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采煤机行走轮与大齿轮连接结构分析杨鹏【摘要】为进一步科学、合理地设计采煤机牵引部的行走机构,介绍采煤机行走轮与大齿轮的3种主要连接结构,并分别从连接强度以及加工时长、加工成本等方面对这3种连接结构进行了分析,最终得出以下结论:强度方面,渐开线花键的连接方式相对来说连接较为紧密,连接强度较大;加工时长方面,销子的连接方式较为便利,加工所耗费的时间较短;加工成本方面,销子式的连接方式较易实现,而且拆装方面表现优良,成本相对来说较好.【期刊名称】《机电工程技术》【年(卷),期】2018(047)012【总页数】3页(P91-93)【关键词】行走机构;连接强度;加工周期;加工成本;拆装便利性【作者】杨鹏【作者单位】西山煤电(集团)白家庄矿业有限责任公司,山西太原 030022【正文语种】中文【中图分类】TD420 引言滚筒式的电力采煤机主要由牵引部分、动力系统以及截割系统，还有其他的附属部分组成，设备的主要功能是负责煤矿开采的割煤以及装煤环节，它是煤矿开采工作过程中的重要大型设备。
设备的牵引部分可以说是设备的主要组成部分，它的主要功能是牵引采煤机的往复行走工作，主要由行走机构以及动力驱动装置两部分组成。
其中，行走轮与大齿轮之间通过不同的连接方式进行连接，这种连接方式主要有3种，分别是：渐开线花键、销子以及牙嵌套。
在行走轮机构构成中，3种连接方式同时存在，并且其中的轴承使用数量以及套筒的使用，当然还有其他的标准件在数量以及结构方面完全相同；上述3种连接方式本质上有很大的区别，在使用过程中不能简单地进行替换，所以在大齿轮以及行走轮之间的连接紧固过程中，不能轻易的将两个组成部分进行互换，但是两轮的齿形参数相同；在外形尺寸方面，行走轮的构成都表现的完全相同，所以可以进行互换使用。
笔者正是对大齿轮以及行走轮的3种不同的连接方式进行分析研究[1]。
1 连接结构简介采煤机行走轮和大齿轮的3种连接结构如下：（1）渐开线形式的花键连接形成的行走轮构件。
牵引部是采煤机的重要组成部件，它不但负担采煤机工作时的移动和非工作时的调动，而且牵引速度的大小直接影响工作机构的效率和质量，并对整机的生产能力和工作性能产生很大影响。
牵引部由传动装置和牵引机构两大部分组成。
传动装置的重要功能是进行能量转换，即将电动机的电能转换成传动主链轮或驱动轮的机械能。
牵引机构是协助采煤机沿工作面行走的装置。
（一）采煤机牵引受力分析【牵引受力分析】牵引中受到阻力：1.截割阻力Z ；2.行走过程中的摩擦阻力f;3.采煤机沿倾斜面的下滑力N ；4.采煤机牵引主动力F ；【技术运用】采煤机在工作过程中所受到的集中阻力，受工作条件变化。
而采煤机牵引主动力是一定的；如何保证采煤机适应工作条件的变化，达到既不过载也不欠载的要求，目前普遍采用调整煤机牵引速度的大小以适应采煤机截割阻力的变化。
fNFZ（二）采煤机牵引机构滚筒式采煤机的牵引部主要由牵引机构和传动装置两部分组成。
1.链牵引机构使用特点：1.锚链牵引机构强度低，提高牵引力困难，难以满足截割需求；2.采煤机在牵引过程中，跳链现象频繁，伤安全隐患较大；3.牵引锚链强度低，牵引力变化大，易生产断链和采煤机下滑现象。
1——主动链轮2——导向链轮3——牵引链4——紧链装置（二）采煤机牵引机构2.无链牵引机构滚轮-齿轨型牵引机构齿轮-销轨型牵引机构链轮-链轨型牵引机构复合齿轮齿条型（二）采煤机牵引机构无链牵引的特点1）优点：（1）采煤机移动平稳，振动小，降低了故障率，使用寿命长。
（2）可采用多级牵引，使牵引力提高到400～600kN，实现在大倾角（最大达54°）条件工作(有可靠的制动器)。
（3）实现工作面多台采煤机同时工作，提高了产量。
（4）消除了断链事故，增大了安全性。
2）缺点：（1）对输送机的弯曲和起伏不平要求高；（2）输送机的弯曲段较长，对煤层地质条件变化的适应性差；（3）无链牵引机构增加了机道宽度，加大了支架的控顶距离。
（三）采煤机牵引部传动装置牵引部传动装置分类（三）采煤机牵引部传动装置1.液压传动装置低速液压马达装置中速液压马达装置高速液压马达装置使用特点传动方式：电动机—液压油泵—液压马达—齿轮减速器—牵引链轮优点：传动平稳、工作可靠、操作方便（2000年以前普遍采用）缺点：传动效率低、产品成本高、维护工作量大；2.电牵引传动装置使用特点工作方式：电气控制装置—电动机—齿轮减速器—牵引链轮优点：传动效率高、重量轻、维护方便、易实现自动化控制；缺点：技术含量高、管理严格（当今使用发展的方向）电控变频箱左行走部右行走部（三）采煤机牵引部传动装置3.电牵引调速原理第三节直流电动机的机械特性一、单相串励电动机的反转与串励式直流电动机的原理一样，只要改变电动机的励磁绕组或者电枢绕组的接线,就可以改变单相串励电动机的旋转方向。
采煤机行走轮失效机理分析及改进0 引言电牵引采煤机的行走轮是行走装置的执行机构。
采煤机井下工作环境恶劣，且行走时行走轮受冲击载荷的作用。
这就要求采煤机行走轮不仅要有较高的弯曲强度，而且有较好的耐磨性。
若行走轮发生故障将影响采煤机的开机时间，因此，行走轮失效机理进行的分析对提高采煤机工作效率有实际意义。
1 宏观检验西安煤机公司向宁煤集团梅花井煤矿提供的MG650/1630-WD 采煤机在井下采煤过程中双联齿轨轮过早磨损磨坏，和销排啮合的齿轨轮轮齿工作面严重磨损，齿顶全部磨掉，而和驱动轮啮合的齿轮轮齿几乎没有磨损。
报告显示采煤机齿轨轮材料为18Cr2Ni4WA，将其成分列于。
结合采煤机工作环境分析知：齿轨轮的主要磨损形式为磨粒磨损。
齿轨轮处于无润滑干摩擦状态，且齿轨轮轮齿与销轴之间有煤粒、粉尘等污染物形成磨粒磨损。
主要表现为表层剥落、磨损及脱落，而且有齿尖断裂现象，以上现象表明齿轨轮渗碳层的耐磨性和强度不足。
2 微观检验2.1 渗碳层深度齿端面渗碳层深度为3.1mm，有效硬化层深度为1.7~1.8mm。
2.2 金相组织经解剖检验，表面金相组织为回火马氏体加断续网状碳化物（如图1、2、3），芯部金相组织为回火马氏体(图4)；未发现有其他冶金缺陷。
3 硬度检验端面硬度为59~62HRC，芯部硬度为44~45HRC，渗碳层硬度分布列于。
4 结果分析1）从可知，18Cr2Ni4WA 钢合金元素总含量大于5%，属于高合金渗碳钢。
18Cr2Ni4WA 渗碳冷却后，渗碳层中存在大量残余奥氏体，影响了钢的淬透性，同时由于合金元素含量较高，使C 曲线右移（Ni、Mn、W 都能增加过冷奥氏体的稳定性，从而使C 曲线右移），淬火临界冷却速度越小，钢的淬透性就越好，空淬也能得到马氏体和贝氏体，因而硬度较高[1]。
但实践表面：零件的渗碳层硬度为58~62HRC，芯部硬度为30~36HRC 时具有良好的综合性能[3]。
硬度检验结果显示该齿轨轮端面硬度为59~62HRC，芯部硬度为44~45HRC。
forum i .追坛越®采煤机行走轮使用过程中结构性能分析□李洪帅山西潞安集团潞宁孟家窑煤业有限公司随着国家对煤矿的大量开采，采煤机作为煤矿开采的重要设备，已被广泛应用到了煤矿中。
而煤矿企业为保障较高的生产效率，其公司的采煤机经常处于超长时间和超负荷作业状态，加上井下环境的恶劣性，导致采煤机中的行走轮结构经常磨损严重、断裂等失效故障，严重影响着采煤机的 生产效率和井下作业安全。
因此，有必要对采煤机行走轮在使用过程中的结构变化情况开展分析研究。
本文结合采煤机行走轮在使用过程中出现的各类故障失效问题，采用PROE 软件，建立了行走轮的 三维模型和仿真模型，开展了采煤机行走轮的应力、位移变形分析，由此找到了行走轮工作过程中 的变形规律，并对行走轮进行了结构优化改进分析。
该研究对提高行走轮的结构性能、保证采煤机的正常工作效率具有重要意义。
1采煤机行走轮主要失效类型釆煤机的结构主要由截割装置、行走机构及辅助机构等部件组成，而行走轮作为采煤机的重要组成部分，其在 运行过程中，经常出现磨损严重、断裂等故障问题，影响 着采煤机的正常运行。
1.1行走轮磨损失效故障采煤机长时间在井下作业过程中，由于不同区域的煤层的硬度不同，导致行走轮在工作过程中会受到不同大小 的外界作用力，致使行走轮与销齿之间出现了不正常的啮合接触磨损，增加了两者之间的啮合摩擦；同时，作业过 程中，会产生大量的煤尘，长时间会在行走轮与销齿之间进行聚集，由此导致行走轮与销齿之间的磨损更加严重； 另外，不同厂家的行走轮材料及加工工艺不同，这也是导图2采煤机行走轮断裂失效图致行走轮出现不同程度磨损的原因，行走轮磨损实物图如图1所示。
因此，减小行走轮的磨损失效程度，是保证采 煤机正常作业，降低煤矿事故的关键。
1.2行走轮断裂失效故障采煤机行走轮在使用过程中，需输出较大的驱动力, 行走轮与销排之间则会发生较大的冲击碰撞现象，较大的冲击力则会导致行走轮发 生断裂失效；同时，齿轮工作过程中受力不均匀且未对关键部分进行结构保 护，过大作用力同样导致齿轮一侧发生折断失效； 另外，由于开釆煤层倾斜角度较大，所需开采功率明显增加，导致齿轮所受侧向力增加，齿轮与销排之间的磨损加剧而发生齿轮折断失效。
- 1 -Q160行走轮架的强度接触分析摘 要：对于大吨位的铸造桥式起重机，行走轮架作为其受力的主要支撑点，因此要求力学性能是很高的，本文采用有限元计算方法对其进行了静强度和接触分析，静强度主要分析了行走轮架的整体的受力分布，接触分析着重分析了轴孔的受力情况，并根据有限元力学理论，讨论提出了有限元分析问题时需注意的问题，以及进行安全系数考虑时焊缝的处理办法。
关键词：行走轮架；有限元；接触分析1．引言Q160是株洲天桥起重机股份有限公司的产品编号，是150/50t 的铸造桥式起重机，主要用于浇铸冶金的桥吊，使用较繁忙，且经常吊运重物。
行走轮架是桥式起重机主要支撑和行走部分，因此它相当于桥式起重机的脚和腿，对其受力分析计算要求严格。
行走轮架结构主要有两部分组成，即平衡臂和轮架，由于平衡臂和轮架的应力集中部位主要在轴孔处，我们需对轴和孔进行接触分析计算。
在人类研究自然界的三大科学研究方法（理论分析、科学实验、科学计算）中，对于大多数新型领域，由于科学理论和科学实验的局限性，科学计算成为一种最重要的研究手段。
在大多数工程研究领域，有限元方法是进行科学计算的极为重要的方法之一，也是目前工程运用最广泛的方法，它不但可以很方便分析结构的受力情况，也可以进行方案的对比和选择，以及应力集中的消除和优化等提供强有力的理论依据，是目前进行技术研发的主要方法之一。
2．实体模型的建立考虑到此平衡臂结构相对简单，零部件不是很多，计算量也并不很大，因此在建模过程中为了更能精确的反应事实，我们尽量建立起完整的模型。
由于行走轮架有两部分组成，为了将问题更清楚更精确， 我们将其分成两部分进行分析，即平衡臂和轮架，其三维模型结构图分别如图1和2所示。
- 2 -图1 平衡臂三维实体模型图 图2 轮架三维实体模型图平衡臂的技术参数有，上下盖板为16mm ，腹板为50mm ，梁高为506mm ，中间轴孔直径为240mm ，外侧有10mm 厚的加强板，两端处轴孔直径为160mm ，内外侧各有10mm 的加强板，质量为2.5t ，体积为0.32m 3。
采煤机牵引行走机构的接触强度分析
作者：张军陆仲绩汪崇建
1、前言
随着采煤机生产率的不断提高，综合机械化采煤设备朝着大功率、高牵引力方向发展。
对采煤机牵引机构的性能，诸如结构、强度运行平稳性等要求越来越高。
目前，常用的无链牵引机构有齿轮-销轨、销轮-齿条及链轨式等形式。
我国生产的采煤机大多采用齿轮-销轨式机构，它具有良好的运行平稳性，对底板的起伏、中心距和销轨节距的变化有较强的适应性。
齿轮-销轨传动副通过接触把圆周运动转换成直线运动。
根据接触理论，齿轮与销轨相啮合时将会产生较大接触应力，成为该机构点蚀和磨损的主要原因。
销轨在使用中同样容易磨损，尤其是在接触部位［1］。
大量的工程应用已充分证明有限元参数二次规划法是解决空间接触问题的一种先进的、行之有效的方╗2]。
本文采用基于参变量变分原理的有限元参数二次规划法［3］，并结合多重子结构技术分析求解行走齿轮-销轨的三维接触问题。
本文按照行走齿轮-销轨（简称齿轨）实际几何关系建立了三维接触计算模型，对齿轨接触问题进行了初步的计算分析。
得出了齿轨内部应力和接触力的分布规律。
根据计算结果分析了齿轨接触部位磨损的根本原因，初步分析了行走齿轮的轮齿断裂的可能原因。
为下一步对齿轨以及整个传动结构详细的计算分析，为最终找到齿轮轮齿断裂的根本原因和提出解决办法打下了良好的基础。
3、计算模型
按照行走齿轮的实际几何形状建立有限元计算模型。
本文以研究接触部位应力和轮齿断裂原因为目标，故对于行走齿轮的轮心部位的螺栓孔、远离接触部位的倒角做省略处理。
齿轨模型有限元网格划分的难点在于：齿轮的直径在500 mm左右，而接触面的宽度仅为几毫米。
为此分析采用多重子结构方法，对含接触面部分的子结构单元划分较密，对远离接触面的子结构单元划分尽可能稀疏，这样既能满足接触计算精度的要求，又能节省计算时间。
由于轮齿是对称结构，建模时只取一半划分有限元网格，并作为基本子结构，共划分了2415个节点，1974个八节点等参块体元，如图1所示。
然后将其镜射调用为一个轮齿，如图2所示。
再将其旋转调用10次成为整个行走齿轮。
与齿轮的网格划分类似，由于销轨结构的对称性，按照实际的几何尺寸，选取销轨的一半划分有限元网格，共划分1938个节点，1656个等参块体元，如图3所示。
然后将其镜射调用为一个销轨。
整体的有限元网格是由行走齿轮和销轨组成的两体接触结构。
接触位置的不同对齿轨的内部应力和接触应力的大小和分布将有很大的影响，故选取接触位置之前，先对齿轨的接触关系进行初步的分析。
根据单个齿轨接触过程中，齿轮的旋转角度不同，齿轮与销轨的接触可以分为以下几个接触位置，如图4a～e所示。
为了判断接触力对齿根的弯矩是不是轮齿断裂的原因，比较这五个接触位置，虽然图4e的接触点距离齿根最大，但后面相邻的一个轮齿已经与相邻的销轨相接触，对齿根的弯矩将有两个轮齿共同分担，故并非弯矩最大位置，故选取接触点距离齿根较远（弯矩较大）的图4d位置建立整体的计算模型。
4、计算结果分析
应用基于参变量变分原理的有限元参数二次规划法对齿轨计算模型进行了求解，得出了行走齿轮、销轨的内部应力，以及齿轨的接触力。
4.1 齿轨内部应力
接触部位齿轮轮齿的应力分布如图6所示（图中单位均为千克力和毫米，均为MISES应力）。
由应力图可见，最大应力位于靠近接触位置的边缘，达到2522.3MPa，实际中不可能存在这么大的应力，它远远大于一般碳钢的几百兆帕的屈服极限，表明其已经进入塑性变形阶段。
除了接触部位以外，大部分结构的应力都比较小，即使在被认为弯矩较大的轮齿根部，最大应力也只有57.4 MPa，远远小于材料的屈服极限，处于弹性变形阶段。
因此可以判断，接触力对齿根的弯矩不是齿轮齿根断裂的原因。
而位于接触位置的轮齿边缘，由于高应力而产生塑性变形，在反复接触载荷作用下，必然会产生裂纹，并不断扩展，最终导致轮齿断裂。
而要找到轮齿齿根发生断裂其根本原因，则需要对齿轨接触作进一步的分析。
图7为整个销轨的应力分布图。
在齿轨接触力作用下，销轨的最大MISES应力为1837.1 MPa，位于与齿轮边缘最大应力位置相对应的两侧。
同样，这一数值远远超过了材料的屈服极限，表明其已经进入到塑性变形阶段。
在接触区的中心部位，应力也达到了1000 MPa 左右，可以判断，在接触力的反复作用之下，接触表面的磨损不可避免。
5、结论
本文采用参变量变分原理及基于此原理的有限元参数二次规划法来求解齿轨弹性接触问题，经过大量的计算，求出了行走齿轮和销轨的内部应力和齿轨接触力，根据计算结果可以得出以下结论：
（1）最大应力位于靠近接触位置的边缘，其数值远远超过材料的屈服极限，已经进入塑性变形阶段。
可以预见，在轮齿的边缘将产生裂纹，并且不断的扩展，导致最终发生轮齿断裂。
（2）除了接触区域外，大部分结构的应力都比较小，轮齿根部的应力也比较小，这表明接触力对齿根的弯矩不是导致轮齿断裂的直接原因。
但在齿根产生裂纹后，可能会加速裂纹的扩展。
（3）齿轨接触面的形状近似于矩形，摩擦系数对接触力数值和分布的影响很小。
（4）齿轨间接触力中，纵向、横向摩擦力相对较小，法向力在接触力中起主导作用。
由于齿轨间比较大的法向力作用，必然导致接触表面的疲劳磨损。
因此，为了最终解决齿轨疲劳及断裂问题，一方面应该进一步对齿轨模型进行弹塑性接触计算，以得到更准确的应力分布，同时进一步分析外载荷条件与接触应力变化关系。
另一方面，根据计算结果对齿轮和销轨的几何尺寸进行优化设计，以减小齿轨间的接触应力。
参考文献
1 刘春生，吴卫东，李萍. 采煤机渐开线摆线复合齿无链牵引机构的研究. 矿山机械，2000，28(2): 18～19
2 Zhang Jun，Wu Changhua，ZhongZheng. A Study on Wheel-Rail Frictional Contact Problem by FE Parametric Quadratic Programming Method. WCCM VI，Beijing
3 钟万勰，张洪武，吴承伟. 参变量变分原理及其在工程中的应用. 科学出版社，1997
4 Zhang H. W., He S. Y., Li X. S., Wriggers P., A new algorithm for numerical solution of 3D elastoplastic contact problems with orthotropic friction law, Computational Mechanics, 2004, 34(1): 1～14。
