采煤機行走輪與銷齒結構強度分析研究

韓建星

（山西焦煤霍州煤電呂梁山煤電有限公司， 山西 離石 033000）

引言

采煤機行走部的主要作用在于引導采煤機沿工作面刮板運輸機中部槽進行導向行走，其主要結構包括行走傳動裝置、行走調速裝置以及行走機構，其中行走機構作為采煤機行走部的動作執行機構，其在發生故障后將會導致整體采煤機停止運行，進而嚴重影響生產工作效率[1-2]。

基于上述因素，對采煤機行走機構進行研究分析，確認其關鍵部件中行走輪與銷齒結構強度特點，進而提出相應的優化方案，保證行走部的高效穩定運行，將有著一定的現實價值。

1 采煤機行走機構結構分析

行走輪和銷齒結構作為采煤機行走機構的核心部件，當前采煤機較為常用的行走輪分別為漸開線輪和擺線輪（見圖1），為保障行走輪的行走效果，需要在應用中配置其相對應的銷齒結構。從銷齒結構齒距方面來說，可將現有的采煤機銷齒結構分為小節距銷齒結構和大節距銷齒結構兩種；從銷齒結構形狀角度來說，可將銷齒結構分為Ⅰ型銷齒結構、Ⅱ型銷齒結構和Ⅲ型銷齒結構（見圖2）。

圖1 兩種采煤機常用行走輪示意圖

圖2 三種銷齒結構示意圖（單位：mm）

2 采煤機行走輪與銷齒結構仿真模型構建

2.1 行走輪和銷齒結構特點及工況分析

采煤機行走部在行走時，行走輪與銷齒結構之間會出現相互受力情況，此時齒輪的齒根彎矩受力最大，以至于齒輪齒根的彎曲疲勞強度最弱。在標準齒輪共軛傳動中，若是齒輪嚙合位置處于齒輪頂端，那么將會導致齒輪嚙合區域的力臂達到最大值，但此時受力卻不是最大，因而彎矩也未達到最大值。此外結合現有研究成果可知，齒輪齒根所承受彎矩最大時，齒輪嚙合點將會處于齒輪嚙合區最高點位置[3]。

在行走部行走中，行走輪和銷齒結構之間的嚙合主要屬于單齒嚙合，由于采煤機的實際工作環境相對惡劣，使得齒輪嚙合點處于齒輪嚙合區最高點位置時的工作狀態極為不利。為能夠確定在不同工況下采煤機行走輪與銷齒結構實際強度，研究中將會采用ANSYS 軟件開展強度有限元分析。具體分析過程中，結合行走輪和銷齒結構的實際工作狀態，將會設置以下三種工況。

1）齒輪嚙合中載荷施加在行走齒輪頂圓的切向方向上。此時齒輪受力主要為彎曲應力，具體情況如圖3-1 所示。

2）齒輪嚙合中載荷施加在行走齒輪齒尖輪廓最高點壓力角上。此時齒輪受力主要包括彎矩和壓力兩種應力，具體情況如圖3-2 所示。

圖3 兩種工況條件下受力示意圖

3）當行走輪懸空，則兩個行走輪的載荷將會全部施加在一個對應銷齒結構的最高點壓力角方向上。此時齒輪受力主要包括彎矩和壓力兩種應力。

2.2 模型構建流程

通過CAD 軟件構建好行走輪和銷齒結構模型后，將模型導入到ANSYS 有限元分析軟件中，在此過程中，主要需要進行單元選擇和網格劃分兩種操作，具體操作流程如下：

1）單元選擇：在單元選擇階段，為避免因單元選擇不合理所引發的網格、載荷無法加載等問題，需要在具體單元選擇前對采煤機行走輪和銷齒結構進行全面分析，進而根據其物理特性和尺寸結構合理選擇模型單元。據此，在綜合分析后，最終選用八節點實體Solid45 單元，并且為保障有限元分析精準性，行走輪和銷齒結構均設置有近10 萬個單元。

2）網格劃分：由于有限元分析過程中實際計算規模相對較大，所以為避免因計算資源不足而引發軟件崩潰等問題，需要提前對模型進行網格劃分，具體劃分情況如圖4 所示[4]。

圖4 模型網格劃分圖

3 基于ANSYS 的采煤機行走輪與銷齒結構強度有限元分析

基于圖4 中網絡劃分模型，根據行走輪和銷齒結構三種工況條件下受力情況，為模型施加載荷，然后通過ANSYS 軟件進行有限元模型分析，進而獲取到行走輪和銷齒結構齒根部位最大應力分布情況以及齒尖部位最大位移情況[5]。具體分析結果如圖5 所示（第一工況條件下）。

圖5 齒輪齒根部位最大應力-應變分布情況以及齒尖部位最大位移情況

如圖5 所示，在第一工況條件下，擺線輪和漸開線輪的齒輪齒根部位最大壓應力分別為770 MPa 和730 MPa；齒輪齒根部位最大拉應力分別為800 MPa和730 MPa；齒尖部位最大位移分別為0.674 mm 和0.657 mm。

第二工況、第三工況條件下的有限元分析過程與第一工況條件下有限元分析過程大致相同，具體有限元分析結果如下。

在第二工況條件下，擺線輪和漸開線輪的齒輪齒根部位最大壓應力分別為900 MPa 和750 MPa；齒輪齒根部位最大拉應力分別為730 MPa 和580 MPa；齒尖部位最大位移分別為0.598 mm 和0.520 mm。

在第三工況條件下，擺線輪和漸開線輪的齒輪齒根部位最大壓應力分別為1 670 MPa 和1 350 MPa；齒輪齒根部位最大拉應力分別為1 380 MPa 和1 030 MPa；齒尖部位最大位移分別為1.250 mm 和1.059 mm。

對三種工況條件下有限元分析結果進行綜合分析后，最終獲取以下研究結果：

1）采煤機行走時，行走輪與銷齒結構嚙合過程中，齒根部位的危險截面位置幾乎不會出現變化，并且無論是在何種工況條件下，齒根部位的最大壓應力均會大于等于最大拉應力。

2）在三種工況條件下，擺線輪的最大壓應力和最大拉應力均會大于漸開線輪的最大壓應力和最大拉應力。

3）在第三工況條件下，擺線輪和漸開線輪齒根的最大壓應力分別為1 670 MPa 和1 350 MPa，最大拉應力分別為1 380 MPa 和1 030 MPa，但行走齒輪所采用材料的最大許用應力為1 016 MPa，所以第三種工況條件下兩種行走齒輪的最大應力均超過材料最大許用應力，需進行相應改進。

4 采煤機行走輪與銷齒結構優化及實踐應用

結合有限元分析結果可知，在三種工況條件中，當前行走齒輪所采用的材料可以滿足第一種工況和第二種工況下的持續使用，但卻不符合第三種工況條件下的應力要求，再加上采煤機所處工作環境較為惡劣，將會進一步縮短材料使用壽命和綜合性能，所以應采用強度更高的材料對當前行走齒輪材料進行替換。基于此理念對行走齒輪進行改進優化，并將改進方案應用到工程實際，開展為期6 個月的工程實踐分析。最終根據分析結果來看，在長達6 個月的工程實踐應用過程中，采煤機行走輪并沒有出現較為明顯的故障情況，其有效保障采煤機的持續工作能力，所以此種改進方案可以在后續行走輪改進優化中進行參考應用。

5 結論

1）采煤機行進中，齒根部位的最大壓應力均會大于等于最大拉應力，并且此種情況不會受到工況條件因素的影響。

2）在三種工況條件下，擺線輪的最大壓應力和最大拉應力均會大于漸開線輪的最大壓應力和最大拉應力。

3）在第三種工況條件下，現有的采煤機行走輪材料性能強度將無法滿足采煤機行走時應力變化需求，所以需要進行材料改進。針對此種情況，在實踐中采用性能更強的材料對現有材料進行替換，進而有效提升采煤機行走輪整體結構強度，促使其可以滿足采煤機惡劣工作環境下的使用需求，延長使用壽命，保障采煤機工作持續性。