采煤機(jī)齒軌輪與銷排的動(dòng)態(tài)響應(yīng)

采煤機(jī)齒軌輪與銷排的動(dòng)態(tài)響應(yīng)

0受力分析研究運(yùn)行系統(tǒng)是一種用于傳輸和提取煤機(jī)的系統(tǒng)。如果出現(xiàn)問題，整個(gè)采煤機(jī)將停止運(yùn)行，并影響正常生產(chǎn)。所以,行走機(jī)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(duì)采煤機(jī)齒軌輪漸開線齒形進(jìn)行齒形優(yōu)化設(shè)計(jì),基于有限元分析軟件Abaqus,對(duì)采煤機(jī)齒軌輪與銷排嚙合過程進(jìn)行接觸動(dòng)態(tài)分析,以齒軌輪的應(yīng)力分布和大小為分析對(duì)象,找出與銷排銷齒配對(duì)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(jì)與優(yōu)化的目的,從而提高齒軌輪的使用壽命和采煤機(jī)牽引平穩(wěn)性,這對(duì)于提高采煤機(jī)整機(jī)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(yùn)輸機(jī)銷排銷齒的設(shè)計(jì)中,為了補(bǔ)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(jī)齒軌輪做動(dòng)態(tài)模擬分析。2齒軌輪齒形設(shè)計(jì)圖2a所示為原漸開線齒形,圖2b所示為新設(shè)計(jì)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(jī)的相關(guān)參數(shù)如下:整機(jī)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(shí)際工況條件下,采煤機(jī)牽引力隨滾筒截割反力的作用而隨機(jī)變化,為了保證采煤機(jī)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(jī)構(gòu)電機(jī)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(gè)牽引機(jī)構(gòu)的實(shí)體簡(jiǎn)化模型包括齒軌輪、銷排、齒輪軸、頂板和底板剛?cè)峄旌蠈?shí)體,簡(jiǎn)化原則是在模擬實(shí)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(tái)。首先對(duì)齒軌輪的齒廓部位進(jìn)行SolidWorks三維建模,對(duì)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(jiǎn)化的有限元模型將實(shí)際齒軌輪的旋轉(zhuǎn)副和平移副根據(jù)運(yùn)動(dòng)的相對(duì)性特點(diǎn),分別簡(jiǎn)化為齒軌輪的定軸轉(zhuǎn)動(dòng)和銷排的平動(dòng)模型;導(dǎo)向滑靴承受采煤機(jī)部分重力,與銷排上沿的接觸簡(jiǎn)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(dòng),使其平移運(yùn)動(dòng)更加平穩(wěn),避免出現(xiàn)模型的振蕩現(xiàn)象;刮板輸送機(jī)與工作面的接觸簡(jiǎn)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(shí)受力情況。在Abaqus分析中選擇DynamicExplicit(動(dòng)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(duì)所有零件實(shí)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(qiáng)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(qiáng)度計(jì)算是假定全部載荷由一對(duì)輪齒承擔(dān),并按照懸臂梁模型將載荷作用于齒頂,這種計(jì)算模型得出輪齒極限彎曲應(yīng)力,并與許用彎曲應(yīng)力對(duì)比進(jìn)行齒輪彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)。齒軌輪的有限元仿真數(shù)值分析方法注重零部件在實(shí)際工作狀態(tài)下的應(yīng)力分布與大小,使設(shè)計(jì)人員在整機(jī)試驗(yàn)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(jì)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(gè)平穩(wěn)嚙合分析周期內(nèi)的應(yīng)力值隨時(shí)間的幅值曲線。對(duì)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(gè)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(dòng)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(dòng)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(gè)輪齒嚙合周期內(nèi)齒軌輪齒面接觸應(yīng)力曲線。對(duì)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(dòng)不大且受力均勻。2.2齒軌輪齒廓速度波動(dòng)圖8a、圖8b分別為漸開線齒廓和包絡(luò)線齒廓下采煤機(jī)牽引速度曲線,是齒軌輪和銷排嚙合一個(gè)輪齒的嚙合時(shí)間周期內(nèi)的速度曲線,從兩齒形嚙合幅值波動(dòng)范圍可以看出:原齒廓速度波動(dòng)幅值為19mm/s,改進(jìn)后齒廓速度幅值波動(dòng)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(duì)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(diǎn)應(yīng)用有限元分析軟件Abaqas對(duì)MG2210-WD型采煤機(jī)齒軌輪進(jìn)行動(dòng)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)