EBZ-160掘进机截割臂二级行星架有限元分析

（中煤资源发展集团有限公司，北京 100011）

0.引言

本文针对以往EBZ-160半煤岩掘进机传统经验设计的问题，以掘进机截割臂二级行星齿轮传动机构行星架为研究对象，开展行星架静力学强度设计和模态分析，为半煤岩巷道掘进机精准设计提供依据[1]。

1.有限元模型前处理

1.1 二级行星架几何建模

由于Abaqus的零件几何建模功能较差，本文研究对象二级行星架利用三维建模软件ProE完成，再将行星架数字化模型转化成标准的可交换数据，通过Abaqus软件提供的标准数据结构导入，在Abaqus软件中进行网格划分。

1.2 材料选择

薄煤层半煤岩掘进机末级行星齿轮机构传动行星架采用的材料为42CrMo[2]。

1.3 网格划分与质量控制

Abaqus软件对于二维问题的求解，提供的单元形状有四边形单元（Quad）和三角形单元（Tri），对于三维问题的求解，提供的单元形状有六面体单元（Hex）、四面体单元（Tet）以及楔形单元（Wedge）等。采用四边形单元和六面体单元划分网格时，可以用较小的计算代价获得较高的精度，因此在对模型进行网格划分时优先选择这两种单元形状，本文采用六面体网格划分行星架。

图1 行星架的网格划分

1.4 载荷与边界条件

本文利用截割系统提供的额定转矩作为行星架负载，薄煤层半煤岩掘进机末级行星齿轮机构传动行星架输出扭矩，其计算方法如下：

有限元分析中行星架的载荷扭矩M，其计算方法如下：

M=Tλ

行星架的载荷约束位置见图1，行星轮轴突出显示的红色曲面是行星轮轴与轴承内圈相配合的面，等效花键输出位置为行星架输出轴花键的简化结构。半煤岩掘进机末级行星齿轮机构传动行星架负载施加如图1所示，在行星轮轴半圆柱面等效施加截割系统的额定扭矩负载，等效花键输出位置约束全部自由度。

2.分析结果与讨论

2.1 静力学分析

薄煤层半煤岩掘进机末级行星齿轮机构传动行星架的应力云图，如图2所示。从图2可知行星架的最大应力σmax为147.5MPa，出现在行星轮轴根部，出现该现象的主要原因：有限元模型中行星轮轴作为约束边界条件，造成行星轮轴根部与行星架本体连接处产生较大的剪切应力，造成该位置应力集中最大。根据材料42CrMo力学特性，材料42CrMo的屈服强度为400MPa，显然传统设计方法下半煤岩掘进机末级行星齿轮机构传动行星架安全裕量系数过大。安全系数等于材料屈服强度与结构最大应力比值，结构安全系数η为2.7。二级行星齿轮传动机构的行星架应力俯视图，如图3所示，可见应力主要集中在行星轮轴根部和花键连接处，其它位置的结构应力小于20MPa，在进一步设计中可以去除地应力区域，减少材料的使用量。

根据二级行星齿轮传动机构的行星架的位移云图可知，最大变形位移值为0.04mm，主要集中在四个行星轮轴外表面，出现该现象主要原因：行星架等效花键处全部约束，变形量为0mm，在周向扭矩作用下行星架的位移随回转半径增大而增大。

图2 行星架应力云图

图3 行星架应力俯视图

2.2 模态分析

行星架约束条件同静力学分析时的自由度约束情况。行星架前六阶振型：第一阶振型为X方向变形，最大变形为14.4mm；第二阶振型为Y方向变形，最大变形14.4mm；第三阶振型为周向扩张变形，最大变形为8.6mm；第四阶振型为Z方向伞振，最大变形为9.5mm；第五阶振型为对向弯曲振，最大变形为16.4mm；第六阶振型也为对向弯曲振，最大变形14.8mm。

前10阶固有频率可知，可见行星架1和2阶固有频率为2692Hz，后续高阶固有频率逐渐增大。掘进机截割电机旋转频率为25Hz，截割头旋转频率为0.83Hz，螺旋线引起波动频率为螺旋线头数3乘以截割头旋转频率0.83Hz为2.49Hz，截齿破岩频率为截齿数40乘以截割头旋转频率0.83Hz为33.2Hz。上述各频率远小于行星架固有频率2692Hz，显然，二级行星架固有频率可以很好地避开掘进机截割臂工作频率。

3.结论

（1）建立了薄煤层半煤岩掘进机末级行星齿轮机构传动行星架数字化模型和有限元强度校核模型。根据有限元强度校核结果，表明以往基于传统经验设计的行星架设计安全系数偏大，后续可以适当的降低行星架结构尺寸或提高截割电机功率，以使行星架结构性能与负载相匹配。

（2）计算模拟获得了行星架前六阶振型，对各阶振型特征进行了分析。对掘进机截割振动主要频率进行分析，证实掘进机截割臂工作频率远远小于行星架最小固有频率为2692Hz，不存在潜在共振现象。