劉春生，田操，張丹，2

(1.黑龍江科技大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，哈爾濱150022;2.哈爾濱工程大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，哈爾濱150001))

0 引言

采煤機(jī)牽引機(jī)構(gòu)是提供采煤機(jī)前進(jìn)動(dòng)力的主要組成部分。但是，牽引機(jī)構(gòu)也是采煤機(jī)的主要故障區(qū)域［1］。為了提高牽引機(jī)構(gòu)的使用壽命，眾多學(xué)者作了大量的研究。趙亞?wèn)|等［1］探討了行走輪失效的原因及改進(jìn)方法;黃中華等［2］對(duì)漸開(kāi)線齒輪嚙合的碰撞力進(jìn)行仿真研究;王振乾等［3］作了滾筒式采煤機(jī)行走機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)分析，及強(qiáng)度研究。在眾多學(xué)者研究的基礎(chǔ)上，筆者提出了一種可以實(shí)現(xiàn)機(jī)身姿態(tài)調(diào)整的液壓調(diào)姿牽引機(jī)構(gòu)。為探知調(diào)姿機(jī)構(gòu)對(duì)采煤機(jī)牽引機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力特性的影響，對(duì)常規(guī)牽引和調(diào)姿牽引進(jìn)行虛擬仿真，以獲取行走輪與齒軌嚙合的變化規(guī)律，進(jìn)而判斷調(diào)姿機(jī)構(gòu)對(duì)采煤機(jī)整個(gè)系統(tǒng)的適用性。應(yīng)用ADAMS軟件建立調(diào)姿牽引機(jī)構(gòu)的仿真模型，基于Hertz接觸碰撞理論［2］確定主要參數(shù)的取值，以期通過(guò)研究仿真結(jié)果，總結(jié)采煤機(jī)調(diào)姿機(jī)構(gòu)的添加對(duì)整機(jī)運(yùn)動(dòng)系統(tǒng)的影響。

1 液壓調(diào)姿牽引機(jī)構(gòu)

目前采煤機(jī)通常采用無(wú)鏈牽引機(jī)構(gòu)，通過(guò)行走輪與刮板輸送機(jī)溜槽上的銷齒嚙合行走，同時(shí)依靠導(dǎo)向滑靴實(shí)現(xiàn)無(wú)鏈牽引驅(qū)動(dòng)的行走導(dǎo)向［3］。無(wú)鏈牽引替代有鏈牽引無(wú)疑是采煤機(jī)一項(xiàng)歷史性的飛躍，但同時(shí)它也存在一些問(wèn)題［4］，這些問(wèn)題隨著裝機(jī)功率和采高難度的不斷加大日漸凸顯。液壓調(diào)姿牽引機(jī)構(gòu)的添加，旨在提高整機(jī)的可靠性，改善采煤機(jī)的受力狀態(tài)，調(diào)整機(jī)身工作姿態(tài)，達(dá)到優(yōu)化無(wú)鏈牽引機(jī)構(gòu)和實(shí)現(xiàn)多驅(qū)動(dòng)牽引的目的。液壓調(diào)姿機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)示意見(jiàn)圖1。

圖1 液壓調(diào)姿機(jī)構(gòu)力學(xué)示意Fig.1 Mechanical schematic diagram of hydraulic adjustable posture mechanism

由圖1可見(jiàn)，該調(diào)姿機(jī)構(gòu)主要是在傳統(tǒng)采煤機(jī)的牽引傳動(dòng)箱殼體兩側(cè)安裝調(diào)姿液壓缸，圖1中O點(diǎn)為牽引傳動(dòng)箱殼體與采煤機(jī)機(jī)身的鉸接點(diǎn)，M和M'分別為左右調(diào)姿液壓缸與采煤機(jī)機(jī)身的鉸接點(diǎn)，N和N'分別為左右調(diào)姿液壓缸與牽引傳動(dòng)箱殼體的鉸接點(diǎn)。調(diào)姿液壓缸主要承擔(dān)的任務(wù)有兩個(gè):一是承受采煤機(jī)牽引機(jī)構(gòu)及整機(jī)的外部負(fù)載，其二是通過(guò)液壓缸的伸縮運(yùn)動(dòng)實(shí)現(xiàn)支撐點(diǎn)的上下浮動(dòng)，調(diào)姿機(jī)構(gòu)的添加可以保證導(dǎo)向滑靴［5］最大程度的與齒軌接觸，從而實(shí)現(xiàn)采煤機(jī)在煤層傾角較大的復(fù)雜地質(zhì)條件下具有較好的通過(guò)性。液壓調(diào)姿機(jī)構(gòu)的主要設(shè)計(jì)尺寸為L(zhǎng)=2 190 mm，L1=1 836 mm，L2=1 950 mm，λ=23°，ω=20°，通過(guò)估算液壓缸的受力，選擇液壓缸缸徑D=180 mm，桿徑d=100 mm。

2 仿真模型的建立

以某型號(hào)大功率、大采高采煤機(jī)為研究對(duì)象，分別建立常規(guī)牽引仿真和調(diào)姿牽引仿真兩種模型。該采煤機(jī)行走輪參數(shù)為:模數(shù)46.79 mm，齒數(shù)11，壓力角20°，齒寬75 mm，與行走輪配套的齒軌采用大節(jié)距的Ⅲ型銷齒。通過(guò)UGNX與ADAMS之間的數(shù)據(jù)接口，導(dǎo)入到ADAMS/View中［6－7］。模型導(dǎo)入后設(shè)置仿真參數(shù)，得到調(diào)姿牽引仿真模型，如圖2所示。

圖2 調(diào)姿牽引仿真模型Fig.2 Simulation model of adjustable posture traction

3 系統(tǒng)仿真參數(shù)的確定

3.1 碰撞力的計(jì)算

行走輪與銷齒動(dòng)態(tài)嚙合過(guò)程中，假設(shè)行走輪齒與銷齒的側(cè)隙為x，當(dāng)x＜0時(shí)，行走輪齒與銷齒發(fā)生接觸，產(chǎn)生碰撞力。在整個(gè)嚙合過(guò)程中，行走輪齒和銷齒相互之間的側(cè)隙為一變量，需要考慮碰撞物體間的能量損耗，基于Hertz碰撞理論的靜態(tài)接觸力的計(jì)算方法［8－10］，接觸碰撞力Fni主要由彈性分量和阻尼分量?jī)刹糠纸M成，加入阻尼項(xiàng)step(x，0，0，d，C)˙x，則得到接觸碰撞力

式中:K——輪齒碰撞剛度;

e——碰撞系數(shù);

x——最大阻尼時(shí)構(gòu)件的擊穿深度;

C——最大黏滯阻尼系數(shù)。

3.2 碰撞參數(shù)的確定

碰撞剛度

式(2)中，R為接觸點(diǎn)處的當(dāng)量曲率半徑，1/R=1/R1+1/R2，R1和R2分別為行走輪齒與銷齒接觸點(diǎn)的當(dāng)量半徑。

綜合彈性模量E*

式中:E1、E2——行走輪和齒軌材料的彈性模量;

μ1、μ2——行走輪和齒軌材料的泊松比。

行走輪與銷齒的嚙合變形主要發(fā)生在兩齒的主要嚙合區(qū)域，由Hertz接觸碰撞理論，根據(jù)施加在物體上的載荷P，相互碰撞的兩接觸體接觸點(diǎn)的距離x為［10］:

行走輪與銷齒結(jié)構(gòu)尺寸、材料物理特性如表1所示。

表1 行走輪與銷齒結(jié)構(gòu)尺寸及材料物理特性Table 1 Structure size and material physical properties of walking wheel and pin tooth

根據(jù)式(2)K=3.7×1010N/m3/2;碰撞系數(shù)e反應(yīng)材料的非線性程度，金屬與金屬材料碰撞取1.4;由于在行走輪與銷齒接觸碰撞后，阻尼快速達(dá)到峰值，并在整個(gè)嚙合過(guò)程中基本保持不變，所以最大阻尼時(shí)接觸體的擊穿深度x取值越小越好，推薦值x=0.01 mm;行走輪齒與銷齒嚙合碰撞時(shí)，阻尼器吸收的能量很小，取碰撞阻尼系數(shù)C為0。采煤機(jī)行走輪與齒軌嚙合類似于開(kāi)式齒輪傳動(dòng)，沒(méi)有任何潤(rùn)滑條件，且工作環(huán)境惡劣，動(dòng)摩擦系數(shù)取0.25、靜摩擦系數(shù)取0.3。

3.3 液壓缸參數(shù)的確定

調(diào)姿機(jī)構(gòu)的使用使得采煤機(jī)的運(yùn)動(dòng)不同于采煤機(jī)的常規(guī)牽引行走，文中主要研究調(diào)姿機(jī)構(gòu)的添加對(duì)采煤機(jī)運(yùn)動(dòng)特性的影響。液壓缸作為調(diào)姿牽引的重要組成部分，起到彈簧阻尼器作用，在仿真模型中通過(guò)建立彈簧阻尼器模擬調(diào)姿液壓缸，液壓缸的剛度特性和阻尼器特性是影響整個(gè)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)的主要因素。

液壓缸1和2的阻尼系數(shù)(Damping coefficient)ξ1和ξ2通過(guò)式(5)和式(6)進(jìn)行估算:

式中:FS1、FS2——油液缸1和2因阻尼作用消耗的力，N;

q——液壓缸有桿腔和無(wú)桿腔內(nèi)油液流量，mm3/s。

液壓缸1和2的剛度系數(shù)(Stiffness coefficient)KHC1和KHC2通過(guò)式(7)和式(8)計(jì)算:

式中:βe——油液有效體積彈性系數(shù)，取βe=0.7×103N/mm2;

V1、V2——液壓缸有桿腔和無(wú)桿腔內(nèi)油液體積，mm3;

A1、A2——液壓缸有桿腔和無(wú)桿腔有效作用面積，mm2。

4 仿真結(jié)果分析

4.1 行走速度和加速度的變化

采煤機(jī)以12 m/min的牽引速度向前行走工作，行走輪施加44.6(°)/s的角速度，使用step函數(shù)施加角速度ω驅(qū)動(dòng)，如圖3所示。采煤機(jī)機(jī)身施加與運(yùn)動(dòng)方向相反的牽引阻力F，為避免外負(fù)載突變，同時(shí)考慮采煤機(jī)在井下工作負(fù)載具有不確定性，從而導(dǎo)致采煤機(jī)整機(jī)運(yùn)動(dòng)的不平穩(wěn)性，采用能夠反映牽引阻力變化的梯形波信號(hào)，施加的牽引阻力如圖4所示。設(shè)置仿真時(shí)間為4 s，仿真步長(zhǎng)為1 500，仿真積分格式采用SI2。

從圖4采煤機(jī)行走速度和加速度變化曲線可以看出，調(diào)姿牽引機(jī)構(gòu)速度整體變化規(guī)律較常規(guī)牽引機(jī)構(gòu)趨于平穩(wěn)，調(diào)姿牽引的速度波動(dòng)幅值有所減小，說(shuō)明調(diào)姿機(jī)構(gòu)的使用改善了整個(gè)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)特性。常規(guī)牽引和調(diào)姿牽引加速度均在啟動(dòng)階段達(dá)到峰值，而后進(jìn)入平穩(wěn)嚙合階段，常規(guī)牽引時(shí)，穩(wěn)定嚙合階段加速度最大值為2.659 2m/s2，最小值為－3.822 8 m/s2;調(diào)姿牽引時(shí)，穩(wěn)定嚙合階段加速度最大值為2.26 m/s2，最小值為－2.086 2 m/s2，調(diào)姿牽引加速度波動(dòng)幅值明顯小于常規(guī)牽引，說(shuō)明使用調(diào)姿機(jī)構(gòu)時(shí)，整個(gè)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)過(guò)程趨于平穩(wěn)。

圖3 以step函數(shù)添加的速度驅(qū)動(dòng)和牽引阻力Fig.3 Speed and drag force of step function

圖4 采煤機(jī)行走速度和加速度變化曲線Fig.4 Walking speed and acceleration curve of shearer

4.2 行走輪與輪軌嚙合力的變化

圖5為行走輪與齒軌嚙合力變化曲線。從圖5可以看出，嚙合力一方面隨著牽引阻力的變化而改變，另一方面在單雙齒交替時(shí)呈周期性的改變。在起步階段行走輪與銷齒突然接觸碰撞，常規(guī)牽引和調(diào)姿牽引的嚙合力均有突變，但是調(diào)姿牽引的突變幅值明顯小于常規(guī)牽引。在外力突變情況下，調(diào)姿牽引在液壓缸的緩沖作用下，嚙合力的幅值變化有明顯衰減。同理遇到夾矸等復(fù)雜地質(zhì)條件，調(diào)姿機(jī)構(gòu)的添加可以有效減小行走輪與齒軌嚙合力的幅值變化，起到過(guò)載保護(hù)的作用。在進(jìn)入穩(wěn)定嚙合階段后，常規(guī)牽引和調(diào)姿牽引嚙合力的整體變化規(guī)律與輸入的牽引阻力變化規(guī)律相一致，且均在單、雙齒嚙合交替時(shí)間點(diǎn)幅值有偏大，同時(shí)可以看出調(diào)姿牽引嚙合力的平穩(wěn)性明顯好于常規(guī)牽引，曲線整體相對(duì)平滑，說(shuō)明調(diào)姿機(jī)構(gòu)可以有效降低嚙合力波動(dòng)幅值。

圖5 嚙合力變化曲線Fig.5 Change curves of meshing force

4.3 傳動(dòng)箱殼體擺角的變化

圖6為傳動(dòng)箱殼體擺角θ變化曲線。從圖6可以看出，隨著牽引阻力的變化，傳動(dòng)箱殼體的擺角會(huì)隨之發(fā)生變化，但改變很小，最大僅為0.298 7°。從牽引機(jī)構(gòu)啟動(dòng)到平穩(wěn)前進(jìn)，牽引傳動(dòng)箱殼體始終存在微小擺動(dòng)，并在單、雙齒交替嚙合時(shí)間點(diǎn)有略微明顯變化，在外負(fù)載不變的情況下，在單雙齒交替嚙合時(shí)，擺動(dòng)角度會(huì)有明顯波動(dòng)，但在外負(fù)載不斷增大或減小時(shí)，單雙齒交替嚙合時(shí)不會(huì)產(chǎn)生明顯的波動(dòng)變化，擺角整體變化平穩(wěn)，并未產(chǎn)生突變，說(shuō)明調(diào)姿機(jī)構(gòu)具有較好的剛度特性，調(diào)姿油缸的使用不影響整個(gè)牽引系統(tǒng)的正常運(yùn)行。

圖6 傳動(dòng)箱殼體縱向擺角的變化曲線Fig.6 Change curve of transmission case shell swinging angle

4.4 液壓缸負(fù)載的變化

圖7為調(diào)姿液壓缸1和2的負(fù)載變化曲線。從兩組曲線可以看出，兩個(gè)液壓缸受力方向完全相反，液壓缸1承受沿液壓缸向里的壓力F1，液壓缸2承受沿液壓缸向外的拉力F2，在整個(gè)仿真過(guò)程中液壓缸受力相對(duì)平穩(wěn)，隨添加的牽引阻力的變化而改變，液壓缸1和2最大受力分別為277.61和－532.674 kN。

圖7 液壓缸受力曲線Fig.7 Hydraulic cylinder force curve

4.5 不同頻率對(duì)牽引機(jī)構(gòu)的影響

從上述仿真曲線可以看出，嚙合碰撞力變化顯著，在單雙齒交替時(shí)具有明顯的周期性，行走輪與齒軌嚙合的周期T約為0.73 s，則嚙合頻率f≈1.37 Hz。綜采工作面復(fù)雜且具有不確定性，當(dāng)遇到夾矸等復(fù)雜地質(zhì)工況，牽引負(fù)載變化頻率會(huì)出現(xiàn)等于或大于行走輪與齒軌嚙合頻率的情況，為研究調(diào)姿機(jī)構(gòu)對(duì)該種特殊工況的適應(yīng)性，對(duì)牽引阻力變化頻率f分別為1.37 Hz和2 Hz的高頻信號(hào)輸入情況進(jìn)行仿真。輸入同樣的仿真參數(shù)，改變牽引阻力的波動(dòng)頻率，不同頻率的牽引負(fù)載輸入信號(hào)曲線如圖8所示。

圖8 以step函數(shù)添加的高頻牽引阻力Fig.8 Tractive resistance of step function

圖9和10分別為高頻牽引阻力條件下，常規(guī)牽引和調(diào)姿牽引的速度和加速度變化曲線。

圖9 常規(guī)牽引的速度和加速度變化曲線Fig.9 Walking speed and acceleration curves of conventional traction mechanism

圖10 調(diào)姿牽引的速度和加速度變化曲線Fig.10 Walking speed and acceleration curves of posture adjustment traction mechanism

從圖9可以看出，采煤機(jī)的行走速度和加速度受牽引阻力波動(dòng)頻率變化的影響很小，整體變化規(guī)律基本保持不變，穩(wěn)定嚙合階段行走速度始終圍繞0.2 m/s上下波動(dòng)，且呈周期性變化。當(dāng)f=1.37 Hz，穩(wěn)定嚙合階段行走速度最大值為0.222 m/s，最小值為0.179 7 m/s，均值為0.199 8 m/s;當(dāng)f=2 Hz，穩(wěn)定嚙合階段行走速度最大值為0.224 1 m/s，最小值為0.177 1 m/s，均值為0.199 8 m/s。加速度變化除在啟動(dòng)時(shí)有一段較大的波動(dòng)外，穩(wěn)定嚙合時(shí)相對(duì)穩(wěn)定，沒(méi)有突變等情況的發(fā)生，但是整體幅值均大于f=0.3 Hz時(shí)的情況，說(shuō)明牽引阻力波動(dòng)頻率增大，降低了整機(jī)運(yùn)動(dòng)的平穩(wěn)性。對(duì)比兩圖可以看出，調(diào)姿牽引時(shí)，牽引阻力波動(dòng)頻率的改變影響行走速度曲線的變化規(guī)律，負(fù)載頻率越高，行走速度的曲線變化規(guī)律越不明顯，但始終圍繞0.2 m/s波動(dòng)，波動(dòng)幅值變化不大。對(duì)比常規(guī)牽引的加速度，調(diào)姿牽引幅值有明顯降低，采煤機(jī)運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)性有所提高，起步階段的加速度的振動(dòng)時(shí)間減小且平穩(wěn)，說(shuō)明調(diào)姿機(jī)構(gòu)的添加可以有效緩解負(fù)載波動(dòng)頻率較大時(shí)引起的運(yùn)動(dòng)不平穩(wěn)性。

圖11a、b分別為高頻牽引阻力條件下，常規(guī)牽引機(jī)構(gòu)和調(diào)姿牽引機(jī)構(gòu)嚙合力的變化曲線。從圖11可以看出，在行走輪與銷齒剛剛接觸碰撞時(shí)，嚙合力的幅值有一定突變，之后的變化規(guī)律隨牽引阻力的變化而改變。嚙合力大小受牽引負(fù)載的影響較大，嚙合力的整體變化規(guī)律同牽引阻力波動(dòng)的梯形波信號(hào)相一致，但是曲線會(huì)出現(xiàn)突出尖點(diǎn)，該尖點(diǎn)為單雙齒交替嚙合時(shí)產(chǎn)生，具有一定的周期性。對(duì)比圖11a、b可以看出，常規(guī)牽引和調(diào)姿牽引的嚙合力曲線整體變化規(guī)律基本相同，但調(diào)姿牽引的仿真曲線更為平滑，起步階段的嚙合力突變幅值也十分小，說(shuō)明調(diào)姿牽引機(jī)構(gòu)的添加可以有效緩沖嚙合力的突變情況。

圖11 牽引機(jī)構(gòu)嚙合力變化曲線Fig.11 Meshing force change curves of traction mechanism

進(jìn)一步對(duì)調(diào)姿液壓缸受力進(jìn)行仿真，其曲線整體變化規(guī)律與對(duì)應(yīng)負(fù)載波動(dòng)頻率的輸入信號(hào)規(guī)律相同，在單雙齒交替嚙合時(shí)，液壓缸受力會(huì)有微小波動(dòng)，波動(dòng)頻率等于行走輪與齒軌嚙合力的變化。當(dāng)f=1.37 Hz，液壓缸1和2最大受力分別為277.76和－533.09 kN;當(dāng)f=2 Hz，液壓缸1和2最大受力分別為277.85和－533.30 kN。

當(dāng)采煤機(jī)向左牽引行走時(shí)，受施加的牽引阻力的作用，傳動(dòng)箱殼體始終有向右側(cè)的微擺動(dòng)，使傳動(dòng)箱殼體與水平方向的夾角變小，夾角的整體波動(dòng)情況同牽引負(fù)載輸入信號(hào)的波動(dòng)情況相同，說(shuō)明殼體的擺動(dòng)受外部牽引阻力的變化影響較大。當(dāng)f=1.37 Hz，擺角最大值為0.296 9°;當(dāng)f=2 Hz，擺角最大值為0.298 6°，則說(shuō)明調(diào)姿機(jī)構(gòu)具有一定的剛度特性，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)可以滿足系統(tǒng)的正常工作。

4.6 可行性分析

通過(guò)上述仿真結(jié)果可知，使用調(diào)姿機(jī)構(gòu)后，采煤機(jī)的行走特性得到了改善，其運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)性有所提高，同時(shí)銷齒的嚙合力有所降低，在實(shí)現(xiàn)采煤機(jī)機(jī)身姿態(tài)調(diào)整的同時(shí)，可以提高采煤機(jī)行走機(jī)構(gòu)使用壽命和整機(jī)工作的可靠性。在相同的牽引速度，外部牽引負(fù)載和系統(tǒng)參數(shù)下，適當(dāng)調(diào)低液壓缸阻尼系數(shù)，行走輪與銷齒嚙合的行走速度和加速度、嚙合力和液壓缸受力的波動(dòng)中心都基本保持不變，而幅值在起步階段卻有了很大的波動(dòng)，尤其施加的牽引阻力頻率較大的情況下，起步階段的波動(dòng)時(shí)間更長(zhǎng)、更劇烈，在起步后調(diào)整一段時(shí)間才能進(jìn)入穩(wěn)定嚙合階段，穩(wěn)定后的嚙合階段整體波動(dòng)不大，與降低液壓缸阻尼系數(shù)之前的仿真結(jié)果基本一致，從兩者之間的差異可以看出，在保證調(diào)姿機(jī)構(gòu)具有足夠承載能力的前提下，較高的液壓缸阻尼系數(shù)有利于行走輪與銷齒的運(yùn)行，但是在較低的液壓缸阻尼系數(shù)條件下，仿真得到的結(jié)果仍在工程允許范圍內(nèi)，進(jìn)一步證明了該調(diào)姿機(jī)構(gòu)添加的可行性。

5 結(jié)論

(1)實(shí)現(xiàn)采煤機(jī)機(jī)身姿態(tài)調(diào)整液壓調(diào)姿牽引機(jī)構(gòu)，突破了常規(guī)無(wú)鏈牽引不能實(shí)現(xiàn)機(jī)身調(diào)姿的束縛，在實(shí)現(xiàn)機(jī)身姿態(tài)調(diào)整的同時(shí)，有效改善牽引機(jī)構(gòu)的受力狀態(tài)，減少過(guò)載等故障的發(fā)生。該液壓調(diào)姿牽引機(jī)構(gòu)的提出可為采煤機(jī)的發(fā)展提供新思路。

(2)建立了調(diào)姿牽引的仿真模型。常規(guī)牽引和調(diào)姿牽引的主要運(yùn)動(dòng)參數(shù)的仿真結(jié)果證明，調(diào)姿牽引可以改善了對(duì)采煤機(jī)的運(yùn)動(dòng)特性，能夠提高采煤機(jī)運(yùn)動(dòng)的平穩(wěn)性;且在牽引阻力不斷波動(dòng)的情況下，調(diào)姿機(jī)構(gòu)仍具有一定剛度特性，滿足整機(jī)的運(yùn)動(dòng)要求;牽引阻力波動(dòng)頻率較大時(shí)，調(diào)姿機(jī)構(gòu)可以有效緩沖波動(dòng)過(guò)程中運(yùn)動(dòng)參數(shù)產(chǎn)生的突變。

(3)分析了液壓缸阻尼系數(shù)對(duì)主要運(yùn)動(dòng)參數(shù)的影響，得到較低的液壓缸阻尼系數(shù)會(huì)引起運(yùn)動(dòng)起步階段的不平穩(wěn)性，且牽引阻力波動(dòng)的頻率越大，波動(dòng)的幅值會(huì)越大，波動(dòng)時(shí)間會(huì)更長(zhǎng)，但均在工程允許范圍內(nèi)，說(shuō)明液壓缸阻尼系數(shù)不可以取值過(guò)低。該變化規(guī)律可以為調(diào)姿機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考依據(jù)。

［1］ 趙亞?wèn)|，譚超，徐建超.采煤機(jī)行走輪失效分析及改進(jìn)方法［J］.煤礦機(jī)械，2011，32(5):167－168.

［2］ 黃中華，張曉建，周玉軍.漸開(kāi)線齒輪嚙合碰撞力仿真［J］.中南大學(xué)學(xué)報(bào):自然科學(xué)版，2011，42(2):379－383.

［3］ 王振乾.滾筒式采煤機(jī)行走機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)分析及強(qiáng)度研究［D］.北京:煤炭科學(xué)研究總院，2007.

［4］ 成鳳鳳，楊兆建，王淑平，等.采煤機(jī)牽引輪與刮板輸送機(jī)銷軌的嚙合仿真［J］.煤礦機(jī)械，2013，34(7):55－57.

［5］ 劉春生，王旭東.采煤機(jī)牽引導(dǎo)向滑靴配合間隙設(shè)計(jì)［J］.煤礦機(jī)械，2005，10(1):4－5.

［6］ 張丹，田操，孫月華，等.銷軌彎曲角對(duì)采煤機(jī)行走機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)特性的影響［J］.黑龍江科技大學(xué)學(xué)報(bào)，2014，24(3):262－266.

［7］ ZHANG DAN，SHU HENGHAI，LIU CHUNGSHENG.Modeling and kinematics simulation of shearer’s travelling mechanism based on virtual prototyping technology［C］//Advanced Materials Research.Bei Hai:ICAMMP2012，2012.

［8］ 周甲偉，劉瑜，劉送永，等.采煤機(jī)行走機(jī)構(gòu)動(dòng)態(tài)嚙合特性分析［J］.工程設(shè)計(jì)學(xué)報(bào)，2013，20(3):230－235.

［9］ ZHANG DAN，HU SHENGHAI，LIU CHUNGSHENG，et al.E-lastic model of shearer walking mechanism and traction characteristics［J］.International Journal of Applied Mathematics and Statistics，2013，51(4):462－472.

［10］ 李三群，賈長(zhǎng)治，武彩崗，等.基于虛擬樣機(jī)技術(shù)的齒輪嚙合動(dòng)力學(xué)仿真研究［J］.系統(tǒng)仿真學(xué)報(bào)，2007，19(4):901－904.