礦用行駛減速器試驗(yàn)臺(tái)架有限元分析

張禮才

（中國(guó)煤炭科工集團(tuán) 太原研究院有限公司， 山西 太原 030032）

0 引言

由于煤層多變性及底板的復(fù)雜性， 行駛減速器承受低速、重載、強(qiáng)沖擊，振動(dòng)劇烈，惡劣的井下服役環(huán)境影響行駛減速器工作可靠性及使用壽命[1-2]。模擬井下工況，進(jìn)行行駛減速器加載試驗(yàn)是提升減速器設(shè)計(jì)可靠性的重要途徑之一，然而，行駛減速器試驗(yàn)臺(tái)架結(jié)構(gòu)復(fù)雜，對(duì)包含行駛減速器在內(nèi)的試驗(yàn)臺(tái)整體做有限元分析，難以實(shí)現(xiàn)。

為此本文采用質(zhì)心等效法， 建立了包含行駛減速器等效質(zhì)量塊在內(nèi)的試驗(yàn)臺(tái)架三維模型，應(yīng)用“對(duì)稱性”建立了行駛減速器試驗(yàn)臺(tái)架有限元分析簡(jiǎn)化模型， 分析了行駛減速器試驗(yàn)臺(tái)架不同工作位置， 銷軸、 減速器安裝架、支撐架的受力，并進(jìn)行了靜力學(xué)強(qiáng)度校核。

1 行駛減速器試驗(yàn)臺(tái)簡(jiǎn)介

連采機(jī)行駛減速器試驗(yàn)臺(tái)采用柔性對(duì)拖加載方式組建，主試減速器、陪試減速器分別安裝在試驗(yàn)臺(tái)架上，履帶鏈穿過試驗(yàn)臺(tái)架兩端分別環(huán)繞在主試減速器、 陪試減速器的驅(qū)動(dòng)鏈輪上， 測(cè)功機(jī)通過傳動(dòng)系統(tǒng)驅(qū)動(dòng)主試減速器運(yùn)轉(zhuǎn)， 負(fù)載電機(jī)通過傳動(dòng)系統(tǒng)給陪試減速器施加負(fù)載扭矩[3]。 行駛減速器試驗(yàn)臺(tái)主體結(jié)構(gòu)如圖1 所示。

圖1 行駛減速器試驗(yàn)臺(tái)主體結(jié)構(gòu)

2 行駛減速器試驗(yàn)臺(tái)架有限元分析模型的建立

行駛減速器臺(tái)架主承力件包括減速器安裝架、 鉸接銷軸、支撐架，減速器、換向器的重力通過鉸接銷軸作用在試驗(yàn)臺(tái)架上， 由于鉸接銷軸受到載荷的大小和方向未知，為此，建立試驗(yàn)臺(tái)架有限元分析模型必須包含行駛減速器，考慮行駛減速器結(jié)構(gòu)復(fù)雜性，無法直接進(jìn)行網(wǎng)格劃分和求解計(jì)算， 為此采用等效質(zhì)量法間接進(jìn)行試驗(yàn)臺(tái)架有限元分析[4]。

應(yīng)用Solidworks 軟件建立行駛減速器三維模型，求解行駛減速器的質(zhì)量和質(zhì)心坐標(biāo)， 測(cè)量行駛減速器質(zhì)心到鉸接孔的x 向、y 向、z 向距離。 應(yīng)用Solidworks 軟件建立行駛減速器等效質(zhì)量塊，使得等效質(zhì)量塊的鉸接孔、質(zhì)心位置、質(zhì)量與行駛減速器保持一致。

履帶鏈對(duì)支撐架的作用力大小、方向已知，為此履帶鏈對(duì)支撐架的作用力作為試驗(yàn)臺(tái)架的外載荷施加。 考慮行駛減速器試驗(yàn)臺(tái)架為左右對(duì)稱結(jié)構(gòu)， 為此利用對(duì)稱性簡(jiǎn)化試驗(yàn)臺(tái)架有限元分析模型， 忽略張緊油缸等小件質(zhì)量[5]。 建立試驗(yàn)臺(tái)架有限元分析模型見圖2。

圖2 試驗(yàn)臺(tái)架有限元分析模型

3 行駛減速器試驗(yàn)臺(tái)架有限元分析

3.1 材料設(shè)置

行駛減速器試驗(yàn)臺(tái)架結(jié)構(gòu)線性靜力分析，不涉及熱膨脹和疲勞，為此設(shè)置材料屬性如下：材料密度：7850kg/m3，彈性模量：2.06×1011Pa，泊松比：0.3。

3.2 接觸設(shè)置

導(dǎo)入裝配體時(shí)， 程序會(huì)在兩個(gè)實(shí)體之間自動(dòng)生成接觸副， 然而行駛減速器試驗(yàn)臺(tái)架部件連接方式包含著回轉(zhuǎn)副、移動(dòng)副及焊接結(jié)構(gòu)，比如支撐架是焊接件、減速器安裝架是焊接件， 支撐架與減速器安裝板之間通過移動(dòng)副連接，鉸接銷軸與減速器安裝架之間通過回轉(zhuǎn)副連接，鉸接銷軸與減速器等效質(zhì)量塊之間通過回轉(zhuǎn)副連接。

綜上所述， 行走減速器試驗(yàn)臺(tái)架部件之間連接方式不一致，不能采用默認(rèn)的接觸方式，必須重新設(shè)定[6]。 選擇支撐架的所有零件，通過布爾加運(yùn)算，生成支撐架有限元分析模型，選擇減速器安裝架的所有零件，通過布爾加運(yùn)算，生成減速器安裝架有限元分析模型，支撐架與減速器安裝架之間建立接觸，接觸面選擇二者的移動(dòng)副作用面，接觸類型選擇有摩擦的接觸， 摩擦系數(shù)按鋼鐵材料的摩擦系數(shù)設(shè)定，同樣，在減速器支撐架、鉸接銷軸、減速器等效質(zhì)量塊之間建立接觸，試驗(yàn)臺(tái)架接觸設(shè)置見圖3。

圖3 試驗(yàn)臺(tái)架部件接觸設(shè)置

3.3 網(wǎng)格劃分

網(wǎng)格劃分平臺(tái)實(shí)際上是一類為不同的物理場(chǎng)和求解器提供相應(yīng)網(wǎng)格文件的平臺(tái)， 試驗(yàn)臺(tái)架有限元分析模型網(wǎng)格劃分流程包括確定物理場(chǎng)和網(wǎng)格劃分法、網(wǎng)格設(shè)置、預(yù)覽并劃分網(wǎng)格、檢查網(wǎng)格質(zhì)量。行駛減速器試驗(yàn)臺(tái)架有限元分析屬于結(jié)構(gòu)場(chǎng)問題，設(shè)置網(wǎng)格尺寸0.1mm，采用自適應(yīng)網(wǎng)格劃分方式，先從邊開始劃分網(wǎng)格，再在曲率較大的地方細(xì)化邊網(wǎng)格，接下來再產(chǎn)生面網(wǎng)格，最后產(chǎn)生體網(wǎng)格。 行駛減速器試驗(yàn)臺(tái)架網(wǎng)格劃分結(jié)果見圖4。

圖4 行駛減速器試驗(yàn)臺(tái)架網(wǎng)格劃分

網(wǎng)格劃分質(zhì)量檢查，節(jié)點(diǎn)數(shù)636953 個(gè)， 單元數(shù)377734 個(gè)， 從單元質(zhì)量因子、單元長(zhǎng)寬比、單元的扭曲度、 翹曲因子等方面檢查試驗(yàn)臺(tái)架模型網(wǎng)格劃分質(zhì)量如表1所示。

表1 試驗(yàn)臺(tái)架網(wǎng)格劃分質(zhì)量

由表1 得知，試驗(yàn)臺(tái)架分析模型網(wǎng)格劃分質(zhì)量較好，能夠滿足分析精度需求。

3.4 載荷及邊界條件設(shè)置

對(duì)行駛減速器試驗(yàn)臺(tái)架進(jìn)行受力分析得知， 試驗(yàn)臺(tái)架收到減速器作用力、 履帶板作用力及自身重力綜合作用。 試驗(yàn)臺(tái)架收到減速器作用力及自身重力通過對(duì)模型施加慣性載荷方式添加。 設(shè)置重力加速度值9.8N/kg，履帶板對(duì)支撐架的壓力通過履帶質(zhì)量、接觸面積計(jì)算得到，計(jì)算得知壓力大小為0.031MPa。

選取支撐架的底面，施加固定約束。分析得知試驗(yàn)臺(tái)架結(jié)構(gòu)和載荷關(guān)于中心面對(duì)稱， 為此選取臺(tái)架的左右對(duì)稱中心面， 施加位移約束，x 軸方向設(shè)置位移為0，y 軸方向、z 軸方向設(shè)置為free。 行駛減速器試驗(yàn)臺(tái)架載荷及邊界條件設(shè)置見圖5。

圖5 載荷及邊界條件設(shè)置

3.5 求解器設(shè)置

直接求解器適合求解包含薄面和細(xì)長(zhǎng)體的模型。 迭代求解器適合求解大體積的模型。行駛減速器試驗(yàn)臺(tái)架模型屬于大體積模型，為此選用迭代求解器。

4 行駛減速器試驗(yàn)臺(tái)架計(jì)算結(jié)果分析

行駛減速器試驗(yàn)臺(tái)架工作過程中，減速器安裝架在張緊油缸的作用下沿著支撐架滑道向外側(cè)運(yùn)動(dòng)，完成履帶張緊。 本文只研究試驗(yàn)臺(tái)架靜力學(xué)，不考慮履帶張緊的動(dòng)態(tài)過程，忽略履帶的動(dòng)態(tài)張力。 為此選取減速器支撐架處于初始位置、向外移動(dòng)60mm、向外移動(dòng)120mm 三種狀態(tài)，分析臺(tái)架受力，支撐架處于不同位置試驗(yàn)臺(tái)架受力見圖6。

圖6 支撐架處于不同位置試驗(yàn)臺(tái)架受力云圖

由圖6 得知， 減速器支撐架處于向外移動(dòng)60mm 位置，試驗(yàn)臺(tái)架受力最大，此工況下減速器試驗(yàn)臺(tái)架各個(gè)部件受力如圖7 所示。

由圖7 可知， 減速器安裝架應(yīng)力最大值出現(xiàn)在鉸接孔、導(dǎo)向板的角點(diǎn)，最大值為48.159Mpa。支撐架應(yīng)力最大值出現(xiàn)在導(dǎo)向槽的角點(diǎn)，最大值為45.878Mpa。 鉸接銷軸應(yīng)力最大值出現(xiàn)在鉸接部位，最大值為89.5Mpa。

圖7 試驗(yàn)臺(tái)架部件受力云圖

減速器支撐架處于初始位置、向外移動(dòng)60mm、向外移動(dòng)120mm 三種狀態(tài)，試驗(yàn)臺(tái)架應(yīng)力統(tǒng)計(jì)見表2。

由表2 可知， 與其它兩種工況相比， 減速器支撐架處于向外移動(dòng)120mm位置， 減速器安裝架受力最大，最大值為68.06Mpa。與其它兩種工況相比，減速器支撐架處于向外移動(dòng)120mm 位置， 支撐架受力最大， 最大值為56.12Mpa。與其它兩種工況相比，減速器支撐架處于向外移動(dòng)60mm 位置，鉸接銷軸受力最大，最大值為89.54Mpa。

表2 試驗(yàn)臺(tái)架應(yīng)力統(tǒng)計(jì)

由材料力學(xué)得知，五個(gè)主要的強(qiáng)度理論，只有第一強(qiáng)度理論是按正應(yīng)力提出的，而第二、第三和第四強(qiáng)度理論卻分別按線應(yīng)變、剪應(yīng)力和形狀改變能密度等提出的，在實(shí)際分析研究中，采用統(tǒng)一辦法，將破壞準(zhǔn)則都用主應(yīng)力表達(dá)， 各個(gè)強(qiáng)度理論中用到的主應(yīng)力綜合值稱為相當(dāng)應(yīng)力或計(jì)算應(yīng)力[7-8]。在靜應(yīng)力時(shí)工作的零件，其強(qiáng)度失效將是塑性變形或斷裂。 行駛減速器試驗(yàn)臺(tái)架受到復(fù)合應(yīng)力作用，其強(qiáng)度條件為：

式中：[σ]—許用應(yīng)力；[S]—許用安全系數(shù)。 試驗(yàn)臺(tái)架材料選用Q235，查詢機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，計(jì)算得到許用應(yīng)力值為156MPa，試驗(yàn)臺(tái)最大應(yīng)力小于材料許用應(yīng)力，強(qiáng)度滿足要求。

5 結(jié)束語

本文介紹了行駛減速器試驗(yàn)臺(tái)架的組成， 分析了試驗(yàn)臺(tái)架靜力學(xué)分析的難點(diǎn)， 采用等效質(zhì)量法， 利用對(duì)稱性，建立了試驗(yàn)臺(tái)架有限元分析模型，分析了試驗(yàn)臺(tái)架不同工作位置的受力，并進(jìn)行了輕度校核，得出結(jié)果如下。

同一工況下，與減速器安裝架、支撐架相比，鉸接銷軸受力較大。

與其它兩種工況相比， 減速器支撐架處于向外移動(dòng)60mm 位置，鉸接銷軸受力較大，最大應(yīng)力值為89.54 MPa。

試驗(yàn)臺(tái)架最大應(yīng)力小于材料許用應(yīng)力，滿足強(qiáng)度要求。