易園園， 秦大同， 劉長釗， 賈涵杰

(重慶大學(xué) 機(jī)械傳動(dòng)國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，重慶 400044)

滾筒式采煤機(jī)是機(jī)械化、現(xiàn)代化采煤的主要裝備，被廣泛應(yīng)用于不同地質(zhì)條件下的煤炭開采，其性能的優(yōu)劣直接影響采煤生產(chǎn)率以及企業(yè)的經(jīng)濟(jì)效益。由于工作環(huán)境惡劣和工況復(fù)雜多變，采煤機(jī)承受強(qiáng)沖擊、重載荷，導(dǎo)致傳動(dòng)系統(tǒng)故障率居高不下[1-2]。為適應(yīng)更加復(fù)雜的工作條件，提高可靠性，有必要研究不同工況下采煤機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性。

目前研究者已對(duì)采煤機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)展開了廣泛研究：劉長釗等[3]通過仿真和試驗(yàn)研究了電動(dòng)機(jī)-齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的連接剛度和阻尼以及齒輪嚙合剛度對(duì)截割部機(jī)電傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)特性的影響；楊陽等[4]設(shè)計(jì)了一種機(jī)電液短程截割傳動(dòng)系統(tǒng)，并進(jìn)行了系統(tǒng)調(diào)速性能和應(yīng)對(duì)突變工況性能的仿真和效率分析；周笛等[5]基于牽引部傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)響應(yīng)，研究了系統(tǒng)首次運(yùn)轉(zhuǎn)和長期運(yùn)轉(zhuǎn)的可靠性變化規(guī)律；張業(yè)林[6]分析比較了不同太陽輪故障對(duì)截割部行星齒輪機(jī)構(gòu)動(dòng)態(tài)特性的影響；趙麗娟等[7]考慮截割部和牽引部殼體的彈性，采用adams建立了采煤機(jī)整機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)的剛?cè)狁詈夏Ｐ?，分析了系統(tǒng)在截割含夾矸煤層工況下的振動(dòng)響應(yīng)和殼體上應(yīng)力分布?？梢钥闯?，這些研究大多只考慮負(fù)載端載荷變化給系統(tǒng)帶來的動(dòng)態(tài)激勵(lì)作用，很少考慮驅(qū)動(dòng)電機(jī)動(dòng)態(tài)特性對(duì)系統(tǒng)的影響；文獻(xiàn)[7]雖然建立了整機(jī)機(jī)械系統(tǒng)的虛擬樣機(jī)模型，但是沒有考慮截割部和牽引部之間的載荷傳遞及相互作用。由于實(shí)際運(yùn)行中采煤機(jī)由截割電機(jī)和牽引電機(jī)提供動(dòng)力，截割部滾筒旋轉(zhuǎn)割煤的同時(shí)，通過牽引部行走輪與刮板輸送機(jī)銷排嚙合實(shí)現(xiàn)向前推進(jìn)，兩者協(xié)同作業(yè)，共同影響整機(jī)的負(fù)載狀態(tài)和振動(dòng)特性。因此，要系統(tǒng)并全面地了解采煤機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性，需要將截割部和牽引部的電機(jī)-傳動(dòng)系統(tǒng)聯(lián)合起來進(jìn)行分析。

本文在考慮電機(jī)電磁特性、煤層截割阻抗變化、傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)、時(shí)變嚙合剛度和齒側(cè)間隙等因素的基礎(chǔ)上，建立了采煤機(jī)截割-牽引耦合系統(tǒng)機(jī)電動(dòng)力學(xué)模型；仿真并分析了系統(tǒng)在啟動(dòng)、滾筒負(fù)載突變和截割電機(jī)堵轉(zhuǎn)等瞬態(tài)過程中的機(jī)電動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性，并通過采煤機(jī)割煤試驗(yàn)驗(yàn)證了動(dòng)力學(xué)仿真結(jié)果的正確性。所得結(jié)果為采煤機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計(jì)和整機(jī)運(yùn)行控制奠定了基礎(chǔ)。

1 采煤機(jī)截割-牽引耦合系統(tǒng)機(jī)電動(dòng)力學(xué)模型

1.1 截割部、牽引部機(jī)電耦合動(dòng)力學(xué)模型

圖1(a)和(b)分別為MG300/700-QWD型電牽引滾筒式采煤機(jī)截割部和牽引部的傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)示意，采用集中參數(shù)法建立系統(tǒng)純扭轉(zhuǎn)動(dòng)力學(xué)模型。圖中，θi為構(gòu)件i(i=1，2，…，17，sx，rx，cx，pnx，j，d，q，b)的轉(zhuǎn)角，θi=φi+φi，φi是構(gòu)件i的剛體轉(zhuǎn)動(dòng)角位移，φi是構(gòu)件i的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)角位移。kN和cN分別為軸N(N=1，2，…，10)的扭轉(zhuǎn)剛度和扭轉(zhuǎn)阻尼；yb為機(jī)身位移；mb為整機(jī)質(zhì)量；Ji為構(gòu)件i的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；Td為滾筒負(fù)載轉(zhuǎn)矩；Fb為單側(cè)牽引阻力。

(a) 截割部傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型

(b) 牽引部傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型

區(qū)別于以往研究者采用集中參數(shù)法建立的齒輪系統(tǒng)振動(dòng)模型[8]，本文基于Liu等[9]的研究，依據(jù)牛頓第二定律建立截割部和牽引部傳動(dòng)系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)-轉(zhuǎn)動(dòng)動(dòng)力學(xué)模型，以便考慮驅(qū)動(dòng)電機(jī)的轉(zhuǎn)速變化特性對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)響應(yīng)的影響。建立的傳動(dòng)系統(tǒng)中各類型構(gòu)件的動(dòng)力學(xué)方程如式(1)～式(4)。

行星齒輪機(jī)構(gòu)的動(dòng)力學(xué)方程

(1)

平行軸齒輪副的動(dòng)力學(xué)方程

(2)

滾筒d的動(dòng)力學(xué)方程

(3)

機(jī)身b的動(dòng)力學(xué)方程

(4)

式中：下標(biāo)s、r、c、pn分別表示太陽輪、齒圈、行星架、第n個(gè)行星輪；下標(biāo)x=j、q，分別對(duì)應(yīng)截割部和牽引部；F、r、α分別為齒輪副嚙合力、齒輪基圓半徑、嚙合角；TN和TN+1分別為軸N和軸N+1承受的轉(zhuǎn)矩；krtx和crtx分別為齒圈的切向支撐剛度和支撐阻尼；rcx為行星輪中心分布圓的半徑；下標(biāo)i、i+1、i-1分別表示齒輪i以及與之相鄰的齒輪；ui、vi取值隨齒輪i在傳動(dòng)系統(tǒng)中所處的位置而定，可取0或1。

將式(1)、(2)、(3)和式(1)、(2)、(4)分別通過各構(gòu)件之間的傳動(dòng)軸建立聯(lián)系并組裝，可分別得到截割部和牽引部傳動(dòng)系統(tǒng)矩陣形式的彈性動(dòng)力學(xué)方程

(5)

(6)

式中：Q、M、C、K、F分別為系統(tǒng)廣義坐標(biāo)向量、質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣、剛度矩陣和外載荷向量；下標(biāo)j、q分別對(duì)應(yīng)截割部和牽引部。

截割電機(jī)和牽引電機(jī)均采用鼠籠式三相異步電動(dòng)機(jī)。在dq坐標(biāo)系建立三相異步電機(jī)動(dòng)態(tài)數(shù)學(xué)模型[10]，其等效電路如圖2所示，其電壓方程、磁鏈方程、電磁轉(zhuǎn)矩方程如式(7)。

(a) d軸電路

(b) q軸電路

Tex=1.5p(ΨdsIqs-ΨqsIds)

(7)

電機(jī)和傳動(dòng)系統(tǒng)之間通過電機(jī)軸連接，存在如圖3所示的耦合關(guān)系，其對(duì)應(yīng)的關(guān)系式如式(8)、(9)。將式(5)、(7)、(8)和式(6)、(7)、(9)分別組裝在一起，可分別得到截割部和牽引部的機(jī)電耦合動(dòng)力學(xué)模型。

圖3 電機(jī)和傳動(dòng)系統(tǒng)耦合關(guān)系

(8)

(9)

式中：Tex為電機(jī)電磁轉(zhuǎn)矩，x=j，q，分別對(duì)應(yīng)截割部和牽引部；T1、T6分別為截割電機(jī)軸和牽引電機(jī)軸的負(fù)載轉(zhuǎn)矩。

1.2 截割-牽引耦合系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型

采煤機(jī)截割部滾筒旋轉(zhuǎn)割煤的同時(shí)，通過牽引部向前推進(jìn)，根據(jù)其工作原理可知，截割部和牽引部之間存在如圖4所示的運(yùn)動(dòng)學(xué)耦合關(guān)系：滾筒轉(zhuǎn)速和牽引速度共同決定了截齒切削厚度，而截齒切削厚度影響滾筒負(fù)載轉(zhuǎn)矩和牽引阻力，進(jìn)而影響截割部和牽引部傳動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)響應(yīng)。

圖4 截割部和牽引部的耦合作用關(guān)系

Fig.4 Coupling relationship between the cutting unit and the haulage unit of a coal shearer

其中，截齒平均切削厚度hz[11]、截齒平均截割阻力Fz、滾筒負(fù)載轉(zhuǎn)矩Td以及單側(cè)牽引阻力Fb[12]的計(jì)算式分別為

(10)

通過式(10)將式(5)中的變量θd和式(6)中的變量yb建立聯(lián)系，可將截割部和牽引部關(guān)聯(lián)起來，聯(lián)立式(5)至式(10)從而得到采煤機(jī)截割-牽引耦合系統(tǒng)模型。

2 系統(tǒng)內(nèi)部載荷和邊界條件

2.1 齒輪副嚙合力

基于Liang等[13]的研究，采用能量法計(jì)算直齒輪副嚙合剛度，然后表示成傅里葉級(jí)數(shù)的形式。以往研究者大多將嚙合剛度設(shè)定為時(shí)間的函數(shù)，這需要預(yù)先知道齒輪轉(zhuǎn)速隨時(shí)間的變化規(guī)律，當(dāng)傳動(dòng)系統(tǒng)在電機(jī)的驅(qū)動(dòng)下作變轉(zhuǎn)速運(yùn)動(dòng)時(shí)，嚙合剛度的周期具有隨機(jī)性和時(shí)變性，不宜再采用時(shí)間表示；而不論轉(zhuǎn)速是否變動(dòng)，可以認(rèn)為嚙合剛度始終隨齒輪轉(zhuǎn)角周期性變化，因此本文將嚙合剛度表示成齒輪副中主動(dòng)輪轉(zhuǎn)角θp的函數(shù)，即

(11)

Kahraman等[14]已經(jīng)證明了可以忽略嚙合阻尼的時(shí)變性，因此將齒輪副嚙合阻尼的計(jì)算式[15]表示為

(12)

式中：ζpg為嚙合阻尼比，本文取為0.07；mp和mg分別為主、從動(dòng)輪的質(zhì)量。

考慮齒輪副工作面接觸、分離和非工作面接觸等非線性嚙合狀態(tài)，其嚙合線方向如圖5所示。

圖5 齒輪副嚙合線方向

為區(qū)別嚙合狀態(tài)，定義工作面接觸時(shí)嚙合力為正值，非工作面接觸時(shí)嚙合力為負(fù)值，并考慮非工作面接觸時(shí)嚙合剛度的相位差[16]，則一對(duì)齒輪的法向嚙合力為

δpg=rpθp-rgθg

(13)

式中:b是齒側(cè)間隙；δpg是嚙合線上兩齒輪的相對(duì)位移；rp和rg分別為主、從動(dòng)輪的基圓半徑。

2.2 軸傳遞的轉(zhuǎn)矩

軸N的扭轉(zhuǎn)剛度和扭轉(zhuǎn)阻尼的計(jì)算式[17]分別為

(14)

則軸N所傳遞的轉(zhuǎn)矩計(jì)算式為

(15)

2.3 各種工況施加的邊界條件

考慮采煤機(jī)工況條件的復(fù)雜性和多變性，選擇電機(jī)啟動(dòng)、滾筒負(fù)載突變和截割電機(jī)堵轉(zhuǎn)等工況進(jìn)行研究。各種工況制定的邊界條件如下：

電機(jī)啟動(dòng)工況：令煤層截割阻抗為0，截割電機(jī)采用直接啟動(dòng)方式，牽引電機(jī)采用變頻啟動(dòng)，變頻器設(shè)定的電機(jī)轉(zhuǎn)速變化率為300 r/min/s，目標(biāo)牽引速度為4 m/min。

滾筒負(fù)載突變工況：通過牽引電機(jī)變頻器設(shè)定牽引速度為6 m/min，令煤層截割阻抗在2 s時(shí)由220 kN/m突增為300 kN/m，以模擬滾筒由軟煤層截割到硬煤層時(shí)系統(tǒng)受到的沖擊。

截割電機(jī)堵轉(zhuǎn)工況：令煤層截割阻抗在2 s時(shí)由220 kN/m突增為660 kN/m，使?jié)L筒負(fù)載轉(zhuǎn)矩由額定值突變?yōu)轭~定值的3倍，以模擬滾筒被煤巖卡死時(shí)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性。

3 不同工況仿真結(jié)果分析

根據(jù)前面建立的數(shù)學(xué)模型，在MATLAB /Simulink仿真平臺(tái)搭建截割-牽引耦合系統(tǒng)的仿真模型。牽引電機(jī)采用由仿真平臺(tái)提供的DTC變頻調(diào)速電機(jī)模塊，使用的主要技術(shù)參數(shù)見表1。針對(duì)不同工況，對(duì)模型施加相應(yīng)的邊界條件，并采用4-5階Runge-Kutta算法進(jìn)行求解。

表1 采煤機(jī)主要參數(shù)

3.1 電機(jī)啟動(dòng)

圖6給出的分別是啟動(dòng)過程中截割電機(jī)和牽引電機(jī)的轉(zhuǎn)速和電磁轉(zhuǎn)矩。由于啟動(dòng)時(shí)滾筒負(fù)載轉(zhuǎn)矩為零，截割電機(jī)只需提供加速力矩拖動(dòng)傳動(dòng)系統(tǒng)和滾筒升速至最大值，之后電磁轉(zhuǎn)矩恢復(fù)到零附近。而受機(jī)身自重引起的摩擦力影響牽引阻力不為零，因此牽引電機(jī)需提供加速力矩和克服牽引阻力的力矩，待牽引速度達(dá)到目標(biāo)值后加速力矩消失，牽引阻力不變。

(a) 截割電機(jī)轉(zhuǎn)速和電磁轉(zhuǎn)矩

(b) 牽引電機(jī)轉(zhuǎn)速和電磁轉(zhuǎn)矩

在截割電機(jī)啟動(dòng)初始階段，電磁轉(zhuǎn)矩發(fā)生劇烈振蕩，振蕩頻率為50 Hz，幅值達(dá)到電機(jī)額定轉(zhuǎn)矩的2.3倍，給電機(jī)帶來較大沖擊。這與文獻(xiàn)[18-19]中異步電機(jī)啟動(dòng)試驗(yàn)及仿真所得結(jié)果類似，驗(yàn)證了本文所建電機(jī)模型的正確性。相比之下，牽引電機(jī)啟動(dòng)過程則要平穩(wěn)得多，電磁轉(zhuǎn)矩最大值僅為額定值的0.42倍。可知，由于啟動(dòng)方式不同，截割電機(jī)和牽引電機(jī)在啟動(dòng)階段受到的沖擊也不同；為減小啟動(dòng)沖擊，截割電機(jī)可嘗試采用減壓啟動(dòng)、軟啟動(dòng)等方式[20]。

圖7所示分別為電機(jī)啟動(dòng)過程中截割部和牽引部傳動(dòng)系統(tǒng)中齒圈-行星輪嚙合剛度、嚙合力及其時(shí)頻分布。在截割電機(jī)啟動(dòng)初期，電磁轉(zhuǎn)矩高頻振蕩使截割部齒圈-行星輪發(fā)生連續(xù)的脫嚙現(xiàn)象，但由于滾筒的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量較大，使電機(jī)轉(zhuǎn)速波動(dòng)較小，脫嚙引起的單邊沖擊力并不大；在截割電機(jī)轉(zhuǎn)速達(dá)到最大值后，電磁轉(zhuǎn)矩在恢復(fù)至零的過程中再次產(chǎn)生波動(dòng)，使截割部齒圈-行星輪發(fā)生雙邊沖擊現(xiàn)象，將給采煤機(jī)系統(tǒng)帶來振動(dòng)噪聲；直到電機(jī)轉(zhuǎn)速達(dá)到穩(wěn)定，傳動(dòng)系統(tǒng)處于輕載狀態(tài)，此時(shí)再次發(fā)生脫嚙現(xiàn)象，但沖擊力幅值較小。相比之下，牽引部傳動(dòng)系統(tǒng)在經(jīng)歷啟動(dòng)沖擊之后快速進(jìn)入平穩(wěn)運(yùn)行狀態(tài)。從時(shí)頻圖可以看出，隨著電機(jī)轉(zhuǎn)速升高，傳動(dòng)系統(tǒng)嚙合頻率及其倍頻呈逐漸增大趨勢(shì)；1倍嚙合頻率對(duì)應(yīng)的幅值較大，在時(shí)頻圖中顏色較深，而高次諧波的幅值較小，在時(shí)頻圖中顏色較淺。

(a) 截割部齒圈-行星輪嚙合力和嚙合剛度

(b) 截割部齒圈-行星輪嚙合力的時(shí)頻分布

(c) 牽引部齒圈-行星輪嚙合力和嚙合剛度

(d) 牽引部齒圈-行星輪嚙合力的時(shí)頻分布

圖7 啟動(dòng)時(shí)傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性

Fig.7 Dynamic behavior of the transmission systems in the run-up regime

3.2 滾筒負(fù)載突變

圖8所示分別為滾筒負(fù)載突變時(shí)截割電機(jī)和牽引電機(jī)電流有效值的變化。從圖中標(biāo)明的數(shù)值可以看出：當(dāng)煤層截割阻抗在2 s時(shí)由220 kN/m增大36%到300 kN/m后，截割電機(jī)電流由177.4 A增大34%到237.4 A，而牽引電機(jī)電流由41.5 A增大16%到48.3 A；表明截割阻抗突增后滾筒負(fù)載比牽引阻力增大的幅度更大。從式(10)可以看出，這是由于滾筒負(fù)載與截割阻抗基本成正比例關(guān)系，而牽引阻力包含機(jī)身重量貢獻(xiàn)量和滾筒負(fù)載貢獻(xiàn)量兩部分，使?fàn)恳枇κ芡饨鐢_動(dòng)的影響較小。因此在設(shè)計(jì)采煤機(jī)時(shí)，為保證系統(tǒng)的可靠性，截割部(包括傳動(dòng)系統(tǒng)、電機(jī)、殼體等)應(yīng)比牽引部取更大的使用系數(shù)。

圖8 滾筒負(fù)載突變時(shí)電機(jī)電流有效值

Fig.8 RMS current of the motors during the sudden change of the drum load

圖9所示分別為滾筒負(fù)載突變時(shí)截割部齒輪9(如圖1(a)中所指)和牽引部行走輪的振動(dòng)加速度均方根值的變化。截割阻抗增大后，滾筒負(fù)載和牽引阻力均隨之增大，使截割部和牽引部傳動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)加劇。表明通過監(jiān)測電流和振動(dòng)信號(hào)都可以反饋采煤機(jī)的負(fù)載狀態(tài)，當(dāng)監(jiān)測到系統(tǒng)過載時(shí)，應(yīng)對(duì)采煤機(jī)進(jìn)行調(diào)速降載以保護(hù)傳動(dòng)系統(tǒng)。

圖9 滾筒負(fù)載突變時(shí)傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性

Fig.9 Dynamic behavior of the transmission systems during the sudden change of the drum load

3.3 截割電機(jī)堵轉(zhuǎn)

圖10給出的分別是截割電機(jī)堵轉(zhuǎn)時(shí)電機(jī)的轉(zhuǎn)速、電磁轉(zhuǎn)矩和電流有效值、截割部齒圈-行星輪嚙合力及嚙合剛度。當(dāng)煤層截割阻抗在2 s時(shí)由220 kN/m增大到660 kN/m后，負(fù)載轉(zhuǎn)矩超過了截割電機(jī)允許的最大過載轉(zhuǎn)矩，截割電機(jī)轉(zhuǎn)速和電磁轉(zhuǎn)矩快速下降，電流快速增大；在此過程中截割部傳動(dòng)系統(tǒng)承受約0.5 s的極限載荷，這要求傳動(dòng)系統(tǒng)具有足夠的過載能力。0.5 s后，截割電機(jī)轉(zhuǎn)速在零附近波動(dòng)，使傳動(dòng)系統(tǒng)發(fā)生雙邊沖擊現(xiàn)象；最終系統(tǒng)停止轉(zhuǎn)動(dòng)，電機(jī)電磁轉(zhuǎn)矩和傳動(dòng)系統(tǒng)內(nèi)部載荷降低，但電流增大為原來的3.68倍。這與文獻(xiàn)[21]中異步電機(jī)堵轉(zhuǎn)仿真結(jié)果類似，驗(yàn)證了本文結(jié)果的正確性。堵轉(zhuǎn)之后若不及時(shí)斷開截割電機(jī)的電源開關(guān)，電機(jī)有可能因電流過大而被燒毀，所以應(yīng)在電路中裝設(shè)過流保護(hù)裝置。

(a) 截割電機(jī)的轉(zhuǎn)速、電磁轉(zhuǎn)矩和電流有效值

(b) 截割部齒圈-行星輪嚙合力和嚙合剛度

Fig.10 Electromechanical dynamic behavior of the system in the locked-rotor regime

使用系數(shù)KA是考慮由于原動(dòng)機(jī)和工作機(jī)械的載荷變動(dòng)、沖擊、過載等對(duì)齒輪產(chǎn)生的外部附加動(dòng)載荷的系數(shù)[22]。定義齒輪副的使用系數(shù)KA的計(jì)算式[23]為

(16)

圖11所示為滾筒受到?jīng)_擊載荷瞬間從電機(jī)端到滾筒端各級(jí)齒輪副的使用系數(shù)?？梢钥闯觯娇拷姍C(jī)端，齒輪副的使用系數(shù)越大，表明高速級(jí)齒輪受滾筒上沖擊載荷的影響比低速級(jí)要大，因此在設(shè)計(jì)傳動(dòng)系統(tǒng)時(shí)高速級(jí)應(yīng)取較大的安全系數(shù)。

4 采煤機(jī)割煤試驗(yàn)

為驗(yàn)證動(dòng)力學(xué)仿真結(jié)果的正確性，在試驗(yàn)用采煤機(jī)上進(jìn)行截割試驗(yàn)，利用煤層厚度突變來實(shí)現(xiàn)滾筒負(fù)載突變工況。試驗(yàn)裝置及傳感器布置如圖12所示，在截割部齒輪9和牽引部行走輪的軸承座附近殼體上分別布置振動(dòng)加速度傳感器，采用LMS Test.Lab數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)實(shí)時(shí)采集振動(dòng)信號(hào)，并對(duì)傳感器及數(shù)據(jù)采集裝置采取必要的防護(hù)措施。

圖11 沖擊瞬間各級(jí)齒輪副的使用系數(shù)

Fig.11 Application factors for every stage of gear pair in the impact moment

(a) 模擬負(fù)載突變的煤壁

(b) 振動(dòng)加速度傳感器布置

圖13給出了通過電流傳感器讀取的截割電機(jī)和牽引電機(jī)電流以及測得的傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)加速度均方根值的變化曲線。煤層厚度增大后，截割電機(jī)電流變?yōu)樵瓉淼?.3倍，而牽引電機(jī)電流變?yōu)樵瓉淼?.1倍；表明截割部受外界擾動(dòng)的影響比牽引部更大，與根據(jù)圖8所得結(jié)論一致。通過與圖8、圖9對(duì)比可知，仿真和試驗(yàn)獲得的電信號(hào)和振動(dòng)信號(hào)變化趨勢(shì)相似(幅值差別較大的原因：一是試驗(yàn)用機(jī)和本文仿真對(duì)象機(jī)型的型號(hào)不同，二是考慮試驗(yàn)成本，試驗(yàn)時(shí)采煤機(jī)滾筒割煤深度較淺，而本文模擬的是滾筒滿負(fù)荷運(yùn)行工況)，驗(yàn)證了本文所建截割-牽引耦合模型的可行性和仿真結(jié)果的正確性。

(a) 截割電機(jī)和牽引電機(jī)電流實(shí)測值

(b) 截割部和牽引部傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)加速度實(shí)測值

Fig.13 RMS current and vibration acceleration signals measured from the experiment

5 結(jié) 論

(1) 考慮電機(jī)電磁特性、煤層截割阻抗變化、傳動(dòng)系統(tǒng)扭振、時(shí)變嚙合剛度和齒側(cè)間隙等因素，采用MATLAB /Simulink搭建了采煤機(jī)截割-牽引耦合系統(tǒng)機(jī)電動(dòng)力學(xué)模型；仿真并分析了系統(tǒng)在啟動(dòng)、滾筒負(fù)載突變和截割電機(jī)堵轉(zhuǎn)等瞬態(tài)過程中的機(jī)電動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性，并進(jìn)行采煤機(jī)割煤試驗(yàn)驗(yàn)證了仿真結(jié)果的正確性。

(2) 在截割電機(jī)啟動(dòng)和堵轉(zhuǎn)過程中，電磁轉(zhuǎn)矩劇烈變化使電機(jī)和傳動(dòng)系統(tǒng)之間發(fā)生強(qiáng)烈的耦合作用，導(dǎo)致傳動(dòng)系統(tǒng)出現(xiàn)脫嚙、反沖等非線性沖擊現(xiàn)象，使傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)噪聲增大；為保護(hù)電機(jī)和傳動(dòng)系統(tǒng)，應(yīng)避免頻繁啟停電機(jī)，加設(shè)過流保護(hù)裝置，提高傳動(dòng)系統(tǒng)的過載能力。

(3) 滾筒負(fù)載突變給采煤機(jī)系統(tǒng)帶來較大的外部沖擊，且沖擊載荷在截割部和牽引部之間相互傳遞，使整機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)加??；為保證系統(tǒng)可靠性，在設(shè)計(jì)采煤機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)時(shí)，截割部應(yīng)比牽引部取更大的使用系數(shù)，高速級(jí)齒輪應(yīng)比低速級(jí)取更大的安全系數(shù)。

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