WG-2×125/571-WD型采煤機行走輪疲勞壽命分析

方晉晉，李樹崗，郝慧斌，郝小剛，張曉鋒

（1.山西潞安化工集團蒲縣黑龍煤業有限公司，山西 臨汾 041204；2.山西潞安化工集團余吾煤業公司，山西 長治 046100）

引言

隨著采煤技術的發展，電牽引采煤機逐漸成為當前大功率采煤機主要的牽引方式。電牽引采煤系統結構相對復雜，在采煤工作多變的工況下，對牽引機構的穩定性提出了更高的要求。其中，行走輪通過與刮板輸送機固定板銷排嚙合傳遞驅動力矩，是決定采煤機正常生產的關鍵零部件[1-4]。

行走輪在實際工作中，經常發生齒根斷裂現象，嚴重影響采煤工作的正常運行。經分析，這是行走輪受疲勞破壞造成的。為了保證采煤機行走輪的使用壽命，以WG-2×130/575-WD型采煤機為研究對象，選用ANSYS-nCode軟件對行走輪構件進行疲勞壽命分析。

1 動力載荷譜的建立

ANSYS-nCode軟件通過零件的靜力學模型，建立構件材料疲勞特性曲線以及實際工況的動載荷譜，得出疲勞分析結果。

在實際工況中構件的疲勞破壞基本是由隨機載荷引起的，所以在對構件進行疲勞分析時必須創建構件的疲勞載荷譜。載荷譜作為零件疲勞壽命分析的重要部分，直接關系到零件疲勞壽命分析的準確性[5-7]。

由于采煤工況復雜惡劣，齒輪接觸載荷譜無法實際測量獲得。因此，通過赫茲接觸理論將齒輪受力載荷轉化成圓柱體之間的接觸函數求解，如式（1）所示。

式中：x為行走輪與排銷孔初始距離，mm；x1為行走輪與排銷孔相對速度，mm/s；e為非線性指數，根據行走輪材料特性，取1.5；d為接觸圓柱體最大切深，一般取0.1 mm；c為阻尼系數，一般取剛度的0.5%；K為剛度系數。

剛度系數可由式（2）進行計算：

式中：R1、R2分別為行走輪與排銷接觸時的曲率半徑，mm；E1、E2分別為接觸零件的彈性模量，MPa；μ1、μ2分別為接觸零件的泊松比。

結合上述公式計算，將結果帶入到ANSYS-ADAMS軟件，通過后處理得出行走輪嚙合力曲線，如圖1所示。從圖1中可以看出，行走輪上單齒嚙合的時間為0.69 s。

圖1 行走輪單齒嚙合載荷曲線

WG-2×130/575-WD型采煤機行走輪共10個嚙合齒，按照截齒法向載荷曲線，建立行走輪載荷譜，嚙合周期為6.9 s。

2 S-N曲線的建立

行走輪材料為ZG30CrMnMo，根據材料的彈性模量、泊松比等參數，計算出該材料的疲勞極限，通過式（3）的計算，得出材料單次循環破壞的許用應力值σ1以及材料的疲勞壽命b1，以建立S-N疲勞壽命曲線[8-9]。

式中：N0為材料在額定載荷應力下疲勞破壞對應的循環次數；S1、S2分別為受力循環為1 000次、N0次對應的載荷應力值；b1、b2分別為S-N曲線對應斜率。

結合受力載荷計算數據，將上述計算結果輸入ADAMS軟件中的nCode材料屬性欄，即可生成模型材料對應的S-N曲線，如圖2所示，通過對比材料手冊，證明該曲線是正確的。

圖2 行走輪材料的S-N曲線

3 靜力學模型

結合行走輪實際工作狀態，行走輪與銷排在工作時嚙合齒數為3個。因此，分析模型以行走輪工作時嚙合齒模型作為研究對象，這樣可有效提減少冗余運算，增加網格劃分密度，提高仿真結果精度。

行走輪齒在嚙合過程中，載荷沿齒一側，由根部向頂部逐步移動且垂直于接觸面，隨后沿齒另一側頂部向根部移動，受力方向不斷改變。因此，需利用載荷步的形式對行走輪模擬仿真。

第一步為齒輪內孔及齒頂截面法線方向定義約束，并在齒根一側沿接觸面法線方向增加單位力；第二步為刪除前定義載荷，定義約束不變，單位力位置上移，方向沿接觸面法線；第三步為沿齒頂另一側施加定義載荷，單位里位置下移，如圖3所示。

圖3 輪齒兩側交替受力模型

4 疲勞壽命結果及分析

以我國目前煤礦開采情況，采煤機的工作面長度一般為200 m左右，結合WG-2×130/575-WD型采煤機結構，行走輪嚙合受力周期約為1 980次。結合上述計算，將行走輪動力載荷譜、S-N曲線、結構模型帶入ANSYS-nCode軟件進行疲勞壽命分析。

采煤機牽引力的變化會造成行走輪接觸載荷的變化，從而影響行走輪的疲勞壽命。行走輪受力載荷增加的工況一般有以下幾種可能：

1）當采煤機截割巖石時，由于巖石較煤層硬度高，導致采煤機牽引阻力增大。行走輪接觸載荷增大20%～30%。

2）大傾角截割煤巖時，截煤時相當于采煤機爬坡，增大牽引阻力。行走輪接觸載荷增大在30%～40%。

3）當某一牽引部出現故障，即單個行走輪無法工作。行走輪接觸載荷增大約60%。

將上述特殊工況導入ANSYS-nCode軟件分析，按采煤機每天工作16 h計算，得出不同工況下行走輪的疲勞壽命，如表1所示。

表1 不同工況下行走輪疲勞壽命

從表1可以看出，在截割到巖石層時，行走輪疲勞壽命明顯降低約50%。因此，當采煤機截割煤層工作時，應在3個月左右即對行走輪進行更換。

如果采煤機長期處于大傾角工況截煤，按照表1所示，行走輪的疲勞壽命較正常工況降低了約75%，應盡量避免長時間大傾角截割煤層。

當某一個牽引機構出現故障，單個行走輪受力時，疲勞壽命降低90%。因此，為保證采煤工作正常運行，當發生牽引機構故障后，在維修牽引機構的同時，建議將行走輪替換。

行走輪表面光潔度是影響行走輪疲勞壽命的另一個重要因素。當行走輪粗糙度增大到一定程度時，會導致行走輪因受交變載荷而造成齒根裂紋。按照不同的粗糙度等級，對行走輪進行疲勞壽命分析，結果如表2、下頁圖4所示。

從表2可以看出，當齒面粗糙度Ra在0.8μm以下時，行走輪的表面光潔度對疲勞壽命影響不大。

當齒面粗糙度Ra在0.8～1.6μm時，行走輪疲勞壽命降低了約25%。當齒面粗糙度Ra大于1.6μm后，行走輪疲勞壽命明顯降低。由此可見，齒面粗糙度過低對行走輪疲勞壽命影響是巨大的。

表2 不同粗糙度下行走輪疲勞壽命

圖4 粗糙度等級對行走輪疲勞壽命的影響

由于采煤機在開式傳動結構的狀態下，無法強制潤滑，因此在行走輪制造過程中，結合行走輪工件材料，需增加表面硬化工序，如淬火和氮化等。

5 結論

利用ANSYS-Ncode軟件，通過計算建立采煤機行走輪載荷譜、S-N曲線，對行走輪進行了疲勞壽命分析，提出了防止行走輪疲勞破壞相應的解決措施。得出如下結論：

1）通過有限元分析，行走輪在工作過程中，受到法向應力和阻尼應力等交變載荷作用的影響，齒根處是發生疲勞斷裂的主要部位。

2）通過對不同工況下，采煤機行走輪的疲勞壽命分析。結果表明，采煤機在大傾角作業時，行走輪的更換周期應降至原來的25%。當采煤機牽引部出現故障后，需同時更換行走輪。

3）通過對不同粗糙度下，采煤機行走輪的疲勞壽命分析。結果表明，當行走輪粗糙度Ra低于1.6μm后，行走輪疲勞壽命會降低40%甚至更多。需通過淬火等方式，提高齒面硬度，以降低行走輪工作狀態時磨損。