分類,有146 mm和125 mm 2種。
采煤機的工作原理為:行走輪受到牽引箱的動力輸出而轉(zhuǎn)動,行走輪轉(zhuǎn)動而與固定銷排嚙合,使采煤機整機直線行走,其中行進路徑由刮板機的軌道決定。根據(jù)工作原理的描述可以看出,行走輪是這個局部系統(tǒng)的動力提供者,主要承受牽引拉力;銷排與行走輪嚙合,主要承受采煤機的自重和牽引載荷;導(dǎo)向滑靴需承受采煤機自重和一部分側(cè)向工作載荷。
本文研究對象為行走輪的齒根折斷現(xiàn)象,進行受力分析時也主要考慮行走輪的受力分析。已有文獻的研究表明,忽略安裝等現(xiàn)實因素的影響,行走輪所受載荷沿嚙合線均勻分布,分析時可用集中力代替且作用在嚙合線上任意一嚙合點即可[5-8]。嚙合點受力主要為垂直于齒面的法向力Fn,理論上可將法向力分解為2個相互垂直的分度圓切向力Ft和徑向力Fr,其中Ft為驅(qū)動行走輪運動的動力、Fr為上抬力。3個力之間的關(guān)系可表示為:
式中:Tn為牽引力矩,N·mm;d為分度圓直徑,mm;α為嚙合角。
本文以某型采煤機為例來說明行走輪輪齒的彎曲強度分析流程。其主要參數(shù)為:牽引輸出轉(zhuǎn)矩為42.4 kN·m;采煤機自重為39 t。按照第2節(jié)中行走輪載荷的計算公式,可得行走輪最大法向載荷為Fn=191.6 kN;分度圓切向載荷為Ft=181.3 kN;上抬力為Fr=66.4 kN。
基于Solidworks三維建模軟件建立行走輪的三維模型,其建模參數(shù)如表1所示。
表1 行走輪尺寸參數(shù)
按照以上參數(shù)建立行走輪模型,如圖1所示。
圖1 行走輪三維模型
圖2 輪齒網(wǎng)格劃分
圖3 輪齒載荷及約束信息
行走輪材料選用18Cr,其彈性模量為210 GPa;泊松比為0.28;密度為7 910 kg/m3。根據(jù)研究目的,只需研究某一個輪齒的受力變形情況即可,因此對其中一個輪齒劃分網(wǎng)格,單元類型采用8節(jié)點Solid185單元,以保證計算結(jié)果的精確性,并在齒根接觸部位進行網(wǎng)格細化。最終單元數(shù)量為1 923個;節(jié)點數(shù)量為1 762個。網(wǎng)格劃分如圖2所示。
依據(jù)載荷計算結(jié)果在輪齒分度圓線上施加線載荷,對輪齒兩個側(cè)面及底面施加全約束,以模仿輪齒的實際情況,如圖3所示。圖中箭頭所指即為法向載荷在分度圓線上的載荷施加,兩側(cè)及底部為全約束。完成上述步驟后提交Ansys計算,獲得計算結(jié)果。
在Ansys后處理中查看輪齒的應(yīng)力與應(yīng)變情況,分別如圖4~5所示。由圖可知,齒頂尖端出現(xiàn)應(yīng)力集中最大等效用力為1 556.5 MPa;提取其他應(yīng)力如最大拉應(yīng)力為443.2 MPa,出現(xiàn)位置在靠左側(cè)的齒根處;最大壓應(yīng)力為548.9 MPa,出現(xiàn)在右側(cè)齒根;最大等效應(yīng)變?yōu)?.359×10-6。從以上統(tǒng)計結(jié)果可以看出,齒尖發(fā)生了嚴(yán)重的應(yīng)力集中,其值遠大于材料屈服應(yīng)力630 MPa,這是由于施加分度圓線載荷,實際上是以集中載荷施加在相應(yīng)位置的節(jié)點處。由于是集中力直接施加,勢必會引起失真的應(yīng)力集中,因此齒尖的應(yīng)力不作為參考。根據(jù)圣維南定理,齒根處的應(yīng)力是真實可靠的。雖然齒根處的應(yīng)力未大于材料屈服強度,但已較為接近,在長時間工作后容易在齒根表面產(chǎn)生塑性累積進而出現(xiàn)微裂紋,裂紋萌生、擴展導(dǎo)致齒根斷裂。
圖4 輪齒等效應(yīng)力云圖
圖5 輪齒應(yīng)變云圖
仿真分析結(jié)果表明,齒根斷裂是由于齒根處較大的應(yīng)力引起的疲勞斷裂。在生產(chǎn)制造上,提高行走輪疲勞壽命可從以下幾個方面考慮:
(1)選用疲勞強度更好、更耐磨的材料,結(jié)合合理的熱處理方式,達到最佳工藝方案;
(2)可考慮增加行走輪、銷排的嚙合面積,加大齒根處的圓角半徑,使其更加圓滑地過度,以降低應(yīng)力集中程度,從而提高疲勞壽命;
(3)盡可能地保證行走輪的制造加工精度,最大限度地保證每次行走都在規(guī)定的節(jié)距、中心距下,減少沖擊對行走輪輪齒壽命的影響;
(4)選擇轉(zhuǎn)換率更高、更易潤滑的軸承,減少由軸承帶來的行走輪輪齒受載不均。
采用以上改進思路,對輪齒進行了改進設(shè)計。為進一步驗證改進后輪齒的實際應(yīng)用效果,將其在采煤機上進行了為期6個月的應(yīng)用測試。在輪齒使用過程中,整體結(jié)構(gòu)的變形程度有所降低,其齒頂、齒根等部位基本未出現(xiàn)較大程度的接觸面磨損或輪齒斷裂等故障現(xiàn)象,采煤機設(shè)備的運行穩(wěn)定性也得到明顯提升。在測試期間,同期相比,采煤機因行走輪故障而產(chǎn)生的設(shè)備無法正常運行的頻率降低了將近60%,因此,改進后的行走輪部件得到了一致認可。
本文針對頻發(fā)的行走輪輪齒齒根折斷現(xiàn)象,提出用有限元手段來進行輪齒彎曲強度的分析。簡要介紹了行走部的構(gòu)成,分析了行走輪輪齒的受力,并以某型采煤機為例來說明有限元計算輪齒彎曲強度的步驟及流程。通過有限元分析結(jié)果可知,齒根應(yīng)力小于材料屈服強度,滿足靜強度要求,但齒根應(yīng)力已較為接近屈服應(yīng)力,并由此產(chǎn)生塑性累積與流動,最終形成微裂紋,造成輪齒的疲勞折斷。由此給出了相應(yīng)的提高行走輪輪齒疲勞壽命的建議。本文提供的輪齒有限元分析方法及分析結(jié)果,可為行走輪的生產(chǎn)制造提供理論支持,也可供同類型產(chǎn)品研發(fā)借鑒。