基于CAE分析的采煤機搖臂結構優化

王 杰

（山西西山白家莊礦業有限責任公司， 山西 太原 030022）

引言

性能優化的搖臂是采煤機可靠工作的重要保證，而對于搖臂的優化，以往多是根據經驗數據，增加一些富余度而進行設計，這樣存在的問題是對于結構部件沒有定量的數據分析，而一般人們傾向于采用偏保守的設計，使得搖臂的尺寸過大，影響其經濟性及實用性。隨著計算機技術的發展，有限元分析的技術廣泛使用于設計過程中，本文根據現有搖臂的結構，設計了一種新型的優化結構，并采用CAE的方法對其工作性能進行分析[1]。

1 搖臂結構設計

我國探明的煤炭儲量情況中，1 m以下的煤層占據了30%，對于這些煤層的開采具有廣大的潛力。在傳統的采煤機布置中，一般采用兩種形式的布置方案，即騎溜槽及爬底板形式。對于騎溜槽布置形式，搖臂及機身布置在刮板機的上方，這種形式的布置使得過煤空間的大小受到電機尺寸的影響。由于國產電機的尺寸普遍大于國外電機，對于薄煤層進行開采時，電機尺寸對過煤高度的影響就顯得特別顯著[2]。通常人們采用無外水套電機解決這一問題時容易造成殼體的腐蝕，增加電機更換及調整的難度。針對薄煤層的高度空間，采用將采煤機機身從刮板上方移至煤壁側的方法，這樣即形成了爬底板式的布置方式。這種形式的布置對于底板的要求較高，底板必須保證平整性，在運行過程中需要較大的牽引力來克服運行過程中的阻力，對于采煤機的操作要求較高容易出現卡滯甚至自鎖的現象[3]。

針對搖臂布置形式的問題，將機身置于刮板機上方，而截割電機置于煤壁側，同時避開刮板機輸送鏈；這種形式的布置可以解決過煤空間小的問題，且取消了輔助的支撐滑靴，解決了運行阻力大的問題，且能滿足復雜工況的要求。

搖臂組件在工作過程中，截割部電機的動力是通過三級直齒及一級行星減速機構輸送到滾筒的，使滾筒進行采煤作業。對于上述的布置形式，為更好地進行齒數分配，合理布置采煤機組件，在傳動系統中在1、2級及2、3級齒輪之間分別增加了惰輪，其傳動系統如圖1所示。

圖1 傳動系統示意圖

式中：P為電動機額定功率，取150 kW；φ為電動機過負荷系數，極限值取2，正常工作時取1.3；i為截割部總傳動比，取11.749；η為截割部傳動效率，取0.877；n為電動機轉速，取1 480 r/min；D為滾筒直徑，取0.8 m。

將數據代入公式（1）得Fj=49.866 kN。

對于推進阻力，根據經驗數據，推進阻力、截割阻力之間成一定的比例關系，即推進阻力：

2 系統關鍵部件的CAE分析優化

2.1 靜態載荷分析

對于所設計的搖臂結構，首先需進行靜態載荷分析，確定系統的強度滿足要求。首先對于模型進行簡化，滾筒在工作過程中，假定所受到的阻力為作用于截齒齒尖的集中力，該集中力可分解為水平及垂直方向上的阻力，分別稱之為推進阻力及截割阻力。

根據采煤機的截割電機功率，螺旋滾筒的直徑等，可按下式進行截割阻力的估算[4]：式中：K為與截齒的磨損程度有關的指數，磨損系數較小時取0.2，磨損較大時取1.0，中等磨損程度截齒，取0.6～0.8，本次計算取 0.75.

將數據代入公式（2）得Ft=37.399 kN。

軸向力的計算：

式中：Lk為滾筒端盤部分截齒的截割寬度，取0.8 m；K2為滾筒端盤部分接近半封閉截割條件的參數，在中等工作條件下取2；Lj為滾筒的有效截深，取0.6 m。

將數據代入公式（3）得Fz=46.488 kN。

2.2 搖臂殼體有限元分析

對于搖臂的計算，選擇左搖臂前進方向作為計算對象，對于系統模型進行簡化處理，受力點的載荷與電機最大過載系數的乘積作為受力分析的輸入條件，以搖臂回轉支撐孔作為搖臂的約束點，系統受力分析如圖2所示。

圖2 搖臂殼體載荷分布

所使用的搖臂體材料為ZG35CrMo，對其進行加載運算，得到的應變圖如圖3所示，從圖3中可以看出，搖臂殼體在行星減速器上方軸頸部所受到的應力最大，產生較大的應變，但最大的應變值遠小于許用疲勞極限，搖臂殼體滿足強度要求[5]。

圖3 搖臂殼體應變圖

搖臂殼體是采煤機受力的主要承載部件，其結構強度對于采煤機整體使用的可靠性具有至關重要的作用。為保證搖臂的正常穩定的工作，在設計時，應適當增加搖臂殼體的厚度，并采用過渡性設計，避免產生集中應力。

2.3 行星架有限元分析

行星架作為主要的承載部件，不僅對行星輪具有支撐、定位的作用，在工作過程中，還要進行工作扭矩的傳遞，行星架必須具有足夠的強度以保證系統的正常運行。

在設計過程中，行星架的中間部位作為四根行星輪軸的支撐，為方便行星輪和太陽輪的布置，兩側板采用弧形板拼接的結構，中間做成中空部分，側板之外為圓柱體空心軸，用于安裝軸承，來支撐行星輪架。結構設計過程中，考慮到滾筒尺寸的限制，將行星輪機構也設計的較小，因此對行星輪架進行有限元分析，并根據需要采取一定措施增加側板間的抗扭轉剛度，使行星架的扭轉角盡可能減小，滿足系統剛度需求。建立系統的行星架模型如圖4所示。

圖4 行星輪架模型圖

在實際工作過程中，行星輪架承受軸承的支撐力之外，還要承受扭矩和彎矩的作用，為簡化分析計算的過程，文中計算方式只考慮扭矩的作用，扭矩以集中力的形式作用于行星輪軸上，限制行星輪架的轉動，分別計算電機滿載及電機過載情況下行星輪架的受力狀態。

電機滿載與過載兩種情況下的最大應力值部位一致，均出現在位于行星輪架內側板上支承行星輪軸的小孔邊緣，內側板軸徑處各部位應力均遠小于相應的許用應力，滿足系統強度要求。

為保證系統中行星輪架的工作可靠性，在實際應用中，應盡量加大行星輪架兩側板的厚度及連接軸的直徑，這樣有助于提高其抗扭轉的剛度。對于內側板厚度的控制，應在空間允許的情況下，將內側板做成過度結構，以減小結構的突變性，避免應力集中的出現。

3 結論

采煤機的搖臂機構主要起傳動和調高作用，傳統的騎溜槽及爬底板形式的搖臂布置形式，對于薄煤層來說具有難以克服的困難。本文設計的新型搖臂結構，滿足系統工作強度的需求，對于薄煤層的開采具有重要意義。