關于EBZ160 型掘進機減速器振動過程的分析與研究

馬 超

（山西蘭花科創玉溪煤礦有限責任公司，山西 晉城 048214）

引言

目前，隨著機械化采掘的發展，掘進機技術不斷發展，其工作能力、開采量等有了一個較大的提高，但由于工作環境比較惡劣，地質條件差，導致煤炭開采設備容易發生故障，尤其是掘進機。后期的使用導致設備使用過程中振動加大和振動噪音加劇，甚至影響到設備的使用壽命[1]。

掘進機截割不同的煤炭時，會產生比較劇烈的振動，減速器的一級行星傳動、二級行星傳動以及減速器整體之間的振動耦合特性對設備的可靠性具有重要影響。為了提高設備的使用性能以及可靠性，研究提高減速器的耦合特性，可有效提高設備的使用壽命。減速器耦合特性的分析對于后期減速器結構優化具有重要參考意義和價值，對礦用行星減速器的研發具有一定的理論指導意義[2]。

1 掘進機結構簡介

掘進機雖然型號各異，但其基本的原理以及工作機構整體都是相同的，掘進機一般結構包括截割頭、懸臂、回轉機構、走行機構、變速器、驅動系統等，掘進機的基本結構如圖1 所示。掘進機驅動系統主要有動力源產生驅動力，然后經變速器轉換，直接作用于截割臂，下面對其主要結構的組成部分做簡要介紹。

圖1 掘進機結構

1）截割頭：直接與煤炭作用，起到對煤炭的破碎、截割作用，其上裝有截割用的道具，受電動驅動控制，并具有多個方向的自由度。

2）懸臂結構：主要由回轉油缸和回轉臺組成，回轉支撐油缸主要負責調節轉臺的回轉角度。

3）裝運機構：與刮板輸送機相連，主要負責將截割破碎下來定位煤礦傳送到刮板輸送機上，實現與輸送機的銜接。

4）液壓控制系統：液壓系統主要包括液壓電機、液壓泵、控制閥組、液壓油缸以及其他控制元器件，主要負責為掘進機主要部件提供液壓動力。

5）走行機構：履帶式走行機構，具有較強的通過能力，可實現前后移動以及方向調轉等動作。

2 模態分析理論

模態分析理論從20 世紀70 年代出現到現在，短短幾十年的時間，該理論得到了比較大的發展與應用。目前，模態分析的計算也應用到了各種工程領域，有助于了解結構的振動特性，對于產品可靠性以及使用壽命的提高具有重要作用。借助有限元分析方法，可以處理大型復雜的計算問題，有限元的基本處理思路就是將一個復雜的結構進行離散，建立起傳動系統的特征值數學模型，從而計算得到結構的固有頻率與振型特征[3]。

計算機技術的發展，使得利用有限元模態分析方法來求解和分析傳動系統的固有頻率、振型特征等變得比較容易實現。其基本思路是通過建立常微分方程，得到模型的振動特性，為結構的設計提供參考。利用計算機計算分析就省去了模型建模、構建微分方程，由于篇幅所限，不再對其理論方程的推導作過多說明。

3 分析模型的建立

3.1 加載及求解

在計算分析模型的模態時其邊界條件對計算結果的影響并不大，因此在定義邊界條件與施加載荷時，設定為零位移約束，若指定了非零位移約束，即達到了簡化計算模型的目的，同時計算出有效的模態頻率。在有限元的分析軟件中，使用接觸耦合關系處理一級與二級行星齒輪之間的接觸嚙合，定義齒輪的約束方程，以確保仿真分析的結果更加接近于真實的載荷情況[4]。

3.2 有限元模型建立

3.2.1 建模

減速器的振動特性對減速器的使用壽命、運行平穩性、噪音等有重要影響，齒輪的承力要求比較高，單級斜齒輪傳遞的功率大概為170 kW，額定工作轉速為1 860 r/min，在有限元分析軟件中建立齒輪的分析模型，劃分網格并做材料定義，如圖2 所示，為一級和二級行星齒輪網格處理模型，因為齒輪的結構是對稱的，為了簡化計算量，可以取齒輪的1/4 模型來仿真計算[5]。

圖2 網格模型處理

3.2.2 載荷與邊界

根據行星減速器的實際傳動情況設置模型的載荷與邊界條件，在軸承的輸入與輸出端進行位移約束，只釋放其軸向旋轉自由度。設置太陽輪與行星齒輪以及行星齒輪與齒輪之間的嚙合接觸，僅釋放行星齒輪軸向旋轉自由度，同時在一級減速齒輪輸入段表面施加大小為1 680 r/min 的轉速和T3=1 090 N·m 的轉矩；在二級行星輪系太陽輪軸段表面施加大小800 r/min 的轉速和T4=1 920 N·m 的轉矩[6]。

4 減速器模態分析結果

在振動系統的理論中，一般系統的低階模態振幅較大，對設備的影響也更大，在劇烈的振動下出現零件之間的配合產生較大的誤差，從而產生明顯的振動沖擊噪音，由此可能會造成設備使用壽命的降低。在實際結構中，齒輪與軸銷之間同樣存在間隙，因此減速器的軸向竄動同樣會產生比較明顯的噪音。根據仿真系統的計算結果，提取了行星減速器的一級齒輪與二級齒輪的前四階模態計算結果，由于篇幅所限，只對前三階模態的振型進行展示。

4.1 一級齒輪計算結果

根據模態計算結果可知：一級行星齒輪的第一階模態的頻率為97.57 Hz，其對應的振動特點是軸向竄動；第二階模態計算得到的頻率為125.71 Hz，其對應的振動特點仍然是沿軸向的竄動；第三階模態為154.82 Hz，其對應的振動特點依然是沿軸向竄動；第四階模態計算結果為197.45 Hz，其對應的振動特點是套筒沿軸向方向的竄動。如圖3 所示，為一級行星齒輪前三階模態振型圖。

圖3 一級行星輪系前三階模態振型

根據計算結果可知，傳動系統一級行星減速器各階固有頻率相對比較分散，從97.57～197.45 Hz，且減速器的振動特性也在發生變化，在低頻區主要振動特點就是齒輪沿軸向竄動。因此，在減速器的結構設計中應重點考慮齒輪軸向竄動的問題，避免齒輪產生較大的軸向竄動，而引起設備比較嚴重的振動噪音，甚至嚴重影響設備的使用壽命。齒輪軸向竄動，可能會使得減速器穿動力不足而影響到掘進機的截割能力，因此對設備的危害較大。

4.2 二級齒輪計算結果

根據有限元計算結果可知：二級行星齒輪減速器前四階模態計算結果分別為：一階模態頻率為96.35 Hz，振動特點為行星齒輪軸向竄動；二階模態計算結果為125.37 Hz，振動特點是行星齒輪沿軸向的竄動；第三階模態與第四階模態頻率分別為275.97 Hz 與289.14 Hz，振動特點都為沿軸向方向的竄動。二級行星輪系前三階模態振型如圖4 所示。

圖4 二級行星輪系前三階模態振型

根據前四階的模態計算結果可知，其固有頻率比較分散，同時掘進機振動特性都一樣，即齒輪沿軸向方向的竄動。通過觀察二級行星齒輪的振動特性可知，振動有強有弱，振動的形式也比較復雜，但其相似的特點都是沿軸向的振動，說明二級行星齒輪同樣存在沿軸向振動的情況。

5 結論

1）一級行星齒輪最低固有頻率為97.57 Hz、二級行星齒輪的最低固有頻率為96.35 Hz，其均有沿軸向方向的竄動，所以對減速器的結構設計應考慮限制軸向位移，以避免設備產生比較劇烈的振動。

2）在設備的使用中，應避開前幾階固有頻率，對掘進機減速器模態分析研究。