（三一重型裝備制造有限公司研究院，遼寧 沈陽 110027）

0 引言

掘進機行走部在工作時，由液壓馬達提供驅動力，液壓馬達與驅動輪相連，通過驅動輪將動力傳遞至行走部，驅動輪是掘進機的核心部件。驅動輪工作環(huán)境惡劣，工況復雜，在使用過程中易發(fā)生齒面磨損變形甚至輪齒折斷等故障[1]。一旦發(fā)生故障，需要將履帶組件等相關部件分解拆卸，拆換維護難度較大。該文介紹了一種分體式驅動輪設計方案，并按實際工況對驅動輪進行有限元分析，與一體式驅動輪進行比對，從成本、拆換難度及使用強度等多角度論述了分體式驅動輪的優(yōu)點，為驅動輪的改進設計提供了一種新的方案。

1 分體式驅動輪方案介紹

目前掘進機行走部驅動輪結構為一體式，一體式驅動輪材質多選擇42CrMo 鍛造件，該設計將驅動輪結構分解為1-齒塊、2-連接銷、3-螺栓組件和4-輪體4 個部分，結構形式如圖1 所示，分解圖如圖2 所示。分體式驅動輪齒塊數(shù)量沒有特殊要求，但分體后齒塊尺寸不宜過大，保證更換時有足夠的操作空間[2]，另外，因為驅動輪齒數(shù)一般為奇數(shù)，所以分體后的齒塊尺寸可能會有2 種。

該文設計的分體式驅動輪在使用過程中，如果輪齒發(fā)生損壞需要更換，可將對應齒塊螺栓組件及連接銷拆下，更換新的齒塊，單個齒塊的成本比一體式的要低很多。更換齒塊時從驅動輪不掛履帶側進行拆換，不需要將履帶組件拆分后再整體更換驅動輪，換件時占用空間小，操作簡單。分體式驅動輪在使用時，裝配機和備件對于左右行走部而言是通用的，可避免備件成本的增加。

2 驅動輪ANSYS靜力學分析

為便于比對一體式及分體式驅動輪的有限元分析結果，創(chuàng)建了一體式驅動輪及分體式驅動輪2 種模型，對兩者施加同樣的約束及載荷，再進行結果比對。

2.1 模型簡化

由于Creo 建模功能豐富及強大，一體式驅動輪及分體式驅動輪模型將在Creo 中創(chuàng)建及裝配，為便于分析求解，在創(chuàng)建過程中對驅動輪的部分特征進行了簡化。

設置一體式驅動輪材料為42CrMo，分體式驅動輪齒塊、輪體及連接銷子材料也是42CrMo，輸入材料密度、楊氏模量及泊松比。

其中一體式驅動輪導入模型后需要調整零件間的關系，選擇Frictional，將其定義為摩擦面，確保模型在受力分析時符合實際工作情況。

圖1 分體式驅動輪

圖2 分體式驅動輪分解圖

2.2 網格劃分

ANSYS 程序能夠便捷、高質量地對CAD 模型進行網格劃分，主要有延伸劃分、映像劃分、自由劃分和自適應劃分4 種網格劃分方法。針對模型的特點，可選取自由劃分網格的模式，并對網格尺寸進行控制，網格大小設置為20，2 種模型劃分所得節(jié)點及網格數(shù)量見表1。

表1 網格劃分情況

2.3 模型約束及加載

在實際工作中，驅動輪承受馬達減速機傳遞的驅動力，帶動履帶轉動，最惡劣的工作情況是由一個驅動輪齒單獨承受驅動力，該文中2 個模型均模擬了最惡劣的工作情況。

首先計算馬達減速機輸出轉矩T：

T=1.59×Vg×ΔP×η

=1.59×415×250×0.94=155064.75 N.m

式中：Vg—馬達工作排量，該文馬達排量為415 cm3。ΔP—壓差，該文中馬達壓差為250 bar。η—效率系數(shù)，該文取系數(shù)為0.94[3]。

由以上可計算出驅動輪工作時節(jié)圓受驅動力Ft：

Ft=T/r=155064.75/0.413=375.5 kN

式中：r—驅動輪節(jié)圓半徑，該文取0.413 m。

驅動輪工作時，輪體內圈及內側面與馬達減速機通過螺栓固定，所以對驅動輪內圈及內側面進行約束，選擇“Fixed support”約束形式[4]。

加載點可通過創(chuàng)建坐標系來確定，以模型坐標原點為基準，在Y 軸方向創(chuàng)建加載點坐標系，在加載點坐標系中沿X 軸方向施加驅動力375.5 kN。

2.4 結果分析

在求解模塊中選擇應力和變形，可求得最大變形量和應力云圖，一體式驅動輪與分體式驅動輪最大變形量、應力及安全系數(shù)比對見表2。觀察應力云圖可知最大應力點位于驅動輪齒根部，二者最大應力點位置基本相同。

表2 靜力學分析結果表

利用以上數(shù)據(jù)進行靜強度分析可知，分體式驅動輪與一體式驅動輪性能接近，安全系數(shù)均可靠。

3 驅動輪模態(tài)分析

模態(tài)分析用于分析結構的振動特性及固有頻率和振型，能有效預測并避免振動導致的結構失效破壞。模態(tài)分析與線下分析過程相近，依次是導入三維模型→網格劃分→添加約束→進行求解，特別要注意的是在進行模態(tài)分析時，一定要設置好材料的彈性模量和密度參數(shù)[5]。

在ANSYS 截面啟動Model 模塊，模型導入和邊界條件約束與靜力學分析相同，模態(tài)分析不需要添加載荷，完成以上步驟后就可以進行計算求解了，在求解前要對模態(tài)階數(shù)進行設置，一般求解六階即可。

完成一體式驅動輪和分體式驅動輪模型導入，按靜力學分析方案進行網格劃分和約束、加載，求解后得到2 種結構驅動輪的六階模態(tài)，六階模態(tài)對應的頻率見表3。

表3 模態(tài)分析結果表

由模態(tài)圖可知，一體式和分體式驅動輪的六階模態(tài)振型相同，一階振型為沿X 軸的彎振，二階振型是沿Z 軸的彎振，三階振型是沿X 軸的彎振，四階振型是在YZ 平面內的扭振，五階振型是XY 平面內的扭振，六階振型是YZ 平面內的扭振。由表3 可知，一體式和分體式驅動輪的6 階頻率接近，且分體式驅動輪各階頻率均低于一體式，而且兩者均低于減速器的轉動頻率，由此可排除工作中共振發(fā)生的可能性。

由以上模態(tài)分析結果可知，分體式驅動輪與一體式驅動輪性能接近，分體式驅動輪性能略優(yōu)于一體式驅動輪。

4 結論

該文對目前一體式驅動輪的缺點進行了總結，提出了采用分體式驅動輪替代一體式驅動輪的方案。通過對相同外形尺寸的一體式和分體式驅動輪模型進行研究，從靜力分析和模態(tài)分析的角度對比了一體式和分體式驅動輪的性能，發(fā)現(xiàn)二者接近，模態(tài)分析結果顯示分體式驅動輪略優(yōu)于一體式驅動輪，結合分體式驅動輪生產成本低、拆換維護難度小的特點，論證了分體式驅動輪替代一體式驅動輪方案的可行性，為今后掘進機驅動輪的改進設計提供了一種新的思路和選擇。