掘進機回轉臺結構分析與優化改進研究

吳成亮

（晉能集團昊興塬煤業有限公司，山西 臨汾 041200）

引言

EBZ220SZD800/11G 型懸臂式掘進機具有穩定性好、操作過程簡便、工作可靠性高、截齒損耗率低、適于高硬度切割等優點，在我國煤礦巷道掘進領域應用較為廣泛[1-3]?；剞D機構作為掘進機的組成部分，是截割機構實現上下左右運動的重要支撐，回轉機構由回轉臺、底座等結構件組成，對回轉臺工作可靠性要求較高[4]?；剞D臺服役條件較為苛刻，采用靜態、經驗等傳統設計方法開展設計工作，結果準確性較差，而現代仿真技術的應用，能夠大大提高了結構件的設計效率，保證結構件的性能滿足工作環境的要求[5-6]。因此采用有限元仿真方法對掘進機回轉臺結構進行分析，找出強度薄弱環節，對其進行優化改進具有重要的意義。

1 掘進機回轉臺的功能及問題

回轉臺是懸臂式掘進機回轉機構中的關鍵結構件，同時連接掘進機機架以及掘進臂，支撐著掘進臂實現回轉、擺動、升降等各種姿態的變化，保證截割機構能夠實現對煤巖的鉆孔掏槽、掃落等功能，其工作可靠性對掘進機實現掘進功能具有不可替代的作用，必須引起高度重視。但是煤炭掘進工作面的環境較為惡劣，回轉臺工作過程中不僅受到腐蝕氣體、潮濕等侵蝕，在截割機構進行割煤巖時，由于煤巖地質條件的變化導致回轉臺還要承受極其復雜的沖擊振動載荷，最大振幅下回轉臺的強度及變形是設計工作中必須考慮的問題。結合工作經驗發現掘煤過程中掘進機回轉臺常見的故障是絞耳位置撕裂。

2 回轉臺仿真分析

2.1 模型的建立

根據EBZ220SZD800/11G 型懸臂式掘進機回轉臺的工程圖紙，運用Pro/E5.0 三維繪圖軟件完成了回轉臺模型的建立，其中為了保證后續有限元仿真分析的準確性，提高仿真計算的效率，對回轉臺的模型進行了簡化，忽略了對分析結果影響較小的倒角、螺栓孔等。另存為.igs 格式文件之后導入ANSYS 仿真分析軟件進行材料屬性的設置，其材料牌號為Q345，其彈性模量為2.06×105MPa，泊松比為0.27，抗拉強度為470 MPa，屈服強度為345 MPa，密度為7.85×103kg/m3。完成回轉臺模型材料屬性的設置之后，對其進行網格的劃分，選擇C3D8R 四面體類型單元，為了更好地觀察回轉臺耳架在工作過程中的應力、應變分布情況，劃分網格時整體的單元格邊長為4 mm，對耳架位置進行網格局部細化，單元格邊長為1 mm，劃分網格之后的回轉臺模型如圖1 所示。

圖1 回轉臺模型網格劃分

2.2 工況分析與載荷設置

懸臂式掘進機工作過程中，主要通過旋轉的截割頭按照設計的運動軌跡完成煤巖的掘進，運動軌跡通常為由下到上同時左右擺動。掘進機具體工作流程如下：截割頭首先對煤巖進行定位截割，之后沿設計軌跡截割煤巖，直到斷面達到巷道端面要求即完成掘進過程的一個循環；之后前移掘進機進入下一循環，由此可見掘進機工作過程中以左右橫擺和上下升降工況為主。結合煤礦中煤巖的地質條件，計算得到掘進機左右橫擺過程中的最大載荷約為35 t，上下升降過程中的最大載荷約為40 t，基于此完成回轉臺仿真工作載荷的設置。

2.3 仿真結果

檢測回轉臺模型的材料屬性、網格劃分、約束與載荷等前期處理工作全部完成之后啟動ANSYS 仿真軟件自帶求解器進行仿真計算，之后提取回轉臺的應力云圖和應變云圖進行分析。由于回轉臺工作過程中交替承受左右回擺載荷與上下升降載荷，因此分別完成了回轉臺的應力、應變分析，仿真結果如圖2、圖3、圖4、圖5 所示。

由圖2 可以看出回轉臺最大應力值為251 MPa，其位置出現在側面耳架的連接孔位置，說明回轉臺的左右回擺載荷主要由側面耳架承受，但其最大應力值遠遠小于材料的屈服強度σs=345 MPa，工作過程中不會出現破壞失效事故。由圖3 可以看出回轉臺最大應力值為293 MPa，其位置出現在回轉臺升降絞耳位置，說明回轉臺上下升降載荷主要由升降絞耳承受，其最大應力值小于材料的屈服強度σs=345 MPa，但與材料的屈服強度較為接近，因此該位置是回轉臺工作過程中極易出現破壞的薄弱環節。

圖2 回擺載荷回轉臺等效應力（Pa）云圖

圖3 升降載荷回轉臺等效應力（Pa）云圖

圖4 回擺載荷回轉臺等效應變（m）云圖

圖5 升降載荷回轉臺等效應變（m）云圖

由圖4 可以看出回轉臺最大應變值為0.127 mm，其出現在回轉臺升降絞耳位置，除此之外，側面耳架、回轉絞耳、中心孔位置均存在一定程度的應變。由圖5 可以看出回轉臺最大應變值為0.298 mm，其出現在回轉臺升降絞耳位置，除此之外，回轉絞耳、中心孔位置均存在一定程度的應變。由此可見，只要回轉臺承受載荷，其最大應變值就會出現在升降絞耳位置。

3 回轉臺優化改進

回轉臺工作的可靠性直接關系著整個掘進機的工作效率及安全，必須根據實際工作情況對回轉臺的薄弱環節進行改進，以提高回轉臺的整體強度，降低工作過程中的變形量，保證回轉臺可靠工作。結合筆者多年的工作經驗，優化回轉臺結構的措施包括：第一是在不影響回轉臺工作性能的前提下，增加升降絞耳的厚度；第二是在升降絞耳的側面增加三角筋板；第三是增大升降絞耳與過渡圓弧的圓角半徑，降低應力集中；第四是增加升降絞耳根本的圓角半徑，降低應力集中。其中考慮改進工作的可操作性，此處改進優化工作選擇增加升降絞耳的厚度的方法。

當前回轉臺升降絞耳的厚度值為15 mm，為了更好地觀察升降絞耳厚度對回轉臺最大應力、最大應變的影響，設計以下5 組升降絞耳厚度值進行優化計算，分別為18 mm、22 mm、25 mm、28 mm、30 mm。修改回轉臺仿真計算模型中升降絞耳的厚度值，之后在相同工作載荷作用下完成改進回轉臺的應力、應變的分析計算，觀察統計回轉臺升降絞耳位置的應力應變數值，如下頁表1 所示。隨著升降絞耳厚度的增大，回轉臺承受擺動載荷時的最大應力基本未變，維持在250 MPa 左右，回轉臺承受升降載荷時的最大等效應力越來越小，說明升降絞耳厚度的增加可以有效降低回轉臺工作過程中的最大應力值，提高回轉臺的工作安全性和可靠性；隨著升降絞耳厚度的增大，回轉臺承受擺動載荷時的最大應變逐漸減小，當升降絞耳厚度達到30 mm 時最大應變值接近0 mm，回轉臺承受升降載荷時的最大應變變化趨勢與其一致。綜合考慮回轉臺的最大應力以及結構增重情況，優化后的升降絞耳厚度選擇28 mm。

表1 回轉臺升降絞耳位置的應力、應變統計

4 應用效果

通過在原有升降絞耳外側焊接厚度13 mm 的鋼板，完成升降絞耳厚度的改進優化。改進優化之后的回轉臺應用于掘進機，跟蹤記錄掘進機工作期間，回轉臺工作可靠，未出現升降絞耳撕裂的故障，由此可見，回轉臺的改進效果顯著，大大提高了回轉臺的工作安全性和可靠性，保證了掘進機的正常工作運行，為企業創造了更多的經濟效益。

5 結論

通過對EBZ220SZD800/11G 型懸臂式掘進機回轉臺進行有限元分析發現在升降載荷作用下回轉臺的升降絞耳位置存在應力集中，接近材料的屈服強度，導致升降絞耳容易出現撕裂故障。分析得到隨著升降絞耳厚度的增加，回轉臺應力集中得到改善，變形應變減小，確定了升降絞耳的最佳厚度為28 mm。實踐結果表明回轉臺升降絞耳的優化改進取得了較為顯著的效果，提高了其工作的可靠性。