7 m大采高工作面巷道轉載機改進設計與應用

王金輝

(國能神華新街能源有限責任公司，內蒙古 鄂爾多斯 017200)

巷道橋式轉載機是綜采工作面的關鍵設備之一，其功能是將綜采工作面刮板輸送機運出的原煤，提升到一定高度，卸載到巷道帶式輸送機[1]。由于工作面片幫、溜槽推移、采煤機速度等因素影響，從刮板輸送機卸載到轉載機上的原煤不僅瞬間煤量變化大，煤的塊度差異也很大，給帶式輸送機運行造成困難，因此轉載機在完成輸送提升任務的同時還需與破碎機配合對原煤進行破碎，以起到均載功能，因此，轉載機工作可靠性對綜采工作面的穩定生產非常重要。

刮板鏈和鏈輪組件是轉載機的核心部件，也是最為薄弱的環節[2]，設備運行過程中，刮板鏈和鏈輪組件直接與物料接觸，承受著頻繁的沖擊負荷，轉載機工況的復雜性也影響刮板鏈和鏈輪組件的工作可靠性，使用過程中鏈輪組件的密封失效、刮板和鏈條的變形斷裂問題比較常見[3]。

1 轉載機存在問題與原因分析

2010年1月，神東公司首個7 m大采高工作面在補連塔煤礦投產，輸送設備由德國DBT公司生產，轉載機槽寬1588 mm，裝機功率700 kW，采用38×126鏈條，鏈條破斷負荷1820 kN，中雙鏈布置，鏈條中心距330 mm[4]。

神東累計進口4套同型號輸送設備，陸續在大柳塔、補連塔、上灣煤礦等礦使用，從實際使用看，轉載機的裝機功率、運輸能力等主要技術參數與工作面刮板輸送機配套良好，基本能夠滿足7 m工作面大運量使用要求。

設備在使用中也存在一些不足：為提高運量，轉載機的槽寬增大，刮板鏈和鏈輪組件的長度相應增加，相應的強度降低，在出現大塊煤刮卡的情況下，刮板容易彎曲，甚至從薄弱位置斷裂；鏈輪組件承受沖擊時，傳動精度降低，導致密封失效的問題突出，鏈輪軸存在彎曲變形甚至斷裂的情況。轉載機刮板、鏈輪組件等關鍵零部件的壽命不能滿足工作面的穩定生產的需要。

1.1 刮板變形斷裂

轉載機鏈條采用中雙鏈結構，如圖1所示，刮板的長度為1576 mm，鏈條中心距330 mm，刮板斷面的寬115 mm，高度125 mm，刮板外形細長。

圖1 38×126刮板鏈(mm)Fig.1 38×126 scraper chain assembly

轉載機在運行過程中，由于大塊原煤和難以破碎的矸石容易造成刮板刮卡，破碎機在破碎煤的同時也會對運行的刮板造成沖擊，從開始使用到工作面結束的整個過程中，刮板一直存在彎曲的問題，需要及時更換，以保證設備正常運行[5]。

1.2 鏈輪組件密封失效

轉載機機頭驅動鏈輪組件的結構如圖2所示，軸承座位于鏈輪組件兩端，軸承座的跨距為1700 mm，軸承中心距1520 mm，兩個鏈輪片位于鏈輪組件中間位置，中心距330 mm，采用花鍵與鏈輪軸聯接。

圖2 鏈輪組件38×126-6(mm)Fig.2 Sprocket assembly 38×126-6

運行過程中，軸承座起到固定支撐作用，動力從齒輪聯軸器輸入，帶動鏈輪軸、軸承內圈、外隔套、內隔套、鏈輪同時轉動，聯接齒套和外隔套與軸承座的旋轉結合部位采用金屬浮動密封，軸承座上布置有注油孔，采用脂潤滑，自動注油[6，7]。

從鏈輪組件斷面圖上看，鏈條負荷靠近鏈輪組件中心，而軸承支撐點在兩端，影響鏈輪軸的剛性，轉載機負載不穩定，存在重載沖擊，導致鏈輪軸彎曲，采用調心滾子軸承可以適應工況需要，但影響浮動密封的工作可靠性[8，9]。

使用過程中，鏈輪組件兩端軸承座的密封可靠性差，漏油問題突出，如果加油不及時，軸承失去潤滑，發熱燒毀；或者煤粉進入到軸承座內，也造成軸承工作失效。

2 刮板的失效分析與改進

2.1 刮板組件的結構特征與受力分析

刮板鏈組件由刮板、橫梁、螺栓、螺母組成，如圖3所示，刮板和橫梁通過螺栓與鏈條的平環組成一體，刮板高度125 mm，圓環鏈的立環高度為110 mm，刮板的頂面和底面分別凸出立環10 mm和5 mm，刮板上有凸臺嵌入到平環內部的空隙，鏈條在鏈輪驅動下運動時，與平環相連的立環通過刮板的凸臺推動刮板向前運行，實現物料的輸送。

圖3 刮板結構(mm)Fig.3 Scraper structure

刮板與鏈條聯接處的斷面尺寸受鏈環的約束[10]，以38×126鏈條為例，鏈環節距p=126 mm，鏈環棒料直徑d=38 mm，考慮制造誤差和運轉靈活性，刮板和鏈條的立環要有適當間隙δ，通常取值為5 mm，刮板的最窄處寬度為：

b=p-2d-δ=126-2×38-5=45mm

(1)

對于38×126鏈條。刮板頂部寬度B=110 mm，但靠近立環中心的刮板斷面最小尺寸b僅為45 mm，導致該斷面的抗彎性能降低，成為刮板最薄弱部位，受到較大沖擊負荷時，刮板在此處彎曲。

根據刮板的運行工況，鏈條構成刮板的兩個支點，運煤載荷在刮板上均布，由于刮板細長，兩個支點又比較靠近中心，在兩個支點周圍刮板承受彎曲應力很大，靠近支點的螺栓孔斷面容易產生應力集中，刮板受到頻繁作用力，很容易在此部位產生疲勞裂紋，成為刮板的又一薄弱點。

2.2 刮板的改進措施

為減少刮板薄弱部位裂紋的產生，就需要減小工作狀態下的應力，增大刮板薄弱斷面面積是較為可行的方式。從刮板的結構可知，刮板截面尺寸與鏈環的規格密切相關，鏈條兩個立環之間距離限定了刮板的斷面尺寸，采用適合規格高強度鏈條就可以達到提高刮板強度的目的，根據礦用圓環的標準[11]和生產廠家樣本[12]，可選鏈條規格與相關參數見表1：

表1 鏈條和刮板的技術參數表Table 1 Technical features of chain and scraper

鏈條的選擇：目前轉載機使用38×126的鏈條，破斷負荷1820 kN，立環高度110 mm，刮板高度125 mm，針對表中鏈條進行選擇：48×152鏈條的破斷負荷比38×126的鏈條高出60%，而用于安裝刮板立環間距g增加6 mm，約為10%，立環高度126 mm也超出較多，尺寸配置不能滿足提高刮板強度的要求。對于38×137和42×146進行比較選擇，兩種規格鏈條的立環間距B增加值分別為11 mm和12 mm，刮板薄弱斷面的抗彎強度提高顯著，由于42×146鏈條強度比38×126鏈條強度提高20%，而高度僅增加5 mm，工作可靠性更高，還可以與現有設備實現通用，因此42×146鏈條是更加合理的選擇。

3 改造方案實施

鏈條規格的變化后，與之相關的刮板、鏈輪組件、機架、傳動系統等都需要進行相應的結構調整與強度校核。設備改造一個重要原則就是要遵循通用性原則，最大限度保證零部件通用性互換性，原有設備的部件盡可能被重新利用，減少改造投入，提高勞動生產率，保證產品質量[13]。

3.1 刮板的改進設計與強度校核

3.1.1 刮板高度確定

轉載機溜槽底鏈道高度為142 mm，現用刮板高度為h=125 mm，刮板與溜槽間隙為17 mm。38×126鏈條立環高度為110 mm，鏈條立環與刮板上下面分別留10 mm和5 mm間隙，刮板運行良好。新設計刮板高度也保持125 mm，42×146立環高度為115 mm，立環的上下面與刮板上下面的間隙設定為5 mm，改進后刮板能夠在現有轉載機溜槽上使用。

采用42×126鏈條后，刮板的危險斷面面積增大，如圖4所示，斷面最小寬度增加11 mm，38×126鏈條刮板斷面慣性矩I1=2.85×106 mm4，42×126鏈條刮板斷面的慣性矩I2=3.47×106 mm4，刮板抗彎性能提高約50%。

圖4 刮板的斷面比較(mm)Fig.4 Comparison of flight bar section

3.1.2 刮板鏈條中心距的調整

分析現有刮板失效原因，一方面是由于刮板受立環限制，危險斷面??；另一原因就是中雙鏈條的中心距小，刮板兩端懸臂較長，受力狀況惡化。神東在用JOY公司轉載機刮板的鏈條中心距均為500 mm，以此為參考，改進刮板的鏈條中心距調整為500 mm。

3.1.3 刮板的受力與強度比較

刮板的受力分析簡化模型如圖5所示：兩個刮板的中心距為A，刮板的長度為L，運行時，受力均布于刮板長度L上。

圖5 刮板受力模型Fig.5 Flight bar force diagram

刮板在鏈條支點處的彎曲應力為：

式中，σ為刮板的彎曲應力，MPa；q為刮板承受的載荷，N·mm-1；y為刮板外緣距中心距離，mm；I為刮板截面的慣性矩，mm4。

刮板改進前，A1=330 mm，B1=1576 mm，L1=623 mm，y1=55 mm，I1=2.85×106mm4。則刮板在支點處的最大彎曲應力σ1為：

刮板改進后，A2=500 mm，B2=B1=1576 mm，L2=538 mm，y2=y1=55 mm，I2=3.47×106mm4。

則刮板在支點處的最大彎曲應力σ2為：

改進前后刮板危險截面彎曲應力比為：

同樣負載條件下，改進后刮板危險斷面的應力值是改進前的61.7%，刮板受力狀況改善，工作可靠性和使用壽命顯著提高。

3.2 鏈輪組件的改進與性能分析

鏈條規格變化后，鏈輪組件以及與之配套機頭架、機尾架、傳動系統等也需要進行相應的調整，并進行校核驗證。

3.2.1 鏈輪組件的結構改進

與刮板類似，原結構鏈輪組件的軸承布置在軸的兩端，軸承跨距大，影響軸的抗彎性能，在改造時進行優化，減小跨距。

如圖6所示，鏈輪中心隨著刮板鏈中心變化，由330 mm增加至500 mm，通過加長軸承座，兩個軸承的中心距也從1520 mm調整為990 mm，軸承支撐點靠近鏈輪，軸承受的彎矩減小，有利于降低軸的撓度，保證旋轉部件的運動精度，提高浮動密封工作可靠性。

圖6 42×146-6鏈輪組件結構(mm)Fig.6 Sprocket assembly 42×146-6

采用42×146規格的鏈條，節距由126 mm增加到146 mm，鏈輪直徑增大，相應的鏈輪軸也可由190 mm增加至220 mm，鏈輪軸剛性提高[14]。

3.2.2 鏈輪軸的受力分析

鏈輪組件受力如圖7所示，根據材料力學中簡支梁的公式，軸承支點處的最大轉角為：

圖7 鏈輪組件受力Fig.7 Sprocket assembly force diagram

式中，P為鏈條對鏈輪軸的作用力，N；a為軸承支撐點與鏈條作用點距離，mm；L為軸承支撐點距離，mm；E為軸材料的彈性模量，Pa；I為軸截面的慣性矩，mm4。

改進前，38×126-6齒鏈輪組件鏈輪軸直徑d1=190 mm，軸承跨距L1=1520 mm，鏈輪中心距T1=330 mm，則a1=595 mm，I1=63.9×106mm4。

鏈輪軸的轉角為：

改進后，42×146-6齒鏈輪直徑d2=220 mm，軸承跨距L2=990 mm，鏈輪中心距T2=500 mm，則a2=245 mm，I2=114.9×106mm4。

鏈輪軸的轉角為：

改進前后鏈輪軸的最大轉角的比值為為：

從上述軸的受力計算可知，轉載機機頭鏈輪組件改進后軸承支撐處軸的轉角不到原鏈輪組件的1/8，軸的剛性大幅提高，運轉精度顯著提高，能夠保證旋轉密封的可靠性，延長軸承使用壽命[15]。

3.3 轉載機機頭尾鏈輪的設計

7 m大采高工作面采用交叉側卸方式，轉載機機尾架與刮板輸送機機頭架結合成一體，輸送機和轉載機鏈條相互交叉[16]，根據原有結構，轉載機機尾鏈輪的節圓為488 mm，機尾架上下表面的距離為320 mm。

采用42×146鏈條后，如果機尾鏈輪仍采用6齒，將導致鏈輪節圓增大，無法與現有機頭架配套使用，需要調整鏈輪齒數，以減小鏈輪尺寸，5齒42×146規格鏈條的鏈輪在轉載機機尾上廣泛使用，工作可靠。

42×146-5齒鏈輪的節圓直徑為474.75 mm[17]，38×126-6齒的鏈輪的節圓直徑為488 mm，節圓數值非常接近，可以與現有交叉側卸機頭架能夠配套使用。

3.4 傳動系統的改造

3.4.1 減速器速比的確定

現有轉載機減速器速比為16，鏈速為2.3 m/s，42×146-6齒鏈輪節圓直徑為566 mm，采用現有的傳動系統，鏈速提高，影響鏈條與鏈輪的正常嚙合[18]，需對傳動系統進行改造，如果保持刮板鏈速不變，減速器速比需要提高至19。

3.4.2 減速器改造

轉載機減速器采用“圓弧傘齒+直齒圓柱+行星”三級傳動型式[19]，傳動比分別為2.36、1.24、5.47，第二級圓柱直齒的大小齒數為68和55。從減速器結構上看二級直齒圓柱有很大調整利用空間，減速器速比改為19，可通過將大小齒數比值調整為1.476實現。

齒輪齒數與速比配置見表2：二級直齒圓柱齒輪傳動的中心距和總齒數不變，大小齒輪齒數分比為73和50時，減速器速比最接近1.476的理想值。通過對減速器箱體空間和齒輪強度進一步的設計校核，速比調整方案可行，現有減速器也得以利用。

表2 齒輪齒數與速比配置Table 2 Configuration Table of Gear Teeth Number and Speed Ratio

4 結 語

通過對7 m大采高工作面巷道轉載機的刮板和鏈輪組件的失效形式和受力狀況的分析，提出比較完善的改進方案：合理選擇鏈條，提高刮板薄弱部位的強度；調整鏈條中心距，改善了刮板受力狀況，進一步提高刮板的工作可靠性。設備改進方案充分考慮到設備的通用性和互換性，可與原轉載機槽體和輸送機交叉側卸機頭配套使用，降低了改造成本。進口設備設計理念先進、產品結構成熟、生產工藝合理，有很多技術值得借鑒，但使用中也會存在一些問題。通過與國內廠家合作，共同進行分析研究，提高設備工作可靠性[20]。