ML360型连续采煤机驱动轮受力分析

ML360型连续采煤机驱动轮受力分析
摘要：连续采煤机是煤矿巷道掘进的重要设备之一，驱动轮作为连续采煤机行
走的重要构件，一定程度上决定着连续采煤机的开采效率。

采煤机在连续掘进过
程中,驱动轮受到履带交变载荷的作用时会发生应力集中和变形。

需要通过对驱动
轮处于前进和后退两种工况下时驱动轮应力与变形响应的分析，从而校核驱动轮
的齿轮强度，验证驱动轮是否安全可靠。

本文通过有限元分析方法对360型连续
采煤机驱动轮受力进行了分析研究，验证了有限元分析方法的准确和有效性。

关键词：巷道掘进；连续采煤机；驱动轮；有限元法；强度校核
引言
连续采煤机适用于房柱式采煤法或巷道掘进，具有截割、装载、转载、调动
行走和喷雾除尘等诸多功能，并配备了梭车、皮带输送机和锚杆支护等附属设备，能满足综合机械化采煤的需求。

所以连续采煤机以其先进的技术和优越的性能在
煤矿开采中得到了广泛的应用，其中ＭＬ360连采机使用履带式行走结构，采用左、右行走机构对称布置，通过交流变频调速电机来驱动驱动轮的正反转，实现
采煤机的前进和后退，不仅能有效降低开采掘进中的故障，还能有效提升采煤机
的稳定性。

但采煤机连采时驱动轮由于受到履带交变应力的影响会出现较大的应
力集中和变形，需要对驱动轮进行强度校核，来确保驱动轮的工作性能安全可靠。

本文对相关内容进行了分析探讨。

1连续采煤机工作原理
连续采煤机由截割部、装煤部、运煤部和行走部以及液压系统、电气系统等
组成。

该采煤机采用横轴式滚筒截割机构，由安装在截割臂中的左右两台交流电
机通过各自的扭矩限制器和齿轮减速箱驱动左右滚筒旋转落煤。

截割滚筒的升降
由液压缸控制。

装煤部由蟹爪式装载臂和铲煤板组成。

左右蟹爪臂分别由两台交
流电机经减速器驱动。

左右减速器还共同传动底轴，带动刮板输送机运转。

装载
臂将滚筒割下的煤推到运煤部的输送机上去。

运煤部是靠刮板输送机运送煤炭，
输送机的刮板链由左、右侧收集头连接轴上的链轮驱动，将切割下的煤运到尾部，再转载到后部输送设备上去。

刮板输送机由带扇形口的固定部分与摆动部分组成。

摆动部分能向两侧各摆动45°，以适应卸载点位置的变化，固定部分支承着摆动
部分，并能适应其摆动。

行走部分别由两台直流电动机驱动左右履带链。

整个履
带驱动装置位于履带架内，履带架为密封式，每个行走驱动装置可单独操作，使
采煤机能够前进、后退、转弯或原地旋转。

直流电动机的电源由可控硅整流器提供，它可实现无级调速，而且调速性能良好。

液压系统是由双齿轮泵和多组液压
缸组成的开式系统，用多路阀组控制和操作。

2连采机驱动轮结构参数与校核
2.1相关参数。

行走驱动部是连采机整个躯体机构的有效支撑，其工作性能的优劣决定着连采机的整体工作效率。

只有了解了相关参数才能对驱动轮进行准确
的强度分析。

以某型号连采机行走部为例，对其行走驱动轮进行强度分析，得到
的的主要参数（如表１所示）。

根据表1参数采用三维建模软件对连采机驱动部
进行三维实体建模，得到了具体的模型装配效果图（如图１所示），主要由底座、履带和驱动轮三部分构成。

表1连采机行走驱动轮参数
2.2传统强度校核方法
传统齿轮通常采取渐开线齿廓，因为渐开线齿廓形状因素，使过渡曲线变化
的地方极易出现应力集中变形，发生变形部位的关键段是齿根过渡圆弧处，驱动
轮轮廓不属于渐开线齿廓，其属于悬臂式结构，齿根部位的结构依然是最薄弱的
地方，可以参照传统齿轮的校核强度的方法分析其强度。

以连采机前进状态为例，传统齿轮强度校核方法计算公式：σＦ＝Ｆｔ•Ｙｚ／（ｂ•ｍ），式中Ｆｔ代表
圆周力，取值１6ｋＮ；ｂ代表齿宽，取值45ｍｍ；ｍ代表法向模数，取值9.5ｍｍ；Ｙｚ表示综合系数。

Ｙｚ＝ＹＦａ•ＹＳａ•Ｙε•Ｙβ•ＫＡ•ＫＶ•ＫＦβ•ＫＦα，其中，ＹＦａ表示齿形系数，ＹＳａ表示应力修正系数，Ｙε表示重合度系数，Ｙβ表示螺旋角系数，ＫＡ表示使用系数，ＫＶ表示动载荷系数，ＫＦβ表示齿
向载荷分布系数，ＫＦα表示齿间载荷分布系数。

根据相关共识计算综合系数Ｙ
ｚ为1.2，根据弯曲应力计算共识求出驱动轮的弯曲应力σＦ为40.7MPa.
3有限元分析
有限元法能较迅速的进行建模，并能对强度进行强度分析和校核，经过有限
元分析能得出更加形象和直观的结果，通过有限元分析法和三维建模软件，建立
模型中间格式导入有限元分析软件，再添加载荷和边界约束条件，得出结构的应
力变形结果。

3.1添加运动与载荷。

驱动轮的进退主要是受连采机的牵引电机驱动来控制，受力情况分析应该根据进退时不同齿的受力情况，具体情况具体分析。

驱动轮运
行一般有４个齿与相邻履带板接触，轮齿面的作用力来源于履带板的反作用力，
驱动轮轮齿面受履带板相互接触带来的反作用力，可以归结为两个分力，一个分
力垂直于齿面，一个分力和齿面相切。

两个分力大小根据相关共识可以计算，从
而得出驱动轮进退两种不同工况下的轮齿受力情况（如表２所示）。

表2 驱动轮前进和后退时所受荷载（kN）
上图中，Ｆx指与齿面垂直方向的受力，Ｆy指与齿面相切方向的受力并于Ｘ
方向垂直。

在ＡＮＳＹＳ界面中给驱动轮添加垂直于齿面的载荷Ｆx和Ｆy，驱动
轮齿内部添加固定约束，释放沿轴线旋转的自由度，驱动轮施加约束与载荷如图
２所示。

图1：ＭＬ360连采机底座装配模型图２驱动轮施加约束与载荷
3.2有限元分析结果
通过在有限元后处理模块中添加等效应力和变形，并对驱动齿轮进行静力学
稳态求解。

通过对驱动轮前进和后退时，所受到的应力与变形分析结分析发现，
当驱动轮前进时，驱动轮最大的应力为45.8MPa，主要作用于驱动轮轮齿１根部。

最大变形为0.016ｍｍ，主要分布在驱动轮轮齿１的齿顶端部位。

当齿轮齿根部
位应力过度集中，就极易引发断齿问题；当驱动轮后退时，分析驱动轮受力情况，驱动轮最大应力为35.8MPa，主要作用在受载轮齿３根部。

最大变形0.015ｍｍ，主要分布在驱动轮轮齿３的顶端部位。

通过有限元法数据分析的结果显示，驱动
轮后退时所受的应力与变形都要比处于前进时所受到的应力与变形效，但是这两
种力承载位置所处的轮齿不同。

4结语
采煤机连采时驱动轮由于受履带交变应力的影响会出现较大的应力集中和变形，导致连采机驱动轮容易失效问题，需要对驱动轮进行强度校核，确保驱动轮
的工作性能安全可靠。

本文对360型连续采煤机驱动轮进退两种不同工况下的轮
齿受力情况，进行了分析和强度校核。

通过分析结果显示，最大应力比驱动轮材
料强度极限要小的多，说明驱动轮在进退两种不同的工况下能保持足够的安全性和可靠性。

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