采煤機截割部驅動輪疲勞強度及壽命預測

張 釗,王智慧,郝力強

(山西平舒煤業有限公司,山西 晉中 045400)

煤炭是我國主要的能源[1],隨著人類經濟發展的需要對于煤炭資源的需求量愈來愈大,而采煤機作為綜采工作面的主要采煤機械,隨著采煤深度的增加,井下工作環境變化極度惡劣,為了保證井下開采效益和安全的作業環境,對采煤機的可靠性提出巨大考驗[2]。截割部是采煤機主要部件之一,其承擔截煤和裝煤的任務,由滾筒和和搖臂組成[3],而搖臂中主要安設采煤機齒輪驅動系統,齒輪系統機構多并且繁雜,有一些外部激勵如[4]:載荷工況的變化;同時也存在內部激勵如:齒輪副在隨時間變化時的剛度與嚙合的誤差,并且由于在裝配過程中加工工藝等一系列的影響因素,造成齒輪與箱體等之間存在間隙。而且在實際作業中,復雜工況環境都會對齒輪壽命造成影響,從而引起齒側間隙。

國內很多專家學者對采煤機截割部穩定性進行了研究:朱衛波等[5]通過對截割部行星減速器的仿真分析,得出了齒輪嚙合接觸力隨著負載程線性變化。謝苗等[6]研究了含間隙的采煤機截割部傳動系統的非線性動力學特性,建立了考慮齒側間隙的采煤機截割部齒輪系統動力學模型。毛君等[7]基于剛柔耦合多體接觸動力學理論,對采煤機截割部傳動系統進行了系統的研究,并以RecurDyn為平臺建立了包含傳動系統齒輪,軸承和傳動軸的采煤機截割部模型。盛永林[8]針對MG200/446-WD型薄煤層采煤機截割部殼體強度不足、高速軸軸承頻繁損壞和齒輪傳動噪聲大及行星減速器可靠性差等問題,分別從截割部殼體材質與結構、行星減速器等角度進行改進設計。

本文主要利用ANSYS有限元分析軟件對搖臂齒輪傳動系統惰性驅動輪進行靜力學仿真分析,得到惰性齒輪驅動系統的應力應變云圖,對比分析仿真結果后,找出最危險的齒輪。利用ANASYS-Ncode壽命分析軟件,分別對惰性驅動輪進行壽命分析,找到各零部件工作過程中最容易損傷部位,可為采煤機截割部傳動系統優化設計提供依據。

1 采煤機截割部惰性驅動輪模型建立

采煤機截割部驅動輪共分為7級,所有齒輪均選用漸開線直齒輪,如圖1所示使用驅動電機帶動驅動輪1將動力依次進行進行傳動,最終經過驅動輪7將電機動力傳送到一級和二級行星減速器中。

圖1 采煤機截割部三維圖Fig.1 3D diagram of cutting unit of shearer

按照采煤機截割部驅動輪傳動方式使用Pro/E建模軟件參數化建立的驅動輪系三維模型如圖2所示。

圖2 截割部惰性驅動輪Fig.2 Idle gear in cutting unit

根據表1中采煤機截割部驅動輪各個驅動輪的參數建立采煤機截割部驅動輪模型如圖3所示。

圖3 采煤機截割部三維模型Fig.3 3D model of cutting unit of shearer

2 惰性驅動輪系強度分析

采用ANASYS Workbench有限元仿真軟件多惰性驅動輪系進行強度分析,首先將Pro/E參數化建立的惰性驅動輪系三維模型導入Workbench中(如圖4所示);隨后設置惰性驅動輪的材料屬性,選用SAE1018-209QT,其密度ρ=7 850 kg/m3,彈性模量為E=2.07×105MPa,泊松比v=0.3,屈服強度σs=696 MPa。接著對惰性驅動輪進行網格劃分,采用掃掠網格劃分方法,共劃分了55 053個節點,25 859個單元,網格劃分結果如圖4所示。

齒輪傳動過程中,齒輪與齒輪之間的嚙合在于二者的節圓部位,因此,我們在施加載荷的時候要考慮兩個齒輪嚙合點,保證施加的載荷位于漸開線部位。但是,齒輪在嚙合過程中轉動,這個位置也在變化。無論兩個齒輪怎么變化,怎么轉動,他們的接觸部位,一定有一個相對穩定的接觸區間,我們只要找到這一小部分面積的位置與大小,對于分析齒輪受力,施加載荷是非常有幫助的。

兩個齒輪在嚙合是穩定受力面積為:

S=KD.

(1)

式中:K表示齒輪寬度,135 mm;D表示齒輪齒間固定接觸面積。

法向載荷和齒輪齒寬決定齒輪的線載荷,因此線載荷數學模型如下：

(2)

(3)

式中:pn表示齒輪所受到的載荷,kN/m2;ρ′表示當量曲率半徑，mm。

4-a 驅動輪導入

4-b 驅動輪網格圖4 惰性驅動輪模型設置Fig.4 Idle driving wheel model

在正常工作時,主動輪具有角速度,輸出驅動力矩的作用,從動輪具有角速度,受阻力矩的作用。在靜態分析中,假設主動輪和從動輪嚙合的瞬間,從動輪是不動的,則可以考慮主動輪的驅動力矩,而從動輪則約束其所有的自由度[9-13]。

因此,采用Fixed Support對從動輪的輪孔進行約束;對主動輪采用Cylindrical Support進行輪孔的約束,并將Tangential定義為Free,完成約束設置[14];選擇Moment對主動輪施加扭矩100 N·m,如圖5所示。

圖5 驅動輪載荷施加與約束Fig.5 Load application and constraints of driving wheel

得到驅動輪系的總變形云圖、應變云圖、應力云圖如圖6—8所示。由圖可知驅動輪總變形量為0.449 74 mm,最大應變量為0.012 371 mm,最大應力為2.473 5e9 Pa。

圖6 驅動輪總變形云圖Fig.6 Total deformation nephogram of driving wheel

圖7 驅動輪應變云圖Fig.7 Strain nephogram of driving wheel

圖8 驅動輪應力云圖Fig.8 Stress nephogram of driving wheel

對驅動輪進行接觸分析,可以對其進行接觸應力的結果導入,選擇Contract Tool工具,然后在其上添加Status、Pressure和Sliding Distance機構結果的導入,同時選擇Worksheer作為Scopomg Method,得到的接觸應力計算結果如圖9所示,驅動輪接觸滑動率如圖10所示。

由圖9可知,在惰性驅動輪工作過程中接觸應力最大為7.899 9e8 Pa,同時,由圖10可知驅動輪接觸滑動率最大0.000 188 09 m。

圖9 驅動輪接觸應力圖Fig.9 Contact stress diagram of driving wheel

圖10 驅動輪接觸滑動率圖Fig.10 Contact sliding rate of driving wheel

3 惰性驅動輪疲勞壽命分析

在Ncode designlife軟件中疲勞壽命分析主要由載荷數據、幾何信息、材料性能、疲勞分析和疲勞壽命五部分組成。Ncode designlife軟件與有限元仿真軟件ANSYS Workbench存在接口,在ANSYS Workbench仿真軟件中可直接調用Ncode中S-N疲勞分析模塊,由于惰性驅動輪有限元分析采用瞬時動力學分析方法,因此可使用Ncode S-N Time Step模型對惰性驅動輪進行應力疲勞分析,系統搭建疲勞壽命分析框圖如圖11所示,惰性驅動輪采用的材料SAE1018-209QT在Ncode中有S-N曲線,其S-N曲線的圖像如圖12所示。設置Ncode軟件計算引擎設置為Hoffman Seeger,試樣存活率調整為94.5%,并進行仿真,得到頂梁的壽命云圖如圖13所示。

圖13為在Ncode仿真后得到惰性驅動輪疲勞壽命云圖,最小疲勞壽命在158 95節點處,循環次數為2.003 e7次,滿足零件使用壽命要求。零件壽命最小區域出現在惰性驅動輪嚙合處,說明在齒輪傳動過程中,由于外界因素的影響齒輪嚙合處存在應力集中,應進行處理,以提高使用壽命。

圖11 惰性驅動輪疲勞壽命框圖Fig.11 Fatigue life block diagram of idle driving wheel

圖12 驅動輪S-N曲線Fig.12 S-N curve of driving wheel

圖13 惰性驅動輪壽命云圖Fig.13 Life nephogram of idle driving wheel

4 結論

本文通過ANSYS Workbench和Ncode designlife軟件對采煤機截割部傳動系統進行疲勞強度分析,得到如下結果:

1)仿真得到驅動輪總變形量為0.449 74 mm,最大應變量為0.012 371 mm,最大應力為2.473 5e9 Pa。

2)惰性齒輪傳動系統中,在齒輪1、齒輪2的接觸過程中,二者之間的應變接觸力為7.899 9e8 Pa。

3)最小疲勞壽命在158 95節點處,循環次數為2.003 e7次,滿足零件使用壽命要求。零件壽命最小區域出現在惰性驅動輪嚙合處。