薄煤層采煤機可靠性的分析與疲勞壽命的預測

沈文亮

（西山煤電股份公司礦業管理有限公司， 山西 太原 030053）

引言

采煤機工作的可靠性主要受殼體部件影響，殼體部件是采煤機的薄弱環節，以往的設計方法主要依靠設計經驗對其尺寸和結構進行設計，容易出現偏差，影響其工作可靠性和使用壽命。近年來，隨著信息技術的發展，基于虛擬機技術對其殼體進行設計得到了廣泛應用，其可以有效提高設計效果[1]。在設計過程中，首先要對采煤機的可靠性和疲勞壽命進行分析預測，從而保證設計的合理性。

1 薄煤層采煤機的可靠性分析

1.1 剛柔耦合體系動力學分析

采煤機殼體是牽引部件和液壓部件的重要載體，對搖臂工作起到支撐作用，是采煤機設計的關鍵。薄煤層采煤機整體結構存在剛柔耦合性，在其截割煤壁過程中，剛性構建與柔性構建分別發生大位移運動和小變形運動，且兩者之間相互影響，發生強烈耦合作用[2]。采煤機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系，如圖1所示。

圖1 慣性向量坐標系

則牽引部殼體某點P的位置矢量可以表示為rp=b0+A（sp+up）。其中：b0是慣性坐標系到局部坐標系的位置矢量，A是局部坐標系到慣性坐標系的變換矩陣，sp是殼體未變形的P點位置向量，up是相對變形量。可以由該式推導出P點的速度表達式，進而推導出其廣義坐標形式，將其與重力勢能、廣義剛度矩陣以及能量損耗函數帶入Lagrange方程，可以得到該系統運動微分方程，在此基礎上，計算其牽引阻力，并進行動力仿真分析。

1.2 牽引阻力計算

在采煤機設計過程中，牽引阻力是一個重要工作參數，主要根據煤層物理機械性質、采煤機自重、工作面傾角、銷軌摩擦阻力以及側向力等進行確定。其中，采煤機的自重以及外荷載是其重要決定因素。在計算采煤機所要克服的牽引阻力時，除了上述參數，還要考慮到滾筒的推進阻力和采煤機的截割阻力。銷軌摩擦系數一般取0.18，經驗系數取0.6～0.8，工作面傾角為0°～16°。若采煤機移動部分質量取190 kN，通過計算可得，牽引阻力的最大值為202.904 kN，最小值為177.551 kN。

1.3 動力仿真分析

在進行動力仿真分析前，首先利用三維建模軟件對采煤機的零部件進行建模和裝配，保留其殼體圓角，忽略倒角和小孔。采用等質量實體化對牽引部電業控制部分進行處理，利用三維建模軟件對模型進行靜態干涉檢查，最后與ADAMS接口進行連接，完成三維模型的導入。由于采煤機的殼體部分較為復雜，需要使用二次四面體單元，在建模時對其進行網格劃分，得到模態中性文件，并采用ADAMS-flex模塊進行優化處理。

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

圖2 時域牽引阻力曲線圖

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

圖3 采煤機殼體的應力分布圖

如果采煤機工作時殼體出現較大幅度的變形，會導致其薄弱部分出現裂紋，并快速擴展，進而導致殼體剛度不足，失去作用。利用仿真模型將殼體的變形量進行放大，分析發生變形的主要部位及其變形原因。出現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。這是因為下耳部在滾筒截割煤壁時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，所以容易發生變形。惰輪安裝孔處的變形主要是由于雙電機的驅動轉速差使其產生自干涉作用，會引起殼體附加變形。因此，可以通過減小電機轉速差、增加伸出端的殼體厚度等措施，減小殼體變形幅度。牽引部殼體的長度較大，采用整體鍛造工藝，工作時的變形主要是彎矩導致的，可以采用對其電控部分增加加強筋的措施進行優化，或使用性能較好的優質材料，提升殼體剛度，減輕其變形效果。

2 采煤機疲勞壽命預測

2.1 殼體疲勞損傷分析

對采煤機的殼體疲勞壽命進行預測，首先建立殼體材料的S/N曲線，然后利用ADAMS的Durability模塊導出應力結果文件、實踐彩盒文件和模態文件。分別對殼體的關鍵節點進行多工況疊加處理，并對其載荷譜進行強化外推處理，得到疲勞預測的目標載荷譜。從其分析結構中選擇5個疲勞循環次數最少的節點作為分析對象，得到殼體壽命云圖。其中，搖臂殼體的疲勞循環次數最少的節點疲勞損傷值為 1.011 52×10-7，循環次數 9.886 1×106，提取應力值曲線，最大值為140.375 1 MPa，應力平均值為64.771 8 MPa。預期應力值相近的其他節點預期波動規律相似，疲勞循環次數也相同。牽引部殼體的疲勞循環次數最少的節點循環次數為7.308 5×106，比搖臂殼體小。疲勞壽命分析結構中，疲勞壽命最低的節點與應力最大節點的分布規律相符。

2.2 分析預測結果

根據上述對采煤機工作可靠性及疲勞壽命的分析，可以得出以下幾點結論：一是采用動力仿真分析的牽引阻力與理論計算值相符，說明動力反正分析具有較高的合理性；二是采煤機殼體的最大主應力值比材料許用應力值大，最大應力值的分布位置主要出現于殼體與調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，牽引部殼體的長度在變形起主導作用，應采用加強筋提高電控箱部分的剛度；三是牽引部殼體的疲勞循環次數比搖臂殼體小，其疲勞壽命薄弱處的分布情況與應力值較大的節點分布規律相符[3]。通過上述研究分析，可以提早發現采煤機剛性部件與柔性部件的相互影響作用，掌握強烈耦合作用下的應力和形變規律，準確預測出采煤機在荷載下的薄弱環節，從而采取有效的加強措施，延長采煤機使用壽命，降低其維護生本，同時為其可靠作業提供保障。

3 結語

采煤機屬于剛柔耦合體系，其剛性部件與柔性部件相互作用，存在強烈耦合關系。利用虛擬建模方法對采煤機進行設計，從牽引力設計著手，建立殼體模型，對其進行動力仿真分析，確定其許用應力值和最大應力值出現的位置，掌握其應力值分布規律。在此基礎上，合理設計構建尺寸和結構，可以提高采煤機工作的可靠性，延長其使用壽命。

參考文獻

[1]張武東，馮振忠，張建榮.淺析薄煤層采煤機現狀及發展方向[J].礦山機械，2011（2）：23-26.

[2]田震.薄煤層采煤機振動特性研究[D].阜新：遼寧工程技術大學，2013.

[3]高曉旭，徐衍振，王雷.薄煤層采煤機結構特點及裝煤效果分析[J].煤礦機械，2012（1）：224-226.