一、冲击破岩掘进机的概述及振动源分析

 

　　1.1冲击破岩掘进机（简称掘岩机）是利用2个冲击锤破碎和耙装岩石、胶带机连续运输并迈步行走的一种新型掘进设备.与以往的硬岩掘进机相比，具有冲击破碎效率高，破碎元件摩擦、磨损小，掘进成本低，设备稳定性好，结构简单，便于维护、使用及操作简便等优点，所以在煤矿井下岩巷掘进中具有广阔的应用前景.

 

　　该机在井下工作时，工作机构在巷道断而全方位破碎，但由于环境、工况复杂，工作过程中常出现2个锤破碎工作不同步（一个冲击岩石，另一个未接触岩石）的现象，容易造成各部件受力不均、局部受力过大，直接影响其工作的可靠性、使用寿命和整机的工作性能，给该机的推广应用带来不利的影响。

 

　　目前国内外对类似设备工作机构的研究多采用分离体法进行受力分析或动态仿真口，对整个工作机构偏载作用下的有限元研究还尚未见报道。

 

　　为此，本文以某企业研制的掘岩机工作机构为研究对象，选择工作机构在极限位置（支臂位置达到最高，摆角为最大）偏载（此时偏载尤为严重）作用下的典型冲击工况，采用Pro/E建立工作机构的三维实体模型，利用ANSYSWorkbench求得其工作机构的应力、变形及其分布情况，并对工作机构的力学特征进行分析，为改进该机工作机构设计、改善其工作性能、延长使用寿命提供依据。

 

　　1.2掘进机结构复杂、工作环境恶劣，引起振动的原因较多，主要有：

 

　　①煤岩物理机械性质不均匀导致截齿在截割过程中受到非线性瞬时冲击载荷，尤其在截割半煤岩或硬岩时，截齿与煤岩发生复杂的力学藕合作用，产生的交变冲击载荷导致掘进机急剧振动。

 

　　②传动齿轮在啮合过程中，齿轮时变啮合刚度、啮合冲击及齿轮误差造成内部激励，会使掘进机产生振动。

 

　　③巷道底板纵断面不平度使底板对履带的支撑力分布不均匀，造成机身重心变化，部分履带工作时可能出现零比压，影响掘进机的工作稳定性。

 

　　④关键零部件间联接松动、传动系统润滑不良、轴承磨损及疲劳损坏等，均会引起载荷分布发生变化，加剧设备振动。

 

　　二、掘岩机工作机构建模

 

　　2.1掘岩机的工作机构由两冲击锤1、转锤油缸2、伸缩臂3、摇臂4、伸缩油缸5、动臂6、动臂油缸7、举升油缸8、摆动支座9、摆动油缸10、龙门架11以及挡板、限位板、销轴等组成.由于结构比较复杂，为便于有限元模型的划分，利用Pro/E建模时，对模型结构影响不大的倒角、圆角、螺纹孔川等进行抑制.利用Pro/E软件建立的掘岩机工作机构三维实体模型。

 

　　通过Pro/E与ANSYSWorkbench软件的接口，将实体模型导入ANSYSWorkbench中.

 

　　建立有限元模型时，取工作机构主体部件的屈服强度6，=345MPa，弹性模量E=2.06X10MPa，泊松比？=0.3，密度p=7800kg/立方米.三维实体转化为有限元模型后，为更好地拟合工作机构受外力后的应力和变形，采用六而体网格划分方法，建立其有限元模型。

 

　　2.2掘岩机凿岩应力的确定

 

　　在冲击破岩过程中，岩体对掘岩机的力直接作用于冲击锤的锤头川.为研究方便，将冲击锤的力学模型叫按钎杆和活塞组成的二元冲击系统考虑.

 

　　在破岩的过程中，用Q，（t）和Qz（t），Q1.1（t）和Q2.2（t）分别表示两冲击锤的两钎杆1，2凿入时的入射波、反射波，建立冲击锤破岩力学模型。

 

 

　　取工作而巷道断而尺寸为宽5.0m、高3.8m，在冲击破碎巷道顶部右肩角时，工作机构动臂俯仰角达到最大（最大仰角=450），摆动支座摆角达到最大（最大摆角=450），此时举升油缸、动臂油缸全伸（达到最大破碎高度，即巷道顶部），摆动油缸左伸右缩（冲击破碎巷道右帮），转锤油缸的伸缩量使两钎杆与被冲击岩体保持垂直。

 

　　由于岩体中的应力波并非理想弹性波，它是岩石孔隙率、弹性模量、结构完整性的函数，加之实际工作过程中，岩石内部特性存在差异且巷道表而凸凹不平，所以破岩时两钎杆所受轴向力往往不等，存在偏载。

 

　　针对本文所研究的极限位置，特选取以下两工况进行力学特性分析。工况1（不同步）：

 

　　考虑巷道肩角形状复杂、围岩的不规则，假定钎杆1接触岩石并在破岩，钎杆2并未接触岩石（此时钎杆1所受应力最大为139.981MPa，钎杆2的应力为0）。

 

　　工况2（同步）：

 

　　随着对巷道右肩角的破碎，围岩形状趋于平整，假定这时钎杆1，2接触岩体并同时破岩（此时两钎杆所受应力均达最大值139.981MPa）.

 

　　本文着重对该工作机构由工况1（不同步）到工况2（同步）的破岩过程（两钎杆直至工况2时才同步）进行力学特性分析。

 

　　3.1载荷与边界条件的施加

 

　　对龙门架的地脚螺栓孔和下表而分别施加"FixedSupport”约束和“Displacement”约束，以限制工作机构的刚体位移；由于钎杆直接冲击破碎岩石，将载荷施加在钎头处，以更接近实际情况。

 

　　3.2求解与分析

 

　　利用ANSYS/Workbench仿真得到前述2种工况下该机工作机构的应力和变形分布云图。

 

　　3.3仿真结果表明：

 

　　（1）摆动支座所受应力最大，是工作机构的薄弱环节；应力集中均发生在摆动支座与动臂以及举升油缸、摆动油缸的铰接处、动臂与摇臂的铰接处、动臂油缸与摇臂的铰点处，这是由于各部件铰接处工作载荷大，局部区域容易产生疲劳裂纹，进而产生疲劳破坏；举升油缸、动臂油缸、摆动油缸是以刚性杆进行仿真，所以油缸铰点附近的单元应力较大。（2）偏载作用引起的冲击振动导致钎头有明显变形.到达工况2时，因两钎杆负载相同，故两钎头的应力、变形一样；若长时间偏载会造成钎杆疲劳破坏，故应尽量避免该工作机构在偏载工况下工作，防比各部件受力不均、局部受力过大而引起的破坏。

 

　　（3）工况1时工作机构受弯矩和扭矩两者作用，各臂存在弯曲变形和扭转变形；工况2时两冲击锤只受弯矩作用，且具有相同的弯曲变形；由工况1向工况2转换的过程中，随着两钎杆所受偏载应力差减小，工作机构所受扭矩、扭转变形逐渐减小，应力、变形分布趋于相同，这与实际情况相符。

 

 

　　（1）利用Pro/E并结合ANSYS/Workbench软件建立了冲击破岩掘进机工作机构的有限元模型。

 

　　（2）根据液压冲击锤力学模型及应力波合成理论，对该工作机构进行力学研究，求得其冲击破岩的凿入力，为工作机构强度的研究提供了依据.

 

　　（3）分析得出工作机构由工况1向工况2转换过程中，受偏载作用时的应力、变形分布、最大应力值及总变形量，由此确定了该机工作机构的应力集中区域和危险断而.

 

　　（4）所得结论为验证该工作机构的设计、改进其结构、提高工作性能和使用寿命提供了参考。

 

 

　　为探究冲击破岩掘进机典型工况卜工作机构的力学特征，发现其薄弱环节并提供改进依据，利用Pro/E软件建立其工作机构三维实体模型，根据冲击锤破岩的力学模型，采用应力波合成理论，并利用Matlab汇编语言求得冲击破岩的凿入力，使用ANSYS软件对工作机构冲击巷道顶部右肩角时两钎杆由不同步到同步破岩的过程进行有限元分析.

 

　　研究表明：由不同步向同步工况转换过程中，两钎杆应力差、扭矩、扭转变形逐渐减小直至相等；

 

　　摆动支座与动臂及举升油缸、摆动油缸铰接处，摇臂与动臂、动臂油缸铰点处有应力集中；

 

　　摆动支座是工作机构薄弱环节，最大变形发生在锤头部；偏载作用导致钎头有明显变形，动臂应力危险区位于受偏载侧，对工作机构力学性能影响较大。