基于ANSYS的EBZ40掘進機行星減速器齒輪強度分析

張 偉

(霍州煤電集團 呂臨能化有限公司 龐龐塔煤礦， 山西 臨縣 033200)

0 引言

掘進機的應用大幅提升了橋梁、隧道、煤炭開采等行業的施工效率，因此也得到了越來越廣泛的應用。隨著各國對掘進機研究的不斷深入，引入了更多更為復雜的先進技術。行星齒輪減速器是掘進機的關鍵零部件之一，目前行星齒輪減速器正向著標準化、高精度、大尺寸、高可靠性、耐腐蝕性等方向發展[1]。

影響行星齒輪減速器性能的參數很多，如材料、結構設計、表面處理等，由于掘進機開采的功率大，減速器齒輪的輪齒受載荷較大，容易出現故障。因此，有必要對減速器齒輪的受力情況進行仿真分析。本文以EBZ40減速器齒輪為研究對象進行強度分析，對掘進機齒輪的結構設計具有一定的參考價值。

1 EBZ40掘進機概述

國內外掘進機產品的型號、種類繁多，但基本結構一致，本文對EBZ40型掘進機結構進行簡要說明。圖1為掘進機實物圖，其結構主要包括工作機構、運載機構、運輸機構、走行部和電氣液壓系統等部件。

圖1 掘進機實物圖

工作機構直接參與煤炭截割以及煤巖挖掘、搗碎工作。運載機構主要是將截割下來的煤炭進行裝運，將掘進機下方開挖出的煤炭收集起來。運輸機構主要將煤炭運輸至井外，也可用于轉運至其他井下設備。電氣液壓系統主要實現掘進機的動作，并對掘進機動作進行控制[2]。

EBZ40掘進機是一款集截割、裝載、轉運、行走等功能為一體的掘進機，其截割部徑向尺寸小、操作靈活、工作效率高，因其結構緊湊、行動自如被廣泛應用于小巷道等環境的掘進工作。

2 EBZ40 行星減速器結構與基本參數

EBZ40型掘進機的減速器是由兩個行星齒輪串聯而成的一個2級減速傳動機構，其齒輪嚙合的原理簡圖如圖2所示。齒輪1為輸入端，與電機相連接，齒輪5為內齒輪，H2為輸出端，中間是由兩級行星輪組成的減速器結構[3]。

EBZ40型掘進機行星齒輪減速器齒輪1～5的參數如表1所示。齒輪組的輸入端電機功率為140 kW，額定轉速為1 080 r/min。齒輪精度為7級，材料選用30CrMnSi，屈服強度為600 MPa[4]。

表1 齒輪參數

3 有限元分析模型

應用ANSYS軟件對齒輪減速器進行結構靜力學分析，在不考慮齒輪的動載效應、系統慣性的影響下，計算各齒輪在載荷作用下的變形和應力情況。由于行星輪結構對稱，因此主要建立中心輪和行星架以及行星輪的三維模型。

1～5均為齒輪；H1-齒輪1和齒輪2的嚙合體；H2-齒輪3和齒輪4的嚙合體圖2 掘進機行星減速器傳動簡圖

(1) 齒輪三維模型的建立。采用Creo2.0軟件建立行星輪減速器的三維模型，齒輪之間設置接觸，分析時不考慮隨時間變化的情況，只考慮齒輪在嚙合過程中的一個瞬態受力情況。為便于有限元分析計算，模型中不包括鍵槽、齒輪倒角等細小特征。

(2) 材料設置。將創建的三維模型以Stp文件格式導入ANSYS中，材料選用30CrMnSi，材料的彈性模量E=2.09×105MPa，密度ρ=7 980 kg/m3，泊松比μ=0.3，屈服強度600 MPa[5]。

(3) 網格處理。齒輪的形狀從軸向來看分布比較有規律，可以使用掃掠網格劃分，采用8節點的正六面體單元。掃掠網格大小設置為5 mm，手動對齒輪截面網格進行調節，得到120 930個單元、180 352個節點。

(4) 載荷與邊界。保留齒輪的軸向轉動自由度，其余兩個方向視為剛體，位移可以忽略不計。對中心輪軸孔內表面施加固定約束，其余齒輪與中心輪之間設置接觸關系。采用有限元軟件分析行星減速器最惡劣工況下應力的分布，由于各齒輪徑向載荷內平衡，因此只考慮齒輪的切向載荷，經分析計算，得到中心輪切向力F=9 329.37 N。

4 齒輪結構強度分析

基于ANSYS的求解模塊，對中心輪、行星輪、齒圈在剪切載荷F=9 329.37 N作用下的應力應變情況進行了求解。該掘進機減速器的中心輪與行星輪之間的重合度為1.632，在建立有限元分析模型時在兩者接觸位置設置CONTA174接觸連接單元，同理在行星輪與齒圈設置TARGE170接觸單元，從而在齒輪接觸之間創建了非線性接觸。

4.1 中心輪等效應力

模擬減速器齒輪嚙合過程中，施加切向載荷計算得到的中心輪應力分布情況如圖3所示，最大應力為171 MPa，最大應力值出現在輪齒的齒根與齒頂相嚙合的位置，且越接近齒邊緣值越大。從圖3中可以看出，中心輪的應力較大值區域已貫穿了齒輪厚度，因此中心輪的厚度對齒輪的整體強度具有較大影響，特別是齒輪上開槽區域。

圖3 中心輪等效應力云圖

4.2 行星輪等效應力

行星輪受到中心輪與齒圈的作用，受力情況相對比較平穩，兩側的載荷基本處于平衡狀態，圖4為行星輪的應力分布情況。根據分析計算結果，行星輪最大應力點出現在齒頂與中心齒輪嚙合位置，此處應力較大是齒輪間齒面傳遞載荷的作用結果，同時應考慮有限元分析模型在此處具有尖點效應；行星輪最大應力值為238 MPa，遠小于材料的屈服極限，齒輪具有較高的可靠性。

圖4 行星輪等效應力云圖

4.3 齒圈等效應力

齒圈等效應力云圖如圖5所示。減速器二級傳動中，在載荷的作用下齒圈的應力、應變最大，這是由于其外側四周受到了固定約束，內側則受到行星輪的作用，其最大應力為488 MPa，出現在與行星輪嚙合的輪齒齒頂位置，且輪齒產生了較大的變形。應特別注意齒圈結構強度的校核，防止齒圈上輪齒變形過大甚至出現斷裂、壓潰等現象。

圖5 齒圈等效應力

根據分析計算的結果，三種輪齒均滿足強度要求，因此EBZ40掘進機減速器結構安全可靠。

5 優化改進建議

根據有限元分析計算的結果，三種輪齒強度均滿足設計要求，但應注意結構設計的合理性。中心輪開槽位置與輪齒之間的位置關系對齒輪強度具有較大影響，因開槽可能導致應力集中，從而誘發疲勞裂紋，所以應保留足夠的安全裕量。齒圈與行星輪的嚙合處容易壓饋，產生塑性變形，可以通過齒輪表面滲碳淬火等熱處理手段提高齒輪的表面強度，有效提升齒輪的可靠性。

6 結論

以EBZ40掘進機行星減速器齒輪為研究對象，創建有限元分析模型，在僅考慮切向載荷情況下，計算了中心輪、行星輪、齒圈的應力分布情況。根據計算的結果，核算幾種齒輪的輪齒相對比較安全。最后依據應力的分布以及變形情況提出該減速器結構優化建議：中心輪開槽位置與輪齒之間的位置關系對齒輪強度具有較大影響，應保留足夠的安全裕量；齒圈與行星輪的嚙合處容易壓饋，產生塑性變形，可以通過表面滲碳淬火等熱處理手段提高齒輪的表面強度，有效提升齒輪的可靠性。