掘進機回轉耳架改進前后的性能分析

郤云鵬

(中煤科工集團 太原研究院有限公司， 山西 太原 030006)

0 引言

回轉耳架是掘進機的重要組成部分，其主要通過軸承與機架相連，并通過兩根水平油缸帶動實現水平轉動；同時，回轉耳架也和截割機構鉸接，并通過兩根縱向油缸實現截割機構的縱向擺動[1]。掘進機主要用于切割煤巖。掘進機工作時，通過截割機構上旋轉的炮頭，實現截齒與煤巖壁的摩擦碰撞，進而完成破煤成巷。截齒在截割煤巖時會受到極大的阻力。根據力相互作用的機制可知，與截割機構直接連接的回轉耳架也將受到極大的作用力[2]。因此，必須保證回轉耳架的高強度和高可靠性能。

傳統的回轉耳架多采用鑄造工藝，鑄造出來的工件更加精密、整體化學成分分布均勻，并且在一定程度上縮短了加工時間。隨著近年來礦用機械的快速發展，煤礦機械中許多鑄造件被重新設計為焊接件，焊接工藝逐步替代了原單純鑄造工藝。新采用的焊接工藝縮短了產品的生產周期，并且焊接件較原鑄造件具有質量輕、結構穩定的特點。在加工裝備中具有生產設備簡單、設計升級周期短、成本大幅下降等明顯優勢[3]。綠色可持續發展理念的提出，要求各生產廠家節能減排，降低對環境的污染。鑄造行業屬于高能耗和高污染行業，為了積極響應國家號召，決定采用焊接回轉耳架取代傳統的鑄造回轉耳架。

1 回轉耳架受力分析

掘進機工作時，主要有兩種工作方式，一種是通過水平油缸帶動回轉耳架實現截割機構的水平轉動截割；另一種是通過縱向油缸伸長與收縮實現縱向的截割[4]。因此，截割所產生的阻力也會反作用到牽引油缸上，進而作用到與油缸鉸接的回轉耳架上。有必要對回轉耳架水平耳板及縱向主附耳板進行受力分析。圖1為掘進機工作時的兩種截割方式。

(a) 水平截割

(b) 縱向截割1-炮頭;2-截割機構;3-縱向油缸;4-主耳板;5-附耳板;6-回轉耳架;7-水平耳板;8-水平油缸。

1.1 水平截割受力分析

如圖2為水平截割示意圖。其中：AB、CD為兩根水平油缸(油缸鉸點分別為A、B、C、D);O為回轉耳架的回轉中心。在油缸AB和CD的共同作用下，截割機構可繞回轉中心O順時針/逆時針轉動α角，極限位置分別為AB2C2D和AB1C1D。

圖2 水平截割示意圖

考慮到截割機構的回轉具有對稱性，選取截割機構逆時針旋轉作為研究對象。圖3為截割機構逆時針旋轉角α(-37°≤α≤37°)時，回轉耳架的受力示意圖。

圖3 水平截割受力示意圖

油缸對回轉耳架的綜合力矩:

T=Fr·lr+Fl·ll

(1)

式中:T為回轉耳架的綜合力矩，N·m；Fr為右回轉油缸受力，N；lr為右回轉油缸力臂，m；Fl為左回轉油缸受力，N；ll為左回轉油缸力臂，m。

根據雙作用油缸可知:

Fr=π·R2·P

(2)

Fl=π·(R2-r2)·P

(3)

式中:R為油缸缸筒半徑，m；r為油缸杠桿半徑，m；P為油壓壓強，MPa。

回轉耳架的綜合力矩可表達為:

(4)

截割阻力對回轉耳架的力矩:

T1=Fx·lOK·cosβ

(5)

式中:T1為回轉耳架所受力矩，N·m；Fx為截割阻力，N；lOK為截割阻力力臂，m；β為截割機構縱向擺動角，-26°≤β≤ 32°(當β為0°時，即截割機構位于水平位置，T1最大)。

由于回轉耳架受力平衡，則有T=T1，即：

(6)

在油缸回轉過程中，根據三角函數關系式，可得:

(7)

(8)

(9)

式中:∠AOB1=∠MOB-∠AOM+α。

通過聯立求解可得:

(10)

同理可得

(11)

聯立上述方程式可以得出l是關于α的函數，進而可知T是關于α的函數。代入回轉耳架參數：R=0.085 m，r=0.055 m,P=21 MPa,lAO=1.804 m,lOB1=0.645 m,∠MOB=90°，∠AOM=10.38°,用數學軟件得出T和α的關系曲線如圖4所示。

圖4 T和α的關系曲線

由圖4可知,T隨著α(圖示為弧度制)的增大而減小；當α=0°時，T取得最大值5.246×105N·m，此時回轉耳架受力最大。

根據公式可知當α=0°時，截割機構所受的截割阻力為1.19×105N。對截割機構施加該載荷，并得出此位置回轉耳架受力云如圖5所示。

圖5 水平截割時回轉耳架受力云圖

由圖5可知,改進后的回轉耳架最大應力為5.441×107N/m2，遠小于回轉耳架的最大屈服強度2.206×108N/m2，滿足使用要求。

1.2 縱向截割受力分析

圖6為縱向截割示意圖。其中，IH為縱向油缸(油缸鉸點分別為I、H)。在油缸IH作用下，截割機構EIK可繞回轉中心E順時針/逆時針轉動β角，極限位置分別為EI1K1和EI2K2。

圖6 縱向截割示意圖

當截割機構在縱向截割時，油缸IH的長度在不斷變化。因油缸IH受力為二力桿，所以附耳板處受力的大小不變，等于油缸的輸出力。本文主要分析了回轉耳架主耳板受力隨油缸回轉的變化情況。縱向截割受力示意圖如圖7所示。

圖7 縱向截割受力示意圖

根據回轉耳架受力平衡，對鉸點E取矩：

Fy·lEK+G·lEN·cosβ=F·l3

(12)

式中:Fy為縱向截割阻力，N；G為截割結構重力，N；F為縱向油缸受力，N；l3為縱向油缸力臂，m；lEK為縱向截割阻力臂，m；lEN為截割結構水平時重力力臂，m；β為截割機構縱向擺角，-26°≤β≤32°。

根據回轉耳架受力，列力平衡矢量方程：

Fy·cosβ+G+F·sin(π-∠EHI-

∠EHM)+FEy=0

(13)

Fy·sinβ+F·cos(π-∠EHI-

∠EHM)+FEx=0

(14)

FE=FEx+FEy

(15)

由于油缸HI在回轉過程中，油缸受力F和縱向截割阻力Fy的分力方向隨著β角在變化，所以根據油缸IH的位置，分段進行討論。

代入回轉耳架參數：G=70 000 N，R=0.085 m，r=0.055 m,P=21 MPa,lEK=3 m,lEN=2 m，∠EHM=75.31°,∠HEI=69.82°+β。用數學軟件得出合力FE和β的關系曲線如圖8所示。

(b) -14.4°≤β≤ 0°

(c) -26.0°≤β≤-14.4°

由圖8可得出FE隨著β(圖示為弧度制)的增大而增大，并且在β=-26°時主耳板所受到的力最大。

根據公式可知，當β=-26°時，截割機構所受截割阻力為1.6×105N。對原有鑄件回轉耳架和改進后的焊件回轉耳架施加截割阻力1.6×105N，分別得出兩個回轉耳架的受力云圖,如圖9和圖10所示。

通過受力云圖分析可知，改進前的回轉耳架最大應力為1.827×108N/m2，改進后的回轉耳架最大應力為1.287×108N/m2，均小于回轉耳架的最大屈服強度2.206×108N/m2，滿足設計要求。

2 回轉耳架受力結果分析

通過理論計算，運用數學軟件，分別得出在水平截割和縱向截割時，回轉耳架最大受力位置分別為α=0°，β=-26°。在該位置施加相應的計算截割阻力，運用SolidWorks仿真軟件對回轉耳架模型進行加載分析[5]，得出回轉耳架應力云圖。當水平截割時，改進后回轉耳架應力最大為5.441×107N/m2，遠小于回轉耳架的最大屈服強度2.206×108N/m2；當縱向截割時，改進前的回轉耳架最大應力為1.827×108N/m2，改進后的回轉耳架最大應力1.287×108N/m2，均小于回轉耳架的最大屈服強度2.206×108N/m2，改進后的回轉耳架最大應力小于改進前的回轉耳架最大應力，充分說明改進后的回轉耳架更合理，可以進行投產。

圖9 縱向截割時原回轉耳架受力云

圖10 縱向截割時改進后回轉耳架受力云

3 結論

掘進機主要用于切割煤巖,以完成破煤成巷。截割過程中,截齒會受到極大的阻力。為保證回轉平架的高強度和高可靠性能,本文利用仿真軟件通過水平截割和縱向截割的受力分析,得出了更合理的結果,取得了較好的效果。