薄煤层采煤机截割部齿轮疲劳可靠性分析

李明昊，赵丽娟，乔 捷

(1.沈阳理工大学 机械工程学院，辽宁 沈阳 110159；2.辽宁工程技术大学 机械工程学院，辽宁 阜新 123000；3.辽宁省大型工矿装备重点实验室，辽宁 阜新 123000)

齿轮副是采煤机截割部传动的重要机构，齿轮副的失效将直接影响采煤机的可靠性和综采工作面的效率。目前，在采煤机截割部齿轮副的设计中，基于静载荷的校核仍为主要分析方法。采煤机截割部齿轮失效形式占截割部系统故障的60%以上[1].通过建立采煤机截割部虚拟样机模型，基于对数正态分布和应力-强度干涉理论，构建齿轮副疲劳寿命可靠度计算方法，对截割部齿轮副进行疲劳寿命可靠性分析,为设计高可靠性的采煤机传动系统提供理论方法和数据支撑，具有重要的工程应用意义。

1 理论基础

1.1 采煤机螺旋滚筒结构和受力分析

采用螺旋滚筒的采煤机在薄煤层中适应性很强，螺旋滚筒发展至今，结构基本相似，见图1.螺旋滚筒包括端盘、叶片、筒毂、联接盘、齿座截齿和固定截齿用的挡圈等主要组成部分。螺旋滚筒上还焊有螺旋叶片角筋、耐磨结构板以及端盘耐磨防护块等组成部分，用来增加滚筒的可靠性和耐磨性，以提高螺旋滚筒和叶片的使用寿命。螺旋滚筒的结构参数主要包括螺旋滚筒直径、螺旋滚筒宽度、螺旋升角、截线距等基本参数。

1—端盘；2—联接盘；3—端盖；4—筒毂；5—螺旋叶片；6—截齿；7—齿座；8—挡圈

1.2 螺旋滚筒截齿负载分析

采煤机在截割煤岩的过程中，螺旋滚筒上的截齿是直接工作机构[2].采煤机截齿一般可分为镐型截齿和刀型截齿，镐型截齿较为常用。镐型截齿一般由齿身(Ⅰ)和合金头(Ⅱ)组成，齿身材料一般为35CrMo、和35CrMnSi和 42CrMo等。合金头材料一般为YG8C、YG11C和YG13C等硬质合金，截齿截割煤岩的受力示意图见图2.

图2 截齿受力分析图

图2中Xj为侧向力；Yj为牵引阻力；Zj为截割阻力。当截割对象为全煤，截齿为锋利状态时所受到的截割阻力Z0为：

(1)

锋利截齿受到的牵引阻力Y0为：

Y0=(0.5-0.8)Z0

(2)

所受的侧向力Xj为：

Xj=0.2Z0

(3)

当截齿被磨钝时，所受到的截割阻力Zj为：

Zj=Z0+100f′δcmSaKδ

(4)

Yj=Y0+100δcmSaKδ

(5)

2 螺旋滚筒瞬时负载数值模拟

基于Matlab计算前截割部角度为23°，煤岩坚固性系数为3.11，螺旋滚筒截割深度为865 mm，螺旋滚筒转速为30 r/min，牵引速度为4 m/min的瞬时动态载荷，利用公式(1)—(5)计算得到滚筒质心处的瞬时载荷曲线,见图3，4.

图3 螺旋滚筒受到的瞬时三向力曲线图

图4 螺旋滚筒受到的瞬时三向力矩曲线图

将建立的三维模型通过接口导入到机械动力学分析软件ADAMS中，设置零部件的材料特性、设置约束和驱动，将图3，4生成的瞬时载荷文本加载到滚筒的质心处，得到采煤机截割部刚性虚拟样机模型，见图5.

图5 采煤机截割部刚性虚拟样机模型图

足够的数据样本是可靠性分析的基础，设置仿真时间为4 s，步长为0.001 s，进行虚拟样机仿真[3]，通过虚拟样机模型中的MARK点提取齿轮副接触力载荷，见图6.

图6 齿轮副接触力曲线图

3 薄煤层采煤机截割部传动齿轮疲劳可靠性分析

3.1 齿轮副仿真分析

对截割部齿轮副进行接触问题分析，需要对其进行简化，一般选取1/4模型可以满足仿真需要。在有限元软件ANSYS中设置齿轮副的材料特性，定义网格单元类型，利用智能划分网格进行网格操作[4]，在网格划分成功的基础上，设置接触参数(Contact)，得到有限元网格划分模型，见图7.

图7 齿轮副有限元模型图

在齿轮副有限元模型中加载虚拟样机仿真得到的接触力载荷，设置对应的主动轮和从动轮，对其进行仿真，得到齿轮副的应力云图，见图8.

图8 齿轮副应力云图

由图8可知，齿轮副的应力最大值位置为齿轮副啮合处。由于齿轮副采用渐开线花键设计，采煤机截割煤岩的瞬时动态载荷导致渐开线花键处应力集中。齿轮副最大应力值为550.481 MPa，小于屈服强度。

3.2 截割部齿轮副疲劳可靠性分析

利用疲劳耐久性分析软件FE-SAFE对齿轮副进行载荷预处理，设置齿轮的表面粗糙度和加工表面系数等参数[5]，对其分析，得到采煤机截割部齿轮副的疲劳寿命云图见图9.

图9 齿轮副的疲劳寿命分析结果图

由于FE-SAFE中的疲劳寿命分析结果是以log10的计算形式表达，将图9中的数据转化，得到齿轮副最低疲劳寿命循环次数为1.883 6×105次。对数正态分布是疲劳寿命可靠性分析的常用理论方法，基于对数正态分布和应力-强度干涉理论，构建齿轮副疲劳寿命可靠度计算方法[6-7].利用蒙特卡洛法对齿轮副的疲劳寿命分析数据进行随机抽样分析，计算得到截割部齿轮副疲劳寿命可靠度R=0.961.

4 运动参数对疲劳可靠性的影响

4.1 滚筒转速对疲劳可靠性的影响

采煤机螺旋滚筒的转速对齿轮副的疲劳可靠性有着重要的影响，计算滚筒转速分别为：24 r/min、27 r/min、30 r/min、33 r/min、36 r/min时的截割部齿轮副疲劳寿命可靠性，见表1.

表1 不同滚筒转速的齿轮副疲劳寿命可靠度表

从表1可以看出，截割部齿轮副的疲劳寿命随着其滚筒转速增大而增大，截割部齿轮副的疲劳寿命可靠度随着其滚筒转速增大而提高，当滚筒转速越大，截割阻力越小，截割部齿轮副所受到的应力越小，截割部齿轮副疲劳寿命越大，可靠性越高。所以在保证采煤机工作效率及其他关键零件可靠性的前提下，应尽量提高滚筒转速，以提高截割部齿轮副的可靠性[8].

4.2 牵引速度对疲劳可靠性的影响

采煤机牵引速度对齿轮副的疲劳可靠性有着重要的影响，分别计算牵引速度为2 m/min、2.5 m/min、3 m/min、3.5 m/min、4 m/min时，截割部齿轮副疲劳寿命，见表2.

表2 不同牵引速度的齿轮副疲劳寿命可靠度表

从表2可以看出，截割部齿轮副的疲劳寿命随着其牵引速度增大而缩短，截割部齿轮副的疲劳寿命可靠度随着其牵引速度增大而降低。所以在保证生产效率及其他关键零件可靠性的情况下，应尽量降低牵引速度，提高截割部齿轮副可靠性[9]，达到保护截割部齿轮副的目的。

5 结 论

基于虚拟样机技术建立了采煤机截割部的仿真平台，对采煤机截割部齿轮副进行疲劳寿命可靠性分析，得到的结论如下：

1)基于Pro/E、ANSYS和ADAMS联合建立采煤机截割部的仿真平台，加载生成的滚筒瞬时负载进行仿真，得到了齿轮副接触力动态载荷。

2)通过有限元软件ANSYS加载齿轮副接触力，得到齿轮副的最大等效应力为550.481 MPa.基于疲劳耐久性分析软件FE-SAFE，求解得到齿轮副最低循环寿命为1.883 6×105次。基于对数正态分布和应力-强度干涉理论，构建齿轮副疲劳寿命可靠度计算方法，计算得到齿轮副疲劳寿命可靠度为0.961.

3)分析了滚筒转数和牵引速度对齿轮副疲劳寿命可靠度的影响，在保证采煤机工作效率及其他关键零件可靠性的前提下，合理的提高滚筒转速、降低牵引速度，可以提高截割部齿轮副可靠性，达到保护采煤机截割部的目的。