張睿
(中國煤炭科工集團 太原研究院, 山西 太原 030006)
回轉(zhuǎn)耳架位于掘進機機架與截割機構(gòu)之間,是掘進機上不可或缺的連接部件,同時也是截割機構(gòu)的重要支撐部件。截割機構(gòu)通過回轉(zhuǎn)耳架實現(xiàn)上下擺動、左右回轉(zhuǎn)等操作,承受著來自截割機構(gòu)復雜交變的沖擊載荷及傾覆力矩[1]。研究人員對不同工況下的回轉(zhuǎn)耳架進行受力分析,找到受力薄弱點,這將為掘進機回轉(zhuǎn)耳架的設(shè)計提供更加全面扎實的理論依據(jù),從而指導相關(guān)回轉(zhuǎn)耳架模型的建立。
復雜多變的地質(zhì)條件和惡劣閉塞的工作環(huán)境,是掘進機所在巷道及工作場地的主要特點;而且掘進機截割機構(gòu)在截割硬巖時,會引發(fā)整機猛烈振動,機器容易發(fā)生失穩(wěn)等狀況。因此,保證回轉(zhuǎn)耳架底部與掘進機前機架連接強度具備較高的可靠性很有必要。
160型薄煤層掘進機的回轉(zhuǎn)機構(gòu)由回轉(zhuǎn)部分(回轉(zhuǎn)耳架)與固定部分(回轉(zhuǎn)支承)共同組成。首先由回轉(zhuǎn)支承通過54條M20螺栓與焊接在前機架上的回轉(zhuǎn)底座連接,之后通過46條M20的螺栓與回轉(zhuǎn)耳架連接組成。這種連接方式具有以下優(yōu)點:
1) 具有足夠的強度、剛度。
2) 具有抵抗較高沖擊載荷的性能。
3) 方便拆裝與搬運。
回轉(zhuǎn)耳架的兩種最普遍的工況是左右擺動截割工況及上下俯仰截割工況。
圖1為截割頭從右向左擺動的受力分析圖。
圖1 截割頭從右向左擺動的受力分析圖
根據(jù)受力平衡可得:
F1×L1+F2×L2=Ft×Lt
(1)
式中:F1為左側(cè)油缸的拉力;F2為右側(cè)油缸的推力;Ft為截割牽引力;L1、L2、Lt為各力的力臂。
液壓缸的拉力為:
F1=P×π[(D/2)2-(d/2)2]
(2)
式中:P為油缸壓力;D為油缸內(nèi)徑;d為活塞桿直徑。
液壓缸的推力為:
F2=P×π(D/2)2
(3)
通過油缸選型和數(shù)據(jù)測量,160型薄煤層掘進機在中位時切割牽引力最大,得到以下數(shù)值:P=25 MPa,D=180 mm,d=110 mm,Lt=3 615 mm,L1=L2=898 mm。
將式(2)和式(3)代入式(1)中求得:Ft=256.9 kN。
將以上數(shù)據(jù)代入到SolidWorks有限元分析軟件中進行仿真運行應(yīng)用,得到回轉(zhuǎn)耳架在左右擺動截割工況下的應(yīng)力云圖和變形云圖,分別如圖2和圖3所示?;剞D(zhuǎn)耳架上的最大應(yīng)力是147.5 MPa,位于截割回轉(zhuǎn)油缸耳架與回轉(zhuǎn)耳架連接焊縫位置?;剞D(zhuǎn)耳架上的最大形變量是0.38 mm,位于回轉(zhuǎn)耳架與截割回轉(zhuǎn)油缸連接位置。
圖4為截割頭從下到上截割的受力分析圖。
根據(jù)受力平衡可得:
2×F2×L2=Ft×Lt+G×L0
(4)
式中:F2為截割升降油缸推力;G為截割機構(gòu)的重力;L2、L0為上下擺下擺動時各力的力臂。
圖2 回轉(zhuǎn)耳架在左右擺動截割工況下的應(yīng)力分布云圖
圖3 回轉(zhuǎn)耳架在左右擺動截割工況下的變形分布云圖
圖4 截割頭從下到上截割的受力分析圖
通過油缸選型和數(shù)據(jù)測量,160型薄煤層掘進機在中位時切割牽引力最大,得到以下數(shù)值:F2=635.85 kN,L2=494 mm,G=mg=68.75 kN,L0=1 195 mm。求得Ft=151.10 kN
將以上數(shù)據(jù)代入SolidWorks有限元分析軟件中仿真運行應(yīng)用,得到回轉(zhuǎn)耳架在上下俯仰截割工況下的應(yīng)力云圖和變形云圖,分別如圖5和圖6所示。回轉(zhuǎn)耳架上的最大應(yīng)力是 159.7 MPa,位于回轉(zhuǎn)中心和加強筋附近?;剞D(zhuǎn)耳架上的最大形變量是2.22 mm,位于回轉(zhuǎn)耳架前端。
圖5 回轉(zhuǎn)耳架在上下俯仰截割工況下的應(yīng)力分布云圖
圖6 回轉(zhuǎn)耳架在上下俯仰截割工況下的變形分布云圖
2.3.1 兩種普遍工況下的結(jié)果分析
1) 兩種普遍工況下,找到掘進機回轉(zhuǎn)耳架部件上單位面積上受力最大的位置:左右擺動截割工況下最大應(yīng)力集中處于截割回轉(zhuǎn)油缸耳架與回轉(zhuǎn)耳架連接焊縫位置;上下俯仰截割工況下最大應(yīng)力集中處于回轉(zhuǎn)中心和加強筋附近。
2) 兩種普遍工況下,回轉(zhuǎn)耳架的最大應(yīng)力均未超出合理范圍:左右擺動截割工況下回轉(zhuǎn)耳架的最大應(yīng)力為 147.5 MPa;上下俯仰截割工況下回轉(zhuǎn)耳架的最大應(yīng)力為159.7 MPa。而回轉(zhuǎn)耳架的制造材料選用的是Q345鋼材,從而驗證了160型薄煤層掘進機所選的回轉(zhuǎn)耳架符合其承載強度要求。
3) 兩種普遍工況下,回轉(zhuǎn)耳架的最大形變程度均未超出合理范圍,說明回轉(zhuǎn)耳架的剛度滿足設(shè)計要求。
2.3.2 強度、剛度校核
Q345鋼是160型薄煤層掘進機回轉(zhuǎn)耳架選用的主要材料。通過查閱相關(guān)資料了解到,σb=600 MPa為Q345鋼的最大抵抗拉伸的強度。在本次關(guān)于回轉(zhuǎn)耳架的強度校核當中,選用的安全系數(shù)為n=2?;剞D(zhuǎn)耳架的許用應(yīng)力計算如下:
(5)
(6)
式中:[σ]為基材、對接焊縫的彎曲、拉伸許用應(yīng)力,MPa;[τ]為基材、角焊縫的剪切許用應(yīng)力,MPa。
回轉(zhuǎn)耳架的最大形變處于油缸與回轉(zhuǎn)耳架連接部位,其許用撓度計算如下:
(7)
式中:l為油缸耳架與回轉(zhuǎn)耳架連接跨度,mm;[ω]為回轉(zhuǎn)耳架的許用撓度,mm。
在兩種普遍工況下,回轉(zhuǎn)耳架的應(yīng)力、形變結(jié)果,如表1所示。
表1 典型工況下回轉(zhuǎn)耳架的應(yīng)力、變形結(jié)果
1) 利用SolidWorks Simulation進行建模與有限元模擬仿真分析,高效生成不同工況下回轉(zhuǎn)耳架的應(yīng)力及形變云圖,得到了回轉(zhuǎn)耳架的應(yīng)力最大、形變最大位置。
2) 通過直觀的圖表形式表達出對回轉(zhuǎn)耳架強度、剛度的校核,符合設(shè)計使用要求。
3) 目前我院160型薄煤層掘進機回轉(zhuǎn)耳架均采用焊接結(jié)構(gòu)設(shè)計,其機構(gòu)具有穩(wěn)定性好、生成周期短、成本低等優(yōu)點。當截割臂左右擺動時,應(yīng)力主要集中在回轉(zhuǎn)耳架回轉(zhuǎn)油缸耳板附近。考慮到盡可能避免增加回轉(zhuǎn)耳架的質(zhì)量,可以選擇強度和焊接性能更好的貼板,或者在空間容許的范圍內(nèi)增加貼板的厚度,用于解決此問題。當截割臂上下擺動時,應(yīng)力主要集中在回轉(zhuǎn)中心和加強筋附近。對這部分選用更加厚實的筋板,或者選擇強度和焊接性能更好的材料,會對解決當前狀況有所幫助。