基于仿真优化的掘进机铲板受力分析与研究

李凌云，余淑荣，马年拾，吴明永

(1.兰州理工大学机电工程学院，甘肃 兰州 730050) (2.兰州城市学院培黎石油工程学院，甘肃 兰州 730070)

掘进机在工业生产中具有不可替代的地位，而掘进机铲板则是其核心之一。近年来，为了提高掘进机工作的可靠性，国内某些科研单位和重工机械企业已经对掘进机及其铲板进行了部分研究。辽宁工程技术大学的赵丽娟等在2012年进行了掘进机铲板有限元疲劳分析；三一重型装备有限公司的高承兴等在2014年对掘进机铲板模块化进行了设计研究，并提出了模块的初始参数；徐工基础工程机械有限公司的宋雨等在2016年做了基于Workbench的掘进机铲板星轮上的载荷有限元分析，为星轮的设计优化提供了理论依据。掘进机铲板在掘进机工作过程中的受力及弹性变形状况复杂多变，常承受较大的工作载荷。实际应用中，铲板常常因强度不足而被破坏，甚至因变形过大发生与装载机构驱动装置干涉的现象，造成整机承载能力下降，降低整机的工作性能和可靠性，因此对铲板的强度和刚度进行分析十分重要[1]。本文采用有限元分析方法对铲板进行分析，得到铲板在受力最大工况下应力和变形的分布情况，以便有针对性地改进铲板结构，使其满足使用要求。

1 铲板工况分析

经过仔细分析，掘进机铲板在掘进机工作时参与的工况可以归纳为以下6种典型工况：插入料堆、插入煤泥、铲装落煤、插入料堆和铲装落煤同时进行(如图1所示)、检修时支撑机本体、掘进时支撑机本体(如图2所示)。

图1 铲板插入料堆和铲装落煤同时进行示意图

图2 铲板在掘进时支撑机本体

2 铲板受力计算

铲板在插入料堆时，受力如图3所示，铲掘力Ft近似计算示意图如图4所示。考虑到料堆中煤块的断裂及其沿侧表面的弯曲[2]，力Ft的表达式如式(1)所示。

Ft=Fd+Ff+Fs+Fe+Fw+FRe

(1)

式中：Fd为铲板切削刃口正面压缩煤堆的阻力；Ff为铲板面上煤岩的运移阻力；Fs为煤岩的剪切阻力；Fe为煤岩的断裂阻力；Fw为煤岩的弯曲阻力；FRe为煤岩沿铲板面的移动阻力。

图3 铲掘力受力示意图

图4 铲掘力计算示意图

(2)

式中：δ0为磨钝的切削刃口(铲板前端)厚度；l0为磨钝的切削刃口长度，取l0=LH；σn为铲板与煤岩相互作用的当量压缩阻力；Wt为铲板面上煤岩的质量；μ为煤岩对钢的摩擦系数；β为铲板倾角；hc为铲煤时的切削深度，取hc=δ0；σe为切削应力；τ为煤岩的剪切应力；G0为煤的剪切模量；E为煤的弹性模量；B为切削宽度，取B=LH；W为煤岩的抗弯截面模量；LH为铲板宽度；φ为煤岩的内摩擦角；σw为煤岩的弯曲应力；ρ为煤岩的密度；αK为铲板铰接处相对于地面倾角，取αk=0°；Lk为铲板与煤层在切削方向的接触长度;Ac为煤岩断面面积。将式(2)代入式(1)，可得：

(3)

掘进时铲板支撑起掘进机本体，如图5所示。图6为铲板支撑机体受力计算简图，设Ff1为铲板上表面受到地面的摩擦力，Ff2为铲板下表面受到地面的摩擦力，FNA为地面对铲板的支持力，FNB为地面对后支撑的支持力。由理论力学知识得：

图5 铲板支撑机本体受力示意图

图6 铲板支撑机体受力计算简图

(4)

式中：G为掘进机整机重力，N；α为检修时后支撑与地面夹角，°；θ为铲板俯角，°；l20为铲板铰接点到机体重心的距离，m；l30为后支撑铰接点到机体重心的距离，m；l2为铲板长度, m；l3为后支撑长度,m；l下为铲板最大卧底量,m。

在铲板长度、铲板最大卧底量、掘进机后支撑长度、整机质量已知的条件下，由式(4)可以计算出铲板插入地面支撑起机体时，地面对铲板的作用力Ff1，Ff2，FNA的大小。

铲板在不同工况下的应力分析过程及计算结果决定了下一步进行有限元分析时载荷和各部位约束的大小和性质。通过上文的分析，图1所示铲板各组孔处全部为销约束，在有限元分析中，将销和铲板上孔接触的面定义为固定约束，消除刚体运动位移，当承受载荷时得到确定解。

3 铲板有限元分析

选取铲板6种典型工况中铲板承受载荷较大的工况——掘进时铲板支撑起机本体，对铲板进行有限元分析。以EBZ230型掘进机铲板参数为依据，应用Inventor2012建立铲板三维模型[3]，并对模型进行网格划分，生成有限元模型(如图5所示)。根据铲板在检修时支撑起机本体的受力状况对模型添加约束，将铲板的上部两个销孔(与液压缸铰接)内表面、下部两个销孔(与机架铰接)均添加固定约束。以上述分析的铲板受力为依据，对铲板施加载荷，求解得出结果，如图7～图12所示。

图7 铲板Inventor有限元模型

图8 铲板位移云图

图9 应力云图

图10 第一主应力云图

图11 第三主应力云图

图12 安全系数云图

由以上分析结果可知，铲板应力分布不均，在与机架、油缸联接的销孔座处发生应力集中现象，最大应力值为79.04MPa,最大应变发生在铲板的前沿处，其值为0.903 9,最小安全系数3.16。

4 铲板结构模态分析

模态分析求解的基本方程式经典的特征值问题[4]：

表1 掘进机铲板自振频率

由表1可知铲板前5阶模态的固有频率,故在采煤机正常工作时应尽量防止出现铲板振动频率与其固有频率相同的情况。如果外载荷与链轮的固有频率相同,将发生共振,使铲板因产生大振幅而受到损害，影响整机性能。

图13 1阶振型图

图14 3阶振型图

图15 5阶振型图

5 结束语

综上所述，本文首先对实际工况下的铲板进行了受力分析，然后利用Inventor对掘进机铲板进行有限元应力、应变和模态分析。通过应力、应变分析可知，在机架与油缸连接的销孔座处存在应力集中现象，可采取增大销轴及销孔座尺寸，消除尖角，增大过渡圆角等措施，实现增大过渡半径、改善铲板外形、局部加强铲边刚度等目的；另外还可对铲板表面材料作辊压、氧化等处理，以改善与优化掘进机铲板结构。

由模态分析结果可知，当外部激励的频率接近表 1 中数值时,将发生共振使系统产生较大振幅,使铲板受到损害。在实际应用中，应避免外部激励的频率与表1中数据接近。当外部激励不能改变时，可通过修改设计,改变铲板的材料或改变铲板的质量来改变铲板出现振动的频率范围，从而避免共振现象的发生。

[1] 张安宁，彭树权，粱超，等．EBH-120掘进机铲板有限元分析[J]．矿山机械，2010，31(12)：84-86.

[2] 杨士敏，傅香如．工程机械地面力学[M]．北京：人民交通出版社，2005.

[3] 杜峰坡，穆希辉．基于Inventor的三维实体造型设计[J]．湖北汽车工业学院学报，2003，17(4)：8-10.

[4] 谢苗，徐洋，毛君．第一运输机的振动研究及其链轮的结构分析[J]．微计算机信息，2011，27(2)：61-62.