超大采高采煤机高强度截割系统的研究.pdf

煤炭工程 第 52卷第 6期 COAL ENGINEERING Vo l. 52, No . 6 doi 10. 11799/c e202006003 超大采高采煤机高强度截割系统的研究 I、闯-高宏伟2 1.国家能源集团神东煤炭集团有限责任公司高端设备研发中心，陕西神木719315； 2.西安煤矿机械有限公司，陕西西安710000 摘要基于超大采高采煤机截割传动系统可靠性进行研究，借鉴大采高采煤机截割系统，研 发适合超大采高高强度采煤机摇臂截割系统。对摇臂传动系统各级齿轮、轴承强度及寿命校核，通 过优化参数，提升截割系统传动寿命；利用三维模拟建模及计算机辅助设计校核截割系统强度，在 保证强度的前提下最大限度实现轻量化设计，降低截割系统自重，实现超大采高采煤机在8m以上 煤层一次性采全高，采煤机摇臂安全、高效、可靠运行。 关键词超大采高采煤机；摇臂；截割系统 中图分类号TD421.6 文献标识码A 文章编号1671-0959202006-0010-05 High-strength cutting system of ultra large mining height shearer BLJ Ch uang1 , GAO Hong-wei2 1. National Ener gy Gr oup Sh end ong Coal Gr oup Cor por ation, Sh enmu 719315 , Ch ina； 2. Xian Coal Mining Mac h iner y Co. , Ltd . , Xian 710000, Ch ina Abstract Based on th e r eliability stud y of th e c utting tr ansmission system in ultr a lar ge mining h eigh t sh ear er, and with r efer enc e to th e c utting system in lar ge mining h eigh t sh ear er, th e r oc ker c utting system for th e super h igh str ength sh ear er is d eveloped . Th e str ength and ser vic e life of th e gear s and bear ings at all levels of th e r oc ker ar m tr ansmission system is c h ec ked, th e tr ansmission life of th e c utting system is impr oved by optimizing th e par ameter s, th e str ength of th e c utting system is c h ec ked using 3D simulation mod eling and c omputer -aid ed d esign, r ealizing th e ligh tweigh t d esign to th e max imum ex tent und er th e pr emise of ad equate str ength, ligh t self-weigh t of th e c utting system, and th e one-time full-seam mining of ultr a h igh c oal seam over 8m , th e r oc ker ar m of sh ear er is pr oved safe, effic ient and r eliable. Keywords ultr a lar ge mining h eigh t ； r oc ker ar m ； c utting system 采煤机是机械化综采工作面重要设备之一，摇臂 是采煤机的重要部件，采煤机摇臂截割系统具有传递 功率比重大，承受负载大，受力复杂的特点。针对陕 蒙地区矿区特厚煤层煤质硬度大，开采效率要求高, 对采煤机可靠性开采要求越来越高，尤其可靠的超大 采高采煤机有着迫切的需求。目前，国内外现有成套 开采采煤机采高均在7m左右，无法满足8m以上特 厚煤层一次性采全高的需求。要实现超大采高采煤机 摇臂的高可靠性，其截割系统稳定性显得十分重要, 截割系统中各个齿轮、轴承的承载安全系数和寿命直 接决定着摇臂能否实现高效、稳定运行。其中任何一 个齿轮或轴承上脱落的细小颗粒物都有可能引发摇臂 内部截割系统异常磨损，最终造成整个截割系统的损 坏，设备停止运转，采煤机被迫停机，给矿井和企业 造成巨大安全隐患和经济损失。 1设计背景 目前世界最高的井下一次采全高采煤工作面在 神东矿区，井下综采工作面平均采高为8m以上，采 煤机行业内即有的截割系统无法满足该工况需求。 为适应该高度煤层的开采，神东煤炭集团公司与西 安煤矿机械有限公司合作，为超大采高煤层设计研 收稿日期2020-02-15 作者简介卜 闯1987-,男，辽宁昌图人，工程师,现任神东煤炭集团高端设备研发中心综采技术主管，主要从事 矿井机电方面的现场实践与研究，E-mail 759253436qq.c om。 引用格式卜 闯，高宏伟.超大采高采煤机高强度截割系统的研究[J].煤炭工程，2020, 526 10-14. 10 2020年第6期 煤炭工程专题论坛 发了一种超大采高、高强度采煤机截割系统。 2截割系统优化设计研究 2.1截割系统失效原因 传动件啮合时，齿根受到很大的弯曲应力，造 成脆性断齿和疲劳断齿；接触应力，即传动件啮合 时，两者相对运动，在摩擦力作用下造成齿面的疲 劳点蚀、剥落，齿面塑性变形、磨损、擦伤、胶合 等进而失效。 2.2优化方案 结合采煤机交变载荷的作用特点，以煤矿井下 工况复杂载荷下截割系统中齿轮响应机制为基础, 深入探索关键零部件损伤的演变和退化规律，并以 进口采煤机目标截割系统分析数据为标订，以专业 分析数据为基础，进行结构优化设计，改善齿轮、 轴承等的载荷、应力状态，提高截割系统可靠性。 根据摇臂截割系统载荷工况，摇臂截割系统载荷工 况计算所需参数见表lo 表1摇臂截割系统载荷工况计算所需参数表 参数 含义 “1 工作面煤层存在矿压显现时的阻抗平均值N/mm bp 截齿工作部分宽度，镐型齿d /2,其中d为镐型截齿齿柄直径，c m B 煤岩的脆性程度系数.当煤岩为韧性煤时，B2. 1；当煤岩为脆性煤时，2. 1B3. 5 h 平均切削厚度，/t 2/imax /TT； c m hmax 切削厚廊的最大值，“max lM“q/nm； Cm 札 煤的脆塑性系数，韧性煤取 0. 85,脆性煤取如1,极脆性煤取1. 15 - - _ 1 47B - 在所建立切削制度条件下的平均截线距，c m；当人M lc m时，t L 25h bp 1.25 x-；当h lc m时，/ n1.2 0. 4h bp-1 xk47g \h 1.3 B1.2 外露自由表面的影响系数；当截齿工作宽度％为1015mm,截线距由20c m增加到时35c m,亿由0. 68减小到0. 52；当％为 2 20〜30c m时，號由0. 74减小到0. 58 截齿前刃面形状影响系数，截齿前刃面为平面，取1;截齿前刃面为圆弧形，取0.9-0. 95；截齿前刃面为镐型，取0. 85-0.9； ① 截齿前刃面向前凸起时，取1-1.2 心 截齿配置型式系数，在截齿顺序式配置排列，取1；在截齿棋盘式交叉式配置排列，取1.25 Kt 工作机构在截割范围内，煤的压张影响系数，通常取0.7 0 截齿相对于工作机构牵引方向的安装位置角度 作用在锋利截齿上的牵引阻力与截割阻力的比值。对采煤机截齿来说一般取0.5-0.7,切削厚度大，煤的脆性程度高时取较小 q 的值“煤岩为韧性煤时0.7；煤岩为脆性煤取 0.6；煤岩为极脆性煤时取0.5 m 分布在同一条截线上的截齿数 n 螺旋滚筒的转速，r /min Vq 螺旋滚筒牵引速度，m/min 滚筒截割直径，m 将上述参数表带入截齿的平均截割阻力、平均 牵引阻力计算公式 -0. 35b 0. 3 1 Z 10/1 一一ht kzkvkyk 1 bp BhO. 5 c o陷 2 一般截齿的平均负荷 截割阻力Z Z。 牵引阻力y y。 3 截割侧向力x z \C2 h / i 式中，Z。为锐利截齿平均截割阻力，N； G, c2, C3为切削形式影响系数。 滚筒工作时的总载荷，为滚筒上同时参与截割 的截齿载荷之和。由此，可得到反映滚筒瞬时载荷 的四个参数，其表达式如下 r t j 化二 丫Zc o sp Zsinpc o迟 i 1 nj Fb Y y ,sin/3, t 1 “j 4 Fc 二工Zj Sinp - y .c o s-c o s/3, i 1 De亀 Mr 亍号Z, 式中，Fb为滚崙侧向阻力，N； F为滚筒垂直 阻力，N； Mr为滚筒截割阻力矩，也即负载转矩, N m； Z,为处于久位置的第i个截齿所受的截割阻 力，N；久为滚筒截割直径，m；匕为处于件位置 11 专题论坛煤炭工程 2020年第6期 的第i个截齿所受的进给阻力，N； *为第i个截齿 所处的位置角，按截齿配置图定；仅为截齿的安装 角，（）;竹为计算瞬间参与截割的截齿数。 通过上述公式，推算出滚筒的最大工作牵引力、 滚筒的最大侧向力滚筒最大的垂直阻力、滚筒的最 大截割阻力距、截割阻力功率。 3超大采高高强度截割系统研究 摇臂截割系统如图I所示，这种高强度超大采 高采煤机的截割系统包括以下零组件电机齿轮轴 （轴1,齿轮1）、惰轮I （轴2,齿轮2）、二轴（轴 3,齿轮3、4）、惰轮U （轴4、6、8,齿轮5、7、 9）、惰轮皿（轴5、7,齿轮6、8）、中心齿轮组（轴 9,齿轮10）、一级行星减速机构、二级行星减速机 构组成。 图1摇臂截割系统图 电机产生的动力通过保护轴传递动力到电机齿 轮轴，通过电机齿轮轴与惰轮I啮合，惰轮I与二 轴啮合，二轴与惰轮U啮合，三组惰轮II与两组惰 轮HI啮合后，惰轮II又与中心齿轮组啮合，中心齿 轮组中的太阳轮I与一级行星减速机构行星轮啮合, 带动一级行星架转动，一级行星架通过花键和太阳 轮II啮合，太阳轮II又和二级行星减速器行星轮啮 合，行星轮通过和固定的内齿圈啮合转动而带动二 级行星架转动。由电机产生的动力通过上述传动件 将扭矩传递给与二级行星架啮合的联结法兰，最终 带动和联结法兰安装在一起的滚筒转动，实现切割 煤壁的目的。 3.1截割系统齿轮强度校核 在齿轮强度分析软件中分别输入如下数据 1） 基本参数电机功率；小轮转速；大轮转 速；该级传动实际速比；中心距；法向模数；螺旋 角；法向齿形角；齿轮齿数；有效齿宽；变位系数; 齿顶高系数；顶隙系数。 2） 齿轮几何参数分度圆直径；节圆直径；基 圆直径；顶圆直径；根圆直径；齿顶厚；滑动率; 分度圆线速度；齿轮精度等级（GB 100951988）； 端面重合度；轴向重合度。 3） 材料及热处理等参数传动类型为减速传 动；齿轮啮合类型为外啮合；螺旋角类型为直齿; 修形方式为无修形和无装配调整；齿面点蚀控制方 式为允许齿面少量点蚀；小轮材料和热处理类型为 渗碳淬火钢；大轮材料和热处理类型为渗碳淬火钢; 设计寿命为10000h； 40时润滑油粘度为320c Sto 4） 接触强度计算系数使用系数；动载系数; 齿向载荷分布系数；齿间载荷分配系数；节点区域 系数；弹性系数；重合度系数；螺旋角系数；寿命 系数；润滑系数；速度系数；粗糙度系数；工作硬 化系数；尺寸系数；单对齿啮合系数。 5） 弯曲强度计算系数弯曲强度计算参数涉及 动载系数；齿向载荷分布系数；齿间载荷分配系数; 重合度系数；螺旋角系数；齿形系数；应力修正系 数；寿命系数；尺寸系数；相对齿根圆角敏感系数; 相对齿根表面状况系数；轮缘系数；齿根圆角半径 系数。 将上述输入数据分别带入齿轮接触、弯曲强度 计算公式（5）、（6）中 接触强度安全系数 Sh Zb（d）ZhZeZZ0 HliinNTLVR-WX 说・丿KKKHpKm （5） 弯曲强度安全系数 C Flim『ST『NT SrelT RrelT ,,. S f- ---------------------------- （ 6） - -YrYsY,KaK,Kr t iKfa 以第一对齿轮的强度校核为示例，计算齿轮的 接触、弯曲强度系数。将表2中接触强度、弯曲强 度相关参数带入公式中，得出齿轮1的接触强度系 数和疲劳强度系数。根据该公式依次可以得岀其余 各级截割系统齿轮接触、弯曲强度系数。经过计算, 得出的相关数据和西安煤矿机械有限公司制定的标 准系数进行类比校核，以确定已传动部位的可靠性。 3.2截割系统轴承寿命校核 在分析软件中分别输入如下数据 1）在计算中需要的参数有功率；转速；负荷 系数；支承跨距；轴承可靠度要求为90；轴承可 靠度修正系数1.000；轴上齿轮结构；轴旋转方向。 12 2020年第6期 煤炭工程专题论坛 2齿轮参数齿数；模数；螺旋角；压力角; 离左支点距离；齿轮旋向；主从动齿轮的确定。 表2齿轮强度系数参数表 第一对齿轮接触强度系数 寿命系数ZNT 1.007 润滑系数Z,. 1.047 速度系数1.002 粗糙度系数ZK0. 936 工作硬化系数Zq 1.000 尺寸系数Zx 1.000 单对齿啮合系数ZBD 1.000 节点区域系数Zh2. 386 弹性系数Ze 189.812 重合度系数7 0. 897 螺旋角系数Z3 1.000 切向力 化18559. 767 小齿轮齿数 35 有效齿宽6 50 尺数比“ 35/53 动载系数Kv l. 136 齿向载荷分布系数KHp 1.334 齿间载荷分配系数KHa 1.000 第对齿轮弯曲强度系数 实验齿轮的应力修正系数 2.000 弯曲强度计算的寿命系数rnT 1.000 相对齿根圆角敏感系数r8r elT 1.002 相对齿根表面状况系数rRr elT 1.002 尺寸系数yx l.ooo 切向力 人18559. 767 有效齿宽6 50 法向模数叫4. 0 齿形系数rK i. 104 应力修正系数rs 2. 391 螺旋角系数r3 i.ooo 动载系数Kv l. 136 齿向载荷分布系数Kpp 1. 269 齿间载荷分配系数1.000 3 齿轮受力需要的参数齿轮切向力、径向 力、轴向力。 4 轴承参数轴承计算中需要的确认的齿轮参数 有左轴承类型、左轴承型号、左轴承额定动负荷、 右轴承类型、右轴承型号、右轴承额定动负荷。 5 轴承受力需要的参数的参数包括径向力；轴 向力；合成动负荷。 将上述输入数据带入轴承寿命计算公式7中， 该公式依据GB/T6391-2003滚动轴承额定动载荷 和额定寿命 式中，C为轴承额定动载荷，kN； P为轴承当 量动载荷，kN； p为计算指数，球轴承时p 3,滚 子轴承时p10/3； Ll0h为90可靠性时，h； a,为 可靠度寿命修正系数；5为材料系数；为使用条 件系数；n为转速，r /min。 以一轴轴承寿命校核为示例，可靠度寿命修正 系数5取1.000；材料系数a取1.000；使用条件 系数5取1.000；转速n取1470r /min；轴承额定动 载荷C取255kN；左轴承当量动载荷P取15. 82kN； 右轴承当量动载荷P取11.832kN；计算指数p取 10/3。将轴承寿命以上参数带入式7中，得出左轴 承寿命Inmh 10192h,右轴承寿命厶， 1069811依 次得出其余各级传动轴承寿命情况。 根据采煤机齿轮传动设计规范标准，一般 情况下，要求机型轴承寿命不低于lOOOOh,部分特 制型号轴承应根据实际情况分析轴承设计寿命，本 设计截割系统轴承寿命符合标准要求。根据西安煤 矿机械有限公司采煤机齿轮传动设计规范标 准，本设计截割系统齿轮强度符合标准要求。本工 作面走向长度5254m,采煤机截深0.865m,工作面 推进过程中随着采煤机负载的变化，牵引速度5m/ min Vavq 10m/min,按照所需最长时间进行计算 该工作面采完所需时间 厶 厶 5254 300 60 5254 t ---------------x-----------------------x--------- 7289/i Vavql x 60 0. 865 5 x 60 0. 865 8 式中，厶为工作面长度，取300m； L］为斜切长 度，取60m； 为牵引速度，取5m/min。 由计算结果可知，选用轴承的设计寿命大于西 安煤矿机械有限公司关于采煤机传动设计的相关规 范要求，也远高于当前工作面采煤机作业完成时间。 所以认为该轴承的型号选用满足神东矿区的使用 要求。 3.3截割系统齿建模分析 对截割系统传动齿轮、轴承通过软件建模，进 行强度、寿命分析验算，各级齿轮、轴承强度满足 超大采高设计要求，满足采煤机每天工作16h ,每 年工作330d的运转寿命。截割系统寿命校核结果如 图2所示。 0 5 0 5 0 5 0 5 0 5 0 5 3.Z z L L a 3.Z z L L a o赛 6铝农 8辭肢 卜舊 9年农 寸舊 t a截割系统齿轮强度校核 40000 20000 W 60000 80000 bififfl系统轴承寿命校核 图2截割系统寿命校核 4系统优点 根据对国内外多种类型6m以上采高采煤机的设 13 专题论坛煤炭工程 2020年第6期 计数据整理，总结了该超大采高截割系统的优势有 以下几个方面 1 截割系统直齿传动部位设计配合齿轮数量 多，并全部按照设计要求进行校核可靠，使截割系 统总体长度可以适应8m以上超大采高采煤需要。 2 根据国内外截割系统电机互换性的实际使用 要求，电机内部保护离合轴结构简单，操作维护 方便。 3 截割系统所有传动齿轮校核均按照1. 5倍安 全系数计算，齿轮强度可靠。 4 截割系统所有支撑轴承寿命计算均按照实际 工况使用时间来确定，轴承设计寿命完全满足一个 采煤工作面的作业需要。 5 为适应不同工况的作业需要，通过更换不同 齿数的惰轮I与二轴的大齿轮，可调节截割系统滚 筒转速，截割系统对工况的适应性好。 5结语 该超大采高采煤机高强度截割系统系统是在前 期成功设计实践基础上，研发出的一种全新截割系 统。该系统需要的基础参数是按照采煤机每天工作 16h ,每年工作330d的运转寿命对齿轮、轴承进行 设计、校核，并通过对截割系统三维建模并进行系 统模拟分析，按照负载状态下的轴系形变对齿轮进 行修形，进一步提高系统寿命。摇臂截割系统的可 靠运行，有效降低整个采煤机工作时的故障率。作 为国内煤炭市场的标杆，超大采高采煤机在神东矿 区成功使用，也让我国完全自主研发采煤机替代进 口采煤机在国内外煤矿的推广使用前景广阔。 参考文献 [1] 王国法.煤炭综合机械化开采技术与装备发展[JL煤炭科 学技术，20139 50-54, 96. 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