王金輝

(國能神華新街能源有限責(zé)任公司，內(nèi)蒙古 鄂爾多斯 017200)

巷道橋式轉(zhuǎn)載機(jī)是綜采工作面的關(guān)鍵設(shè)備之一，其功能是將綜采工作面刮板輸送機(jī)運(yùn)出的原煤，提升到一定高度，卸載到巷道帶式輸送機(jī)[1]。由于工作面片幫、溜槽推移、采煤機(jī)速度等因素影響，從刮板輸送機(jī)卸載到轉(zhuǎn)載機(jī)上的原煤不僅瞬間煤量變化大，煤的塊度差異也很大，給帶式輸送機(jī)運(yùn)行造成困難，因此轉(zhuǎn)載機(jī)在完成輸送提升任務(wù)的同時(shí)還需與破碎機(jī)配合對(duì)原煤進(jìn)行破碎，以起到均載功能，因此，轉(zhuǎn)載機(jī)工作可靠性對(duì)綜采工作面的穩(wěn)定生產(chǎn)非常重要。

刮板鏈和鏈輪組件是轉(zhuǎn)載機(jī)的核心部件，也是最為薄弱的環(huán)節(jié)[2]，設(shè)備運(yùn)行過程中，刮板鏈和鏈輪組件直接與物料接觸，承受著頻繁的沖擊負(fù)荷，轉(zhuǎn)載機(jī)工況的復(fù)雜性也影響刮板鏈和鏈輪組件的工作可靠性，使用過程中鏈輪組件的密封失效、刮板和鏈條的變形斷裂問題比較常見[3]。

1 轉(zhuǎn)載機(jī)存在問題與原因分析

2010年1月，神東公司首個(gè)7 m大采高工作面在補(bǔ)連塔煤礦投產(chǎn)，輸送設(shè)備由德國DBT公司生產(chǎn)，轉(zhuǎn)載機(jī)槽寬1588 mm，裝機(jī)功率700 kW，采用38×126鏈條，鏈條破斷負(fù)荷1820 kN，中雙鏈布置，鏈條中心距330 mm[4]。

神東累計(jì)進(jìn)口4套同型號(hào)輸送設(shè)備，陸續(xù)在大柳塔、補(bǔ)連塔、上灣煤礦等礦使用，從實(shí)際使用看，轉(zhuǎn)載機(jī)的裝機(jī)功率、運(yùn)輸能力等主要技術(shù)參數(shù)與工作面刮板輸送機(jī)配套良好，基本能夠滿足7 m工作面大運(yùn)量使用要求。

設(shè)備在使用中也存在一些不足：為提高運(yùn)量，轉(zhuǎn)載機(jī)的槽寬增大，刮板鏈和鏈輪組件的長度相應(yīng)增加，相應(yīng)的強(qiáng)度降低，在出現(xiàn)大塊煤刮卡的情況下，刮板容易彎曲，甚至從薄弱位置斷裂；鏈輪組件承受沖擊時(shí)，傳動(dòng)精度降低，導(dǎo)致密封失效的問題突出，鏈輪軸存在彎曲變形甚至斷裂的情況。轉(zhuǎn)載機(jī)刮板、鏈輪組件等關(guān)鍵零部件的壽命不能滿足工作面的穩(wěn)定生產(chǎn)的需要。

1.1 刮板變形斷裂

轉(zhuǎn)載機(jī)鏈條采用中雙鏈結(jié)構(gòu)，如圖1所示，刮板的長度為1576 mm，鏈條中心距330 mm，刮板斷面的寬115 mm，高度125 mm，刮板外形細(xì)長。

圖1 38×126刮板鏈(mm)Fig.1 38×126 scraper chain assembly

轉(zhuǎn)載機(jī)在運(yùn)行過程中，由于大塊原煤和難以破碎的矸石容易造成刮板刮卡，破碎機(jī)在破碎煤的同時(shí)也會(huì)對(duì)運(yùn)行的刮板造成沖擊，從開始使用到工作面結(jié)束的整個(gè)過程中，刮板一直存在彎曲的問題，需要及時(shí)更換，以保證設(shè)備正常運(yùn)行[5]。

1.2 鏈輪組件密封失效

轉(zhuǎn)載機(jī)機(jī)頭驅(qū)動(dòng)鏈輪組件的結(jié)構(gòu)如圖2所示，軸承座位于鏈輪組件兩端，軸承座的跨距為1700 mm，軸承中心距1520 mm，兩個(gè)鏈輪片位于鏈輪組件中間位置，中心距330 mm，采用花鍵與鏈輪軸聯(lián)接。

圖2 鏈輪組件38×126-6(mm)Fig.2 Sprocket assembly 38×126-6

運(yùn)行過程中，軸承座起到固定支撐作用，動(dòng)力從齒輪聯(lián)軸器輸入，帶動(dòng)鏈輪軸、軸承內(nèi)圈、外隔套、內(nèi)隔套、鏈輪同時(shí)轉(zhuǎn)動(dòng)，聯(lián)接齒套和外隔套與軸承座的旋轉(zhuǎn)結(jié)合部位采用金屬浮動(dòng)密封，軸承座上布置有注油孔，采用脂潤滑，自動(dòng)注油[6，7]。

從鏈輪組件斷面圖上看，鏈條負(fù)荷靠近鏈輪組件中心，而軸承支撐點(diǎn)在兩端，影響鏈輪軸的剛性，轉(zhuǎn)載機(jī)負(fù)載不穩(wěn)定，存在重載沖擊，導(dǎo)致鏈輪軸彎曲，采用調(diào)心滾子軸承可以適應(yīng)工況需要，但影響浮動(dòng)密封的工作可靠性[8，9]。

使用過程中，鏈輪組件兩端軸承座的密封可靠性差，漏油問題突出，如果加油不及時(shí)，軸承失去潤滑，發(fā)熱燒毀；或者煤粉進(jìn)入到軸承座內(nèi)，也造成軸承工作失效。

2 刮板的失效分析與改進(jìn)

2.1 刮板組件的結(jié)構(gòu)特征與受力分析

刮板鏈組件由刮板、橫梁、螺栓、螺母組成，如圖3所示，刮板和橫梁通過螺栓與鏈條的平環(huán)組成一體，刮板高度125 mm，圓環(huán)鏈的立環(huán)高度為110 mm，刮板的頂面和底面分別凸出立環(huán)10 mm和5 mm，刮板上有凸臺(tái)嵌入到平環(huán)內(nèi)部的空隙，鏈條在鏈輪驅(qū)動(dòng)下運(yùn)動(dòng)時(shí)，與平環(huán)相連的立環(huán)通過刮板的凸臺(tái)推動(dòng)刮板向前運(yùn)行，實(shí)現(xiàn)物料的輸送。

圖3 刮板結(jié)構(gòu)(mm)Fig.3 Scraper structure

刮板與鏈條聯(lián)接處的斷面尺寸受鏈環(huán)的約束[10]，以38×126鏈條為例，鏈環(huán)節(jié)距p=126 mm，鏈環(huán)棒料直徑d=38 mm，考慮制造誤差和運(yùn)轉(zhuǎn)靈活性，刮板和鏈條的立環(huán)要有適當(dāng)間隙δ，通常取值為5 mm，刮板的最窄處寬度為：

b=p-2d-δ=126-2×38-5=45mm

(1)

對(duì)于38×126鏈條。刮板頂部寬度B=110 mm，但靠近立環(huán)中心的刮板斷面最小尺寸b僅為45 mm，導(dǎo)致該斷面的抗彎性能降低，成為刮板最薄弱部位，受到較大沖擊負(fù)荷時(shí)，刮板在此處彎曲。

根據(jù)刮板的運(yùn)行工況，鏈條構(gòu)成刮板的兩個(gè)支點(diǎn)，運(yùn)煤載荷在刮板上均布，由于刮板細(xì)長，兩個(gè)支點(diǎn)又比較靠近中心，在兩個(gè)支點(diǎn)周圍刮板承受彎曲應(yīng)力很大，靠近支點(diǎn)的螺栓孔斷面容易產(chǎn)生應(yīng)力集中，刮板受到頻繁作用力，很容易在此部位產(chǎn)生疲勞裂紋，成為刮板的又一薄弱點(diǎn)。

2.2 刮板的改進(jìn)措施

為減少刮板薄弱部位裂紋的產(chǎn)生，就需要減小工作狀態(tài)下的應(yīng)力，增大刮板薄弱斷面面積是較為可行的方式。從刮板的結(jié)構(gòu)可知，刮板截面尺寸與鏈環(huán)的規(guī)格密切相關(guān)，鏈條兩個(gè)立環(huán)之間距離限定了刮板的斷面尺寸，采用適合規(guī)格高強(qiáng)度鏈條就可以達(dá)到提高刮板強(qiáng)度的目的，根據(jù)礦用圓環(huán)的標(biāo)準(zhǔn)[11]和生產(chǎn)廠家樣本[12]，可選鏈條規(guī)格與相關(guān)參數(shù)見表1：

表1 鏈條和刮板的技術(shù)參數(shù)表Table 1 Technical features of chain and scraper

鏈條的選擇：目前轉(zhuǎn)載機(jī)使用38×126的鏈條，破斷負(fù)荷1820 kN，立環(huán)高度110 mm，刮板高度125 mm，針對(duì)表中鏈條進(jìn)行選擇：48×152鏈條的破斷負(fù)荷比38×126的鏈條高出60%，而用于安裝刮板立環(huán)間距g增加6 mm，約為10%，立環(huán)高度126 mm也超出較多，尺寸配置不能滿足提高刮板強(qiáng)度的要求。對(duì)于38×137和42×146進(jìn)行比較選擇，兩種規(guī)格鏈條的立環(huán)間距B增加值分別為11 mm和12 mm，刮板薄弱斷面的抗彎強(qiáng)度提高顯著，由于42×146鏈條強(qiáng)度比38×126鏈條強(qiáng)度提高20%，而高度僅增加5 mm，工作可靠性更高，還可以與現(xiàn)有設(shè)備實(shí)現(xiàn)通用，因此42×146鏈條是更加合理的選擇。

3 改造方案實(shí)施

鏈條規(guī)格的變化后，與之相關(guān)的刮板、鏈輪組件、機(jī)架、傳動(dòng)系統(tǒng)等都需要進(jìn)行相應(yīng)的結(jié)構(gòu)調(diào)整與強(qiáng)度校核。設(shè)備改造一個(gè)重要原則就是要遵循通用性原則，最大限度保證零部件通用性互換性，原有設(shè)備的部件盡可能被重新利用，減少改造投入，提高勞動(dòng)生產(chǎn)率，保證產(chǎn)品質(zhì)量[13]。

3.1 刮板的改進(jìn)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度校核

3.1.1 刮板高度確定

轉(zhuǎn)載機(jī)溜槽底鏈道高度為142 mm，現(xiàn)用刮板高度為h=125 mm，刮板與溜槽間隙為17 mm。38×126鏈條立環(huán)高度為110 mm，鏈條立環(huán)與刮板上下面分別留10 mm和5 mm間隙，刮板運(yùn)行良好。新設(shè)計(jì)刮板高度也保持125 mm，42×146立環(huán)高度為115 mm，立環(huán)的上下面與刮板上下面的間隙設(shè)定為5 mm，改進(jìn)后刮板能夠在現(xiàn)有轉(zhuǎn)載機(jī)溜槽上使用。

采用42×126鏈條后，刮板的危險(xiǎn)斷面面積增大，如圖4所示，斷面最小寬度增加11 mm，38×126鏈條刮板斷面慣性矩I1=2.85×106 mm4，42×126鏈條刮板斷面的慣性矩I2=3.47×106 mm4，刮板抗彎性能提高約50%。

圖4 刮板的斷面比較(mm)Fig.4 Comparison of flight bar section

3.1.2 刮板鏈條中心距的調(diào)整

分析現(xiàn)有刮板失效原因，一方面是由于刮板受立環(huán)限制，危險(xiǎn)斷面小；另一原因就是中雙鏈條的中心距小，刮板兩端懸臂較長，受力狀況惡化。神東在用JOY公司轉(zhuǎn)載機(jī)刮板的鏈條中心距均為500 mm，以此為參考，改進(jìn)刮板的鏈條中心距調(diào)整為500 mm。

3.1.3 刮板的受力與強(qiáng)度比較

刮板的受力分析簡化模型如圖5所示：兩個(gè)刮板的中心距為A，刮板的長度為L，運(yùn)行時(shí)，受力均布于刮板長度L上。

圖5 刮板受力模型Fig.5 Flight bar force diagram

刮板在鏈條支點(diǎn)處的彎曲應(yīng)力為：

式中，σ為刮板的彎曲應(yīng)力，MPa；q為刮板承受的載荷，N·mm-1；y為刮板外緣距中心距離，mm；I為刮板截面的慣性矩，mm4。

刮板改進(jìn)前，A1=330 mm，B1=1576 mm，L1=623 mm，y1=55 mm，I1=2.85×106mm4。則刮板在支點(diǎn)處的最大彎曲應(yīng)力σ1為：

刮板改進(jìn)后，A2=500 mm，B2=B1=1576 mm，L2=538 mm，y2=y1=55 mm，I2=3.47×106mm4。

則刮板在支點(diǎn)處的最大彎曲應(yīng)力σ2為：

改進(jìn)前后刮板危險(xiǎn)截面彎曲應(yīng)力比為：

同樣負(fù)載條件下，改進(jìn)后刮板危險(xiǎn)斷面的應(yīng)力值是改進(jìn)前的61.7%，刮板受力狀況改善，工作可靠性和使用壽命顯著提高。

3.2 鏈輪組件的改進(jìn)與性能分析

鏈條規(guī)格變化后，鏈輪組件以及與之配套機(jī)頭架、機(jī)尾架、傳動(dòng)系統(tǒng)等也需要進(jìn)行相應(yīng)的調(diào)整，并進(jìn)行校核驗(yàn)證。

3.2.1 鏈輪組件的結(jié)構(gòu)改進(jìn)

與刮板類似，原結(jié)構(gòu)鏈輪組件的軸承布置在軸的兩端，軸承跨距大，影響軸的抗彎性能，在改造時(shí)進(jìn)行優(yōu)化，減小跨距。

如圖6所示，鏈輪中心隨著刮板鏈中心變化，由330 mm增加至500 mm，通過加長軸承座，兩個(gè)軸承的中心距也從1520 mm調(diào)整為990 mm，軸承支撐點(diǎn)靠近鏈輪，軸承受的彎矩減小，有利于降低軸的撓度，保證旋轉(zhuǎn)部件的運(yùn)動(dòng)精度，提高浮動(dòng)密封工作可靠性。

圖6 42×146-6鏈輪組件結(jié)構(gòu)(mm)Fig.6 Sprocket assembly 42×146-6

采用42×146規(guī)格的鏈條，節(jié)距由126 mm增加到146 mm，鏈輪直徑增大，相應(yīng)的鏈輪軸也可由190 mm增加至220 mm，鏈輪軸剛性提高[14]。

3.2.2 鏈輪軸的受力分析

鏈輪組件受力如圖7所示，根據(jù)材料力學(xué)中簡支梁的公式，軸承支點(diǎn)處的最大轉(zhuǎn)角為：

圖7 鏈輪組件受力Fig.7 Sprocket assembly force diagram

式中，P為鏈條對(duì)鏈輪軸的作用力，N；a為軸承支撐點(diǎn)與鏈條作用點(diǎn)距離，mm；L為軸承支撐點(diǎn)距離，mm；E為軸材料的彈性模量，Pa；I為軸截面的慣性矩，mm4。

改進(jìn)前，38×126-6齒鏈輪組件鏈輪軸直徑d1=190 mm，軸承跨距L1=1520 mm，鏈輪中心距T1=330 mm，則a1=595 mm，I1=63.9×106mm4。

鏈輪軸的轉(zhuǎn)角為：

改進(jìn)后，42×146-6齒鏈輪直徑d2=220 mm，軸承跨距L2=990 mm，鏈輪中心距T2=500 mm，則a2=245 mm，I2=114.9×106mm4。

鏈輪軸的轉(zhuǎn)角為：

改進(jìn)前后鏈輪軸的最大轉(zhuǎn)角的比值為為：

從上述軸的受力計(jì)算可知，轉(zhuǎn)載機(jī)機(jī)頭鏈輪組件改進(jìn)后軸承支撐處軸的轉(zhuǎn)角不到原鏈輪組件的1/8，軸的剛性大幅提高，運(yùn)轉(zhuǎn)精度顯著提高，能夠保證旋轉(zhuǎn)密封的可靠性，延長軸承使用壽命[15]。

3.3 轉(zhuǎn)載機(jī)機(jī)頭尾鏈輪的設(shè)計(jì)

7 m大采高工作面采用交叉?zhèn)刃斗绞?，轉(zhuǎn)載機(jī)機(jī)尾架與刮板輸送機(jī)機(jī)頭架結(jié)合成一體，輸送機(jī)和轉(zhuǎn)載機(jī)鏈條相互交叉[16]，根據(jù)原有結(jié)構(gòu)，轉(zhuǎn)載機(jī)機(jī)尾鏈輪的節(jié)圓為488 mm，機(jī)尾架上下表面的距離為320 mm。

采用42×146鏈條后，如果機(jī)尾鏈輪仍采用6齒，將導(dǎo)致鏈輪節(jié)圓增大，無法與現(xiàn)有機(jī)頭架配套使用，需要調(diào)整鏈輪齒數(shù)，以減小鏈輪尺寸，5齒42×146規(guī)格鏈條的鏈輪在轉(zhuǎn)載機(jī)機(jī)尾上廣泛使用，工作可靠。

42×146-5齒鏈輪的節(jié)圓直徑為474.75 mm[17]，38×126-6齒的鏈輪的節(jié)圓直徑為488 mm，節(jié)圓數(shù)值非常接近，可以與現(xiàn)有交叉?zhèn)刃稒C(jī)頭架能夠配套使用。

3.4 傳動(dòng)系統(tǒng)的改造

3.4.1 減速器速比的確定

現(xiàn)有轉(zhuǎn)載機(jī)減速器速比為16，鏈速為2.3 m/s，42×146-6齒鏈輪節(jié)圓直徑為566 mm，采用現(xiàn)有的傳動(dòng)系統(tǒng)，鏈速提高，影響鏈條與鏈輪的正常嚙合[18]，需對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行改造，如果保持刮板鏈速不變，減速器速比需要提高至19。

3.4.2 減速器改造

轉(zhuǎn)載機(jī)減速器采用“圓弧傘齒+直齒圓柱+行星”三級(jí)傳動(dòng)型式[19]，傳動(dòng)比分別為2.36、1.24、5.47，第二級(jí)圓柱直齒的大小齒數(shù)為68和55。從減速器結(jié)構(gòu)上看二級(jí)直齒圓柱有很大調(diào)整利用空間，減速器速比改為19，可通過將大小齒數(shù)比值調(diào)整為1.476實(shí)現(xiàn)。

齒輪齒數(shù)與速比配置見表2：二級(jí)直齒圓柱齒輪傳動(dòng)的中心距和總齒數(shù)不變，大小齒輪齒數(shù)分比為73和50時(shí)，減速器速比最接近1.476的理想值。通過對(duì)減速器箱體空間和齒輪強(qiáng)度進(jìn)一步的設(shè)計(jì)校核，速比調(diào)整方案可行，現(xiàn)有減速器也得以利用。

表2 齒輪齒數(shù)與速比配置Table 2 Configuration Table of Gear Teeth Number and Speed Ratio

4 結(jié) 語

通過對(duì)7 m大采高工作面巷道轉(zhuǎn)載機(jī)的刮板和鏈輪組件的失效形式和受力狀況的分析，提出比較完善的改進(jìn)方案：合理選擇鏈條，提高刮板薄弱部位的強(qiáng)度；調(diào)整鏈條中心距，改善了刮板受力狀況，進(jìn)一步提高刮板的工作可靠性。設(shè)備改進(jìn)方案充分考慮到設(shè)備的通用性和互換性，可與原轉(zhuǎn)載機(jī)槽體和輸送機(jī)交叉?zhèn)刃稒C(jī)頭配套使用，降低了改造成本。進(jìn)口設(shè)備設(shè)計(jì)理念先進(jìn)、產(chǎn)品結(jié)構(gòu)成熟、生產(chǎn)工藝合理，有很多技術(shù)值得借鑒，但使用中也會(huì)存在一些問題。通過與國內(nèi)廠家合作，共同進(jìn)行分析研究，提高設(shè)備工作可靠性[20]。