采煤機齒軌輪與銷排的動態(tài)響應(yīng)

采煤機齒軌輪與銷排的動態(tài)響應(yīng)

0受力分析研究運行系統(tǒng)是一種用于傳輸和提取煤機的系統(tǒng)。如果出現(xiàn)問題，整個采煤機將停止運行，并影響正常生產(chǎn)。所以,行走機構(gòu)的關(guān)鍵零件齒軌輪的受力分析研究就顯得尤為重要。本文針對采煤機齒軌輪漸開線齒形進(jìn)行齒形優(yōu)化設(shè)計,基于有限元分析軟件Abaqus,對采煤機齒軌輪與銷排嚙合過程進(jìn)行接觸動態(tài)分析,以齒軌輪的應(yīng)力分布和大小為分析對象,找出與銷排銷齒配對嚙合最為平穩(wěn)的齒軌輪齒形,達(dá)到指導(dǎo)齒軌輪的設(shè)計與優(yōu)化的目的,從而提高齒軌輪的使用壽命和采煤機牽引平穩(wěn)性,這對于提高采煤機整機工作的可靠性十分必要。1元模型的構(gòu)建1.1齒和齒的軌道1荷作用下的鼓形齒運輸機銷排銷齒的設(shè)計中,為了補償由于制造引起的誤差和在載荷作用下引起的歪斜量、磨損量及彈性變形量,一般采用經(jīng)過齒向修形齒的鼓形齒的結(jié)構(gòu)。本文忽略齒向?qū)X廓齒形的影響,模擬中使用圖1所示齒形的銷排與采煤機齒軌輪做動態(tài)模擬分析。2齒軌輪齒形設(shè)計圖2a所示為原漸開線齒形,圖2b所示為新設(shè)計經(jīng)過修形的包絡(luò)銷齒的齒軌輪齒形。從外形來看,包絡(luò)齒形有比較厚的齒根,兩種齒形在分度圓上具有不同的壓力角。1.2旋轉(zhuǎn)控制載荷MG2210型采煤機的相關(guān)參數(shù)如下:整機重量為G=151t;單牽引功率P=150kW;牽引力F=550kN～1110kN;牽引速度v=13.6m/min。實際工況條件下,采煤機牽引力隨滾筒截割反力的作用而隨機變化,為了保證采煤機在牽引過程中齒軌輪在最嚴(yán)重的工作狀態(tài)下不發(fā)生失效,取齒軌輪為最大的受力狀態(tài)施加載荷。分析中,根據(jù)牽引機構(gòu)電機的牽引功率轉(zhuǎn)化為施加在齒軌輪上的扭矩,并將其等效為施加在銷排上的牽引反力。1.3齒軌輪模型的建立整個牽引機構(gòu)的實體簡化模型包括齒軌輪、銷排、齒輪軸、頂板和底板剛?cè)峄旌蠈嶓w,簡化原則是在模擬實際工況的前提下,考慮為后續(xù)力學(xué)模型的創(chuàng)建提供合理平臺。首先對齒軌輪的齒廓部位進(jìn)行SolidWorks三維建模,對銷排模型中與齒軌輪接觸的銷齒部位鼓齒齒廓進(jìn)行精確建模,并將齒軌輪和銷排分別以柔性體導(dǎo)入Abaqus/CAE環(huán)境。簡化的有限元模型將實際齒軌輪的旋轉(zhuǎn)副和平移副根據(jù)運動的相對性特點,分別簡化為齒軌輪的定軸轉(zhuǎn)動和銷排的平動模型;導(dǎo)向滑靴承受采煤機部分重力,與銷排上沿的接觸簡化為頂板與銷排上沿的接觸,以限制銷排在豎直方向上的移動,使其平移運動更加平穩(wěn),避免出現(xiàn)模型的振蕩現(xiàn)象;刮板輸送機與工作面的接觸簡化為銷排與底板的接觸。銷齒和齒軌輪接觸的有限元模型如圖3所示。此模型經(jīng)過反復(fù)調(diào)試后滿足齒軌輪真實受力情況。在Abaqus分析中選擇DynamicExplicit(動態(tài)顯示)分析步,并設(shè)置分析考慮模型的幾何非線性;另外,分析定義兩種摩擦因數(shù)0.2與0.25,分別用于齒軌輪和銷排的接觸和銷排與頂、底板之間的接觸;對所有零件實行邊界約束,并在銷排上添加大小為760kN的牽引反力。2模擬結(jié)果與分析2.1齒輪強度分析1齒軌輪有限元仿真數(shù)值分析方法傳統(tǒng)的齒軌輪彎曲強度計算是假定全部載荷由一對輪齒承擔(dān),并按照懸臂梁模型將載荷作用于齒頂,這種計算模型得出輪齒極限彎曲應(yīng)力,并與許用彎曲應(yīng)力對比進(jìn)行齒輪彎曲強度的設(shè)計。齒軌輪的有限元仿真數(shù)值分析方法注重零部件在實際工作狀態(tài)下的應(yīng)力分布與大小,使設(shè)計人員在整機試驗之前,直觀的看到零部件在工作條件下的應(yīng)力分布,為優(yōu)化設(shè)計提供依據(jù)。圖4、圖5分別為為齒軌輪漸開線齒形和包絡(luò)線齒形的齒根單元集合在一個平穩(wěn)嚙合分析周期內(nèi)的應(yīng)力值隨時間的幅值曲線。對比兩種齒廓的齒根應(yīng)力峰值,可知兩種曲線應(yīng)力峰值大致相等,這個數(shù)值是由負(fù)載所決定。但明顯可以看出,漸開線幅值曲線的波動性比包絡(luò)線的大,包絡(luò)線齒廓嚙合更加平穩(wěn)且減小了齒根應(yīng)力的波動范圍。2齒軌輪齒面接觸應(yīng)力圖6、圖7是模擬銷排和齒軌輪一個輪齒嚙合周期內(nèi)齒軌輪齒面接觸應(yīng)力曲線。對比可以看出,包絡(luò)線齒廓整體齒面接觸應(yīng)力比較低、應(yīng)力幅值波動不大且受力均勻。2.2齒軌輪齒廓速度波動圖8a、圖8b分別為漸開線齒廓和包絡(luò)線齒廓下采煤機牽引速度曲線,是齒軌輪和銷排嚙合一個輪齒的嚙合時間周期內(nèi)的速度曲線,從兩齒形嚙合幅值波動范圍可以看出:原齒廓速度波動幅值為19mm/s,改進(jìn)后齒廓速度幅值波動為7mm/s,改進(jìn)后齒軌輪齒廓提高嚙合平穩(wěn)性2.7倍。2.3銷排齒齒廓的縫合區(qū)間根據(jù)齒軌輪與銷排銷齒嚙合過程在不同的嚙合位置,得到兩種齒廓齒形情況下對應(yīng)在銷排銷齒齒廓的嚙合區(qū)間:圖9中AA區(qū)間為漸開線齒軌輪與銷排的嚙合區(qū)間,BB區(qū)間為包絡(luò)線齒軌輪與銷排的嚙合區(qū)間?？梢钥闯?區(qū)間BB整體分布在與齒軌輪分度圓相切的銷排嚙合中心線周圍,更有利于齒軌輪和銷排的嚙合受力。3齒軌輪包絡(luò)線的特點應(yīng)用有限元分析軟件Abaqas對MG2210-WD型采煤機齒軌輪進(jìn)行動態(tài)分析,分析得出改進(jìn)后的齒軌輪包絡(luò)線齒廓齒形的齒根彎曲應(yīng)力和齒面接觸應(yīng)