李建國(guó)

（山西晉煤集團(tuán)臨汾晉牛煤礦投資有限責(zé)任公司，山西 臨汾 041000）

引言

近年來(lái)隨著煤炭需求量的不斷增加，煤炭掘進(jìn)工作產(chǎn)量不斷增大，對(duì)傳統(tǒng)掘進(jìn)機(jī)的工作可靠性提出了更高的要求[1]。煤礦掘進(jìn)工作面環(huán)境極為惡劣，如潮濕、腐蝕氣體侵蝕、受力情況復(fù)雜多變等，對(duì)于掘進(jìn)機(jī)結(jié)構(gòu)部件的強(qiáng)度要求較高，一旦出現(xiàn)故障，不僅影響煤炭掘進(jìn)的產(chǎn)量和效率，嚴(yán)重的還會(huì)造成事故，給企業(yè)帶來(lái)不可估量的損失[2-4]。截割臂作為掘進(jìn)機(jī)實(shí)現(xiàn)掘進(jìn)功能的關(guān)鍵部件，其工作的安全性問(wèn)題至關(guān)重要，尤其是其后座板，現(xiàn)已引起了各界的關(guān)注[5-6]。因此針對(duì)某煤炭企業(yè)服役掘進(jìn)機(jī)對(duì)截割臂可靠性要求較高的現(xiàn)狀，以截割臂后座板為研究對(duì)象，借助ANSYS 有限元仿真分析軟件，開(kāi)展掘進(jìn)機(jī)截割臂后座板強(qiáng)度分析與改進(jìn)工作具有重要的意義。

1 煤炭截割原理概述

掘進(jìn)機(jī)作為煤炭采掘工作中極為關(guān)鍵的重型設(shè)備，隨著煤炭需求量的增加，對(duì)其應(yīng)用需求越來(lái)越多。目前應(yīng)用較為廣泛的掘進(jìn)機(jī)多為橫軸式結(jié)構(gòu)，主要由截割機(jī)構(gòu)、回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)、裝運(yùn)機(jī)構(gòu)、行走機(jī)構(gòu)和電氣輔助機(jī)構(gòu)組成。截割機(jī)構(gòu)作為掘進(jìn)機(jī)直接進(jìn)行煤炭采掘的關(guān)鍵部件，其工作可靠性要求最高，也是經(jīng)常出現(xiàn)故障的部件。截割機(jī)構(gòu)主要由工作臂、截割頭、電動(dòng)機(jī)、減速器等組成，工作原理如下：電動(dòng)機(jī)輸出的扭矩經(jīng)過(guò)聯(lián)軸器輸入減速器，完成降速增扭之后輸送至截割頭驅(qū)動(dòng)其連續(xù)轉(zhuǎn)動(dòng)；截割臂工作過(guò)程中左右動(dòng)作調(diào)整通過(guò)液壓系統(tǒng)控制伸縮油缸的動(dòng)作實(shí)現(xiàn)，截割頭的前進(jìn)動(dòng)作通過(guò)掘進(jìn)機(jī)行走機(jī)構(gòu)向前推進(jìn)實(shí)現(xiàn)，最終實(shí)現(xiàn)整個(gè)煤炭巷道的均勻開(kāi)采推進(jìn)。

2 截割臂后座板有限元分析

2.1 三維模型的建立

為了更真實(shí)地模擬截割臂后座板工作情況，仿真分析三維模型建立整個(gè)截割臂，因截割臂實(shí)際結(jié)構(gòu)極為復(fù)雜，建模過(guò)程中進(jìn)行了適當(dāng)?shù)暮?jiǎn)化，忽略了截割臂組成部件的倒角及對(duì)分析結(jié)果影響不大的連接孔等特征。

2.2 材料屬性設(shè)置

將建立完成的截割臂三維模型導(dǎo)入ANSYS 仿真計(jì)算軟件即可進(jìn)行材料屬性的設(shè)置，其中與后座板連接的組件設(shè)置為剛性材料，后座板根據(jù)實(shí)際情況設(shè)置，材料牌號(hào)為ZG270-500，具體材料屬性參數(shù)如下：彈性模量為202 GPa，泊松比為0.3，屈服強(qiáng)度為270 MPa，抗拉強(qiáng)度為500 MPa。

2.3 網(wǎng)格劃分

有限元仿真分析過(guò)程中的網(wǎng)格劃分質(zhì)量至關(guān)重要，其中包括兩個(gè)主要環(huán)節(jié)：?jiǎn)卧耦愋秃蛦卧駝澐址椒?。結(jié)合截割臂實(shí)際情況，確定其簡(jiǎn)單結(jié)構(gòu)選擇solid45 單元，相對(duì)復(fù)雜的結(jié)構(gòu)選擇solid92 單元，采用自由化分網(wǎng)格的方法完成截割臂整體結(jié)構(gòu)的網(wǎng)格劃分。

2.4 載荷施加與約束設(shè)置

該型號(hào)掘進(jìn)機(jī)的截割臂自重約為240 kg，工作時(shí)的最大回轉(zhuǎn)力矩高達(dá)150 kN·m，截割推進(jìn)時(shí)的最大力為600 kN，水平截割煤炭時(shí)的最大力為200 kN，豎直升降時(shí)的最大力為155 kN。此處重點(diǎn)分析截割臂后座板是水平最大載荷時(shí)的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，僅對(duì)截割臂施加最大水平載荷，根據(jù)截割臂與掘進(jìn)機(jī)實(shí)際連接情況進(jìn)行截割臂的約束設(shè)置。

2.5 仿真結(jié)果分析

完成截割臂材料屬性設(shè)置、網(wǎng)格劃分、載荷施加和約束設(shè)置等工作之后即可啟動(dòng)ANSYS 軟件內(nèi)部自帶求解器進(jìn)行分析計(jì)算，提取截割臂后座板仿真計(jì)算結(jié)果的等效應(yīng)力如圖1 所示。由圖1 截割臂后座板等效應(yīng)力分布云圖可以看出，后座板的耳環(huán)和銷(xiāo)軸連接位置存在明顯的應(yīng)力集中現(xiàn)象，最大應(yīng)力高達(dá)302.35 MPa，超出了截割臂后座板材料本身的屈服強(qiáng)度數(shù)值270 MPa。因此，截割臂后座板的耳環(huán)與銷(xiāo)軸連接位置是其工作運(yùn)行中的薄弱環(huán)節(jié)，極有可能出現(xiàn)斷裂事故，必須引起高度重視，需要提出切實(shí)可行的改進(jìn)措施，以便提高其工作的安全性和可靠性。

圖1 截割臂后座板等效應(yīng)力（MPa）分布云圖

3 改進(jìn)設(shè)計(jì)

3.1 改進(jìn)方案

因截割臂后座板耳環(huán)和銷(xiāo)軸連接位置存在明顯的應(yīng)力集中情況，成為了截割臂后座板工作過(guò)程中極易出現(xiàn)斷裂破壞的薄弱環(huán)節(jié)，有必要進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計(jì)。常見(jiàn)的結(jié)構(gòu)改進(jìn)方法包括增大結(jié)構(gòu)尺寸、更換結(jié)構(gòu)材料等，改進(jìn)方法的選擇需要堅(jiān)持簡(jiǎn)單易行原則。綜合截割臂后座板實(shí)際工況，選擇在不影響截割臂后座板結(jié)構(gòu)安裝的前提下，在原來(lái)結(jié)構(gòu)基礎(chǔ)上，耳環(huán)與銷(xiāo)軸連接位置兩側(cè)各增加0.5 mm的凸臺(tái)，以便提高耳環(huán)與銷(xiāo)軸連接位置結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，具體結(jié)構(gòu)改進(jìn)的位置如圖2 所示。

圖2 截割臂后座板結(jié)構(gòu)改進(jìn)位置

3.2 改進(jìn)結(jié)果

增大耳環(huán)和銷(xiāo)軸連接位置凸臺(tái)結(jié)構(gòu)尺寸之后修改截割臂三維模型，重新啟動(dòng)ANSYS 仿真計(jì)算軟件，前處理過(guò)程與改進(jìn)結(jié)構(gòu)之前一致，保證改進(jìn)前后的可對(duì)比性。啟動(dòng)ANSYS 軟件求解器進(jìn)行截割臂后座板分析，提取的后座板分析結(jié)果如圖3 和圖4 所示。由圖3 改進(jìn)截割臂后座板應(yīng)力分布云圖可以看出，后座板的最大應(yīng)力數(shù)值為260 MPa，相較于改進(jìn)之前降低了42.35 MPa，改進(jìn)效果極為明顯，并且低于材料的屈服強(qiáng)度270 MPa，因截割臂后座板工作時(shí)載荷變化不大，最大應(yīng)力數(shù)值只要不超過(guò)材料的屈服強(qiáng)度基本能夠保證其安全可靠工作。由圖4 截割臂后座板位移云圖可以看出，后座板的最大位移數(shù)值為1.7 mm，因掘進(jìn)機(jī)結(jié)構(gòu)尺寸較為龐大，毫米級(jí)的工作變形相較于截割臂后座板外形尺寸基本可以忽略不計(jì)，不會(huì)影響截割臂后座板的工作安全性和可靠性，由此可見(jiàn)，改進(jìn)工作合理，效果較好。

圖4 改進(jìn)截割臂后座板位移（mm）分布云圖

4 應(yīng)用效果評(píng)價(jià)

為了驗(yàn)證截割臂后座板改進(jìn)的仿真計(jì)算準(zhǔn)確性和應(yīng)用效果，基于截割臂后座板仿真計(jì)算結(jié)果，完成了工程圖紙的繪制。將加工制造完成之后的截割臂后座板安裝于某型號(hào)掘進(jìn)機(jī)截割機(jī)構(gòu)當(dāng)中進(jìn)行應(yīng)用，跟蹤記錄實(shí)際應(yīng)用情況。結(jié)果表明，改進(jìn)之后的后座板工作可靠，滿足截割臂承受最大水平載荷的要求。相關(guān)專業(yè)人士統(tǒng)計(jì)，改進(jìn)之后的截割臂后座板的應(yīng)用，減小了耳環(huán)與銷(xiāo)軸連接位置的間隙，確保了截割臂運(yùn)行的穩(wěn)定性，后座板使用壽命預(yù)計(jì)提高近20%～22%，因后座板故障導(dǎo)致的停機(jī)時(shí)間降低了近15%，預(yù)計(jì)為企業(yè)新增經(jīng)濟(jì)效益近100 萬(wàn)元/年，取得了很好的應(yīng)用效果。

5 結(jié)論

1）耳環(huán)與銷(xiāo)軸連接位置存在應(yīng)力集中，超出了材料的屈服強(qiáng)度。

2）通過(guò)增大0.5 mm 耳環(huán)和銷(xiāo)軸連接位置凸臺(tái)的方法完成了對(duì)截割臂后座板的改進(jìn)，以改善應(yīng)力集中情況。

3）應(yīng)用結(jié)果表明，后座板運(yùn)行穩(wěn)定可靠，使用壽命提高近20%～22%，因后座板故障導(dǎo)致的停機(jī)時(shí)間降低了近15%，為企業(yè)新增經(jīng)濟(jì)效益近100 萬(wàn)元/年。