張克斌，楊兆建，王義亮

（1.太原理工大學 機械工程學院，太原 030024；2.山西省礦山機械CAE工程技術研究中心，太原 030024）

0 引言

采煤機破碎裝置的任務是破碎采煤機截割落下的大塊煤，以保證落下的煤炭順利運出采煤工作面。采煤機破碎裝置主要由破碎滾筒、傳動系統(tǒng)、破碎搖臂、破碎電機及調(diào)高油缸組成，其中破碎搖臂主要用來支撐破碎滾筒并通過調(diào)高油缸調(diào)節(jié)破碎滾筒的工作高度。破碎裝置工作過程中，破碎搖臂除了承受破碎滾筒的重力外，還承受破碎滾筒傳遞來的破碎沖擊力以及鉸接處的沖擊反力，受載條件較為苛刻。為了保證破碎搖臂工作的可靠性，通常都存在著過設計現(xiàn)象。因此有必要在保證足夠強度和可靠性的前提下，對破碎搖臂進行優(yōu)化設計。

本文通過對某采煤機破碎裝置進行虛擬樣機分析，得到了作用在搖臂各部位的載荷，在此基礎上，應用有限元方法對破碎搖臂進行了結(jié)構(gòu)強度分析，并對其進行了優(yōu)化。

1 模型建立

應用UG NX軟件建立破碎裝置各零件的三維實體模型，然后建立其三維裝配模型，如圖1所示。

把破碎裝置的三維裝配模型導入MSC.ADAMS軟件環(huán)境并定義約束副和運動副，建立了破碎裝置的虛擬樣機模型，如圖2所示。

圖1 破碎裝置三維實體裝配模型

圖2 破碎裝置虛擬樣機模型

2 破碎裝置多體動力學分析

應用圖2所示虛擬樣機模型對破碎裝置進行多體動力學分析，以確定破碎搖臂各部位的受力情況。在對破碎裝置進行多體動力學分析時，考慮了調(diào)高油缸缸筒中油液壓縮性及阻尼的影響，并分別針對搖臂為剛體和彈性體兩種情況進行了對比分析，得出了破碎搖臂的受力情況。圖3所示為破碎搖臂與主機架之間的鉸接力曲線，其中曲線1、2分別為把搖臂視為剛性體與柔性體條件下的鉸接力曲線。

圖3 破碎搖臂與機架之間的鉸接力曲線

由圖3可知，把破碎搖臂視為彈性體時得到的鉸接力與視為剛體時的鉸接力之間差異顯著，因此在今后的設計中應當充分考慮破碎搖臂彈性的影響。

3 破碎搖臂結(jié)構(gòu)強度分析及優(yōu)化設計

3.1 破碎搖臂結(jié)構(gòu)強度分析

建立破碎搖臂的有限元模型，如圖4所示。把前述由破碎裝置多體動力學分析得到的搖臂受力的最大值施加在搖臂的對應位置，對破碎搖臂進行結(jié)構(gòu)強度分析。圖5所示為應用有限元分析得到的破碎搖臂等效應力云圖。

圖4 破碎搖臂的有限元模型

結(jié)構(gòu)強度分析的結(jié)果表明，破碎搖臂殼體等效應力的最大值為79.8MPa，位于中部鉸接耳而過渡處，此處為破碎搖臂與調(diào)高油缸活塞桿鉸接的位置，除了承受整個破碎裝置的重力外，還承受破碎滾筒通過搖臂傳遞過來的沖擊載荷，因此該處應力較大。而破碎搖臂其余部位的應力都在55.6MPa左右。破碎搖臂殼體的材料為ZG25Mn-II，其屈服強度為250MPa，搖臂最大應力（79.8MPa）遠小于該屈服強度?？梢娖扑閾u臂存在過設計現(xiàn)象，有必要對其進行優(yōu)化。

圖5 破碎搖臂應力云圖

3.2 破碎搖臂優(yōu)化設計

應用UG軟件中的表達式工具建立破碎搖臂的參數(shù)化模型，將對搖臂重量影響較大的幾何參數(shù)作為設計變量、搖臂重量最小為優(yōu)化目標，約束條件為搖臂各點應力的最大值不超過許用應力值。在以上條件下對破碎搖臂進行優(yōu)化設計。圖6所示為破碎搖臂優(yōu)化過程中的搖臂重量迭代過程曲線。

圖6 破碎搖臂重量優(yōu)化迭代曲線

優(yōu)化的結(jié)果使破碎搖臂殼體重量由4244kg減少到3864kg，重量減輕了380kg，占破碎搖臂原重量的8.95%。

4 結(jié)論

1）把破碎搖臂視為彈性體時得到的搖臂受力與視為剛體時的搖臂受力之間差異顯著，因此在今后的設計中應當充分考慮破碎搖臂彈性的影響。

2）應用傳統(tǒng)設計方法設計的采煤機破碎搖臂的最大應力遠小于材料的屈服極限，存在著嚴重的過設計現(xiàn)象，在今后的設計中應引入CAE技術對其進行優(yōu)化設計。

3）優(yōu)化設計的結(jié)果表明，應用CAE技術對破碎搖臂進行優(yōu)化后減重效果明顯。