安子毅

摘  要：我国已经成为世界上最大的掘进机制造基地和应用市场，掘进机械行业已经成为国内高端装备制造业和战略性新兴产业重点支撑发展行业。悬臂段是掘进机连接减速器与截割头的关键部件，在工作过程中起传递扭矩的作用。由于工作条件恶劣，在使用过程中悬臂段仍然存在着多种失效形式。文章首先指出了传统结构悬臂段存在的典型失效形式，包括主轴断裂，腔体内部进入污物，连接花键磨损。然后对悬臂段主轴的部分结构进行改进设计，对比分析悬臂段两种不同轴承支撑结构的特点，并对轴承安装形式进行优化调整，以及对浮动密封结构进行改进设计。并利用Solidworks、ANSYS等有限元分析软件对改进后的悬臂段主轴进行静力分析和振动特性分析。

关键词：悬臂段;主轴;轴承支撑形式;浮动密封;有限元

中图分类号：TD421.51 文献标志码：A         文章编号：2095-2945（2020）29-0022-05

Abstract： China has become the largest roadheader manufacturing base and application market in the world， and the tunneling machinery industry has become a key supporting industry of domestic high-end equipment manufacturing and strategic emerging industries. The cantilever section is the key component of the roadheader connecting the reducer and the cutting head， which plays the role of transferring torque in the working process. Due to the poor working conditions， there are still many forms of failure in the cantilever section. First of all， this paper points out the typical failure forms of the cantilever section of the traditional structure， including the fracture of the spindle， the dirt inside the cavity and the wear of the connecting splines. Then the part of the spindle structure of the cantilever section is improved， the characteristics of the two different bearing support structures of the cantilever section are compared and analyzed， the installation form of the bearing is optimized and adjusted， and the floating seal structure is improved. The static analysis and vibration characteristic analysis of the improved cantilever spindle are carried out by using Solidworks， ANSYS and other types of finite element analysis software.

Keywords： cantilever section; spindle; bearing support form; floating seal; finite element method

1 概述

近年来，我国掘进机械行业迎来了飞速的发展。掘进机目前多用于煤矿的巷道开拓，是为煤矿综采及高档普采工作面采准巷道掘进服务的机械设备，其实现破碎煤岩的直接零部件为截割机构，主要由截割电机、减速器、悬臂段、截割头组成。截割部一旦出现故障，将导致掘进机无法工作，延误工期。而悬臂段是截割部的关键零部件之一，主要起传递扭矩的作用。掘进机在工作时，由于截割头破岩产生的弯扭载荷以及振动载荷共同作用在悬臂段主轴上，且传统原有悬臂段采用单组轴承支撑结构，经常造成连接悬臂段与减速器之间的花键损坏以及支撑轴承的失效。原有浮动密封的沟槽结构较为复杂，加工精度达不到要求，经常造成水密封系统失效，导致无法达到有效降尘和冷却截齿的目的。且主轴加工安装浮动密封的沟槽部分难度较大，加工精度往往达不到要求，很容易造成主轴的疲劳失效，严重时引起主轴断裂。因此，有必要建立三维模型，通过对悬臂段以及关键零部件进行静力分析和动态振动特性分析，与改进前的主轴结构进行对比，分析选用两组轴承支撑结构和新型浮动密封后对主轴的影响。

2 掘进机悬臂段现有结构存在的问题及设计解决方案

2.1 掘进机悬臂段现有结构存在的问题

2.1.1 主轴断裂

掘进机在截割过程中，截割头突然掉落，现场查看后，悬臂段与由法兰盘连接的截割头一起从截割臂上掉落，悬臂段主轴发生断裂。

2.1.2 連接花键磨损

在更换损坏的悬臂段时，发现连接悬臂段与减速器的花键磨损严重，花键齿顶已近似为尖棱，如果继续使用将会导致剃齿，最终不能传递扭矩致使截割头不能正常工作，从而影响掘进机的生产效率。

2.1.3 悬臂段腔体内部进入污物

掘进机在截割过程中，截割头突然停止转动或悬臂段出现较大的噪音，在停机重启后，这种现象依然存在。经过对悬臂段的拆解后发现悬臂段内腔被污物充满，浮动密封和轴承均已损坏。

2.2 设计解决方案

（1）针对悬臂段主轴发生断裂的问题，提出对原主轴的部分结构进行改进设计，再通过有限元对改进后的主轴进行静力分析和动态振动特性分析，确保改进后的主轴在满足安全系数的情况下，提高主轴在运行过程的平稳性，保证掘进机的正常工作。

（2）针对连接花键磨损的问题，改变传统原有悬臂段单组轴承支撑结构，选用两组轴承支撑，提高轴承的使用寿命，并使花键在受冲击时能够均匀承载，改善花键的使用环境，增加使用寿命。

（3）针对掘进机悬臂段腔体内部进入污物的问题，原有浮动密封的结构显然不能满足设备的工作需求，选用新型浮动密封来克服上述缺点。

3 掘进机悬臂段轴承支撑形式的改进

3.1 掘进机悬臂段单组轴承支撑形式

改进前的掘进机悬臂段采用单组轴承支撑形式，采用这种支撑形式虽然主轴结构较为简单，但掘进机在实际工作中会受到严重的冲击载荷，致使悬臂段发生振动。采用单组轴承会使主轴受力不稳，在花键处发生位移产生偏载，导致键齿工作表面被压溃，最终不能传递扭矩致使截割头不能旋转。

改进前的掘进机悬臂段单组轴承为32040型单列圆锥滚子轴承，其受力分析如下：

如图4所示：主轴的右侧受到一个牵引力为F=1.7Ft，其中截割力Ft=，T=9550000×，根据设计要求，规定掘进机的输入功率为260kw，转速为31r/min，截割头平均半径450mm，代入以上公式，计算出牵引力F=302.59kN，主轴的左侧受到一个支座反力F0，根据材料力学的平衡方程，计算出支座反力F0=F=302.59kN。

对所选用的轴承按照基本额定动载荷公式计算分析轴承的使用寿命：

查阅《机械设计手册》第二卷，可知轴承基本额定动载荷公式为C=P

其中轴承的径向基本额定动载荷Cr根据所选用的单列圆锥滚子轴承，查阅《机械设计手册》第二卷，可知Cr=782kN。

当量动载荷P按照《机械设计手册》第二卷，可知当量动载荷P的一般计算公式为：P=XFr+YFa。而圆锥滚子轴承的径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y查阅《机械设计》第九版可知X=1，Y=0。代入数据可得当量动载荷P=302.5kN。

轴承的速度因数fn，fd，fT查阅《机械设计手册》第二卷，可知其值分别为1.022，1.1，1.0。

轴承的力矩载荷因数fm，因为掘进机工作时力矩载荷较小，故选用的力矩载荷因数fm=1.5。

根据轴承基本额定动载荷公式，可得轴承的寿命系数fh=，将上述所选值代入此公式，由于掘进机悬臂段选用的是两个对称的单列圆锥滚子轴承，故温度因数fT取1.5，其余因数不变，代入公式可得fh=1.60，而轴承的预期使用寿命为5000h，对应的寿命因数值为2.00。fh=1.60<2.00。故所选轴承的使用寿命距离预期使用寿命有一定差距，建议使用两组轴承支撑形式代替原有的单组轴承支撑形式。

3.2 掘进机悬臂段两组轴承支撑形式

本次设计选用两组轴承支撑形式替换原有的单组轴承，其中第一列轴承查阅《机械设计手册》第二卷，选用轴承代号为24048CC/W33圆柱调心滚子轴承，第二列选用轴承代号为352052×2的双列圆锥滚子轴承，掘进机悬臂段两组轴承的使用极大提高了主轴在运行中的平稳性能，使花键在受冲击时能够均匀承载，不易发生压溃现象，延长花键的使用寿命。

下面对悬臂段两组轴承进行受力分析，如图5所示：

如图5所示：主轴的右侧受到一个牵引力为F=302.59kN，一个逆时针旋转的扭矩T=80096.77N·mm，左、右两个轴承分别受到的径向力为F1，F2。根据材料力学力的平衡方程，算出F1=440.83kN，F2=-743.42kN，正负表示受力方向。

对所选用的两列轴承按照基本额定动载荷公式分别计算轴承的使用寿命。

第一列：轴承代号为24048CC/W33圆柱调心滚子轴承

查阅《机械设计手册》第二卷，可知轴承基本额定动载荷公式为C=P

其中轴承的径向基本额定动载荷Cr根据所选用的圆柱调心滚子轴承，查阅《机械设计手册》第二卷，可知Cr1=1400kN。

根据SKF轴承的样本数据计算公式可知：调心滚子轴承的当量动载荷为P1=Fr+YFa，其中轴承所受的径向载荷Fr=440.83kN，不受轴向载荷Fa的作用，故轴承的当量动载荷为P1=Fr=440.83kN。

轴承的速度因数fn，fd，fT查阅《机械设计手册》第二卷，可知其值分别为1.022，1.1，1.0。

轴承的力矩载荷因数fm，因为掘进机工作时力矩载荷较小，故选用的力矩载荷因数fm=1.5。

根据轴承基本额定动载荷公式，可得轴承的寿命系数fh1=，将上述所选值代入此公式，可得fh1=1.97，而轴承的预期使用寿命为5000h，对应的寿命因数值为2.00。fh1=1.97≈2.00。所选轴承的使用寿命基本符合要求。

第二列：轴承代号为352052×2的双列圆锥滚子轴承

其中轴承的径向基本额定动载荷Cr根据所选用的双列圆锥滚子轴承，查阅《机械设计手册》第二卷，可知Cr2=1570kN。

當量动载荷P2按照《机械设计手册》第二卷，可知当量动载荷P2的一般计算公式为：P2=XFr+YFa。而圆锥滚子轴承的径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y查阅《机械设计》第九版可知X=1，Y=0。代入数据可得当量动载荷P2=743.42kN。

其余参数的选择与第一列轴承选用完全相同，具体内容可参见第一列轴承参数选择。

根据轴承基本额定动载荷公式，可得轴承的寿命系数fh2=，将上述所选值代入此公式，可得fh2=2.158，而轴承的预期使用寿命为5000h，对应的寿命因数值为2.00。fh2=2.16>2.00。故所选轴承的使用寿命符合要求。

选用两组轴承的轴承寿命比单组轴承提高了（1.97-1.60）/1.60=23.1%，故选用两组轴承的支撑形式更好。

3.3 对比两组轴承支撑形式下花键所受的挤压应力

由于花键连接的类型和尺寸通常需要根据被连接键的结构和特点、使用要求和工作条件来选择，为避免静连接花键键齿表面发生压溃，现对其强度进行校核计算。查阅《机械设计手册》第二卷，计算公式为？滓P=。其中？渍为各齿间载荷不均匀系数，其余参数根据选用花键的实际情况得出。

单组轴承支撑形式下？渍取0.7，两组轴承支撑形式下？渍取0.8，其余参数不变，代入公式后得出单组轴承花键所受的挤压应力为31.7845Mpa，两组轴承花键所受的挤压应力为27.8115Mpa。而花键的许用应力？滓PP为120Mpa，虽然两种形式下花键所受的挤压应力均小于许用挤压应力，但采用两组轴承支撑形式下的花键所受的挤压应力降低了12.5%，使键齿工作表面不易被压溃，从而极大提高了花键的使用寿命。

4 掘进机悬臂段传统O型浮动密封的改进使用

4.1 选用新型Z型浮动密封的工作原理

为了最大限度地保证掘进机工作不间断进行，并使其具有更长的使用寿命，必须对掘进机的传动装置和驱动装置等关键部位进行重点防护，为了实现这一目标，必须进一步提高浮动密封的性能，所以本次设计选用新型Z型浮动密封替代传统O型浮动密封。

新型浮动密封的工作原理是密封环由精细加工成形的合成橡胶部件提供预载力。因此，密封面之间的缝隙被轴向施加的载荷所封闭，起到密封的作用。密封面之间只有沿圆周方向的相对运动。浮动密封内部的橡胶圈以多种方式产生作用，主要有在金属密封面上施加轴向负载，在沟槽组件和密封环之间传递摩擦扭矩，为每个密封环和沟槽之间提供静密封。而金属环密封面是通过镜面技术精细研磨的，金属环被设计成从密封面处向中心轴打开，形成“V”形缝，这种设计具有如下好处：（1）润滑剂通过毛细作用和离心力，可以很方便的注入密封面中。（2）保证了足够的润滑和冷却，并防止了密封面的冷焊。（3）随着磨损增加，密封面持续向中心轴方向变宽。因此，该密封有着相当大的磨损储备。（4）这种密封系统可在密封面外缘形成一层肉眼可见的薄油膜，这层油膜的存在表明密封系统处于良好的运行状态中。

此Z型浮动密封设计使用油润滑，而不采用脂润滑。因为润滑油可以在运行时将密封区域产生的热量传递开，而润滑脂无法创造水力润滑条件，将会使浮动密封磨损加快，生命周期缩短。采用润滑脂润滑只适用于滑动速度较低的情况下，所以选用油润滑。经常检查润滑油，可以在机器发生故障之前发现一些问题：水晶状的油表示可能有水，乳状或泡沫状的油表示有空气，黑色的油意味着可能已经开始氧化或出现污染。

4.2 选用新型Z型浮动密封的结构设计

Z型浮动密封结构采用梯形圈设计，这种设计由两个对称的类锥形截面的密封环和两个梯形圈组成，梯形圈的侧面经过了打磨。安装时，梯形圈被压缩在密封环和沟槽之间，压缩空间外窄内宽，呈渐缩式。在安装过程中禁止使用任何油或脂对梯形圈进行润滑，保证梯形圈与沟槽的洁净程度（如图6，7）。

通过对比Z型浮动密封和传统O型浮动密封的结构，Z型浮动密封沟槽比原有结构密封性能更好，并且降低沟槽的加工难度，提高沟槽的加工精度，有效的解决悬臂段腔体内部进入污物的问题，保证掘进机工作的正常进行。

5 改进后的掘进机悬臂段主轴有限元分析

5.1 用Solidworks软件对主轴进行静力分析

对主轴花键所在的轴和两组轴承进行约束，对法兰盘施加远程载荷，如图8所示：

改进后的主轴在约束条件下的应力分析如图9所示：

根据图9可以看出，应力集中分布在各段轴之间的连接处，且最大屈服強度为？滓max=490.242MPa，而许用屈服强度为？滓=620.422MPa。因为？滓max<？滓，所以主轴不会发生断裂。

改进后的主轴在约束条件下的疲劳分析如图10所示：

在设计主轴的使用寿命为5000小时，转速为31r/min的条件下，由图10可以看出，疲劳强度在安全系数范围之内，符合设计要求。

5.2 用ANSYS软件对主轴进行模态分析

所采用的约束条件仍为对主轴花键所在的轴和两组轴承进行约束，对法兰盘施加远程载菏。

用ANSYS软件对主轴进行模态分析如图所示11所示。

根据图11进行分析，一阶、二阶、三阶的模态频率都接近于1000Hz，说明主轴自身固有属性频率在1000Hz左右，而掘进机截割头工作时所产生的频率是10Hz左右，说明截割头工作时所产生的振动对主轴本身的影响非常小，可以忽略，从而证明主轴的设计合理。

6 结论与展望

本文完成了掘进机悬臂段主轴轴承支撑形式及密封系统的改进设计，并对改进后的主轴进行有限元分析，改进设计结果完全符合要求。

通过对悬臂段主轴结构进行调整，与原主轴相比，在承受应力与疲劳强度基本不变的情况下，虽然在一定程度上增加了主轴的加工难度，但极大提高了主轴在工作中的稳定性，避免了主轴的断裂。通过主轴支撑结构的改进，使轴承寿命提高了23.1%，花键挤压强度降低了12.5%，避免花键键齿表面发生压溃，有效延长花键的使用寿命。

通过选用新型浮动密封，与原有结构进行对比，对主轴削弱没有影响的情况下，沟槽结构更为简单，提高了浮动密封沟槽的加工精度，有效阻止了腔体内部进入污物。

本文对悬臂式掘进机悬臂段的研究主要集中在主轴的静力分析和模态分析，验证其各项系数是否在安全范围之内。由于主轴在工作中还存在发热，散热等问题，在今后的研究中，可以对其热态特性进行分析。

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