陳洪月， 楊辛未， 毛 君， 宋秋爽， 袁 智

(1.遼寧工程技術(shù)大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院 阜新， 123000) (2.煤炭工業(yè)協(xié)會(huì)高端綜采成套裝備動(dòng)力學(xué)測(cè)試與大數(shù)據(jù)分析中心 阜新，123000) (3.礦山液壓技術(shù)與裝備國(guó)家工程研究中心 阜新，123000) (4.中煤集團(tuán)中國(guó)煤礦機(jī)械裝備有限責(zé)任公司 北京，100011)

引 言

長(zhǎng)期以來煤炭作為我國(guó)的主要能源，而采煤機(jī)是現(xiàn)代機(jī)械化采煤機(jī)作業(yè)的最主要的設(shè)備[1]。隨著煤炭資源開發(fā)的力度加大，煤礦開采深度的增加[2]，煤礦巷道內(nèi)的工作環(huán)境極度惡劣，采煤機(jī)在工作過程中經(jīng)常發(fā)生劇烈的振動(dòng)，尤其在斜切工況下的采煤機(jī)，滾筒所受到的軸向載荷沖擊對(duì)采煤機(jī)整體的工作機(jī)構(gòu)產(chǎn)生巨大的影響；并隨著斜切截深的增大，采煤機(jī)各部位所受到的載荷沖擊也隨之增大，容易發(fā)生采煤機(jī)各零部件非正常損耗，嚴(yán)重時(shí)會(huì)停機(jī)，造成經(jīng)濟(jì)損失。目前，國(guó)內(nèi)多數(shù)專家、學(xué)者對(duì)采煤機(jī)在工作過程中的振動(dòng)特性作了一定的研究。劉長(zhǎng)釗等[3]建立了采煤機(jī)截割部傳動(dòng)系統(tǒng)機(jī)電耦合的動(dòng)力學(xué)模型，提出了減小該系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)嚙合力沖擊的方法。蒲志新等[4]運(yùn)用了非線性和多體接觸力學(xué)理論，建立了采煤機(jī)牽引部傳動(dòng)系統(tǒng)的剛?cè)狁詈夏Ｐ停⒚枋隽她X輪嚙合的接觸過程。毛君等[5-6]運(yùn)用多體動(dòng)力學(xué)理論建立截割部的剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型，求解并分析了嚙合剛度、阻尼以及激振頻率對(duì)其動(dòng)態(tài)特性的影響。趙麗娟等[7]依據(jù)拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)原理，對(duì)在截割含夾矸韌性煤下前后滾筒的動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行了分析。陳洪月等[8-10]綜合考慮了多種因素，并運(yùn)用多體動(dòng)力學(xué)理論建立了采煤機(jī)動(dòng)力學(xué)模型，對(duì)其在不同牽引速度下的動(dòng)力學(xué)特性進(jìn)行了分析，最后通過實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了模型的準(zhǔn)確性。

以上的研究中，多采用有限元分析法研究采煤機(jī)單個(gè)系統(tǒng)，而作為一個(gè)大型組成復(fù)雜的機(jī)械設(shè)備，采煤機(jī)各系統(tǒng)的振動(dòng)特性是相互影響的，并且以上的研究分析中未考慮斜切進(jìn)刀工況對(duì)采煤機(jī)的振動(dòng)特性的影響，且缺乏相應(yīng)的實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，導(dǎo)致計(jì)算結(jié)果與采煤機(jī)實(shí)際工況下的振動(dòng)特性存在著較大差異?；谝陨系膯栴}，筆者采用集中質(zhì)量法建立采煤機(jī)的動(dòng)力學(xué)模型，通過實(shí)驗(yàn)對(duì)滾筒載荷進(jìn)行采集，獲取激勵(lì)載荷，再對(duì)斜切進(jìn)刀過程中采煤機(jī)振動(dòng)模型進(jìn)行求解，最后通過實(shí)驗(yàn)對(duì)模型的準(zhǔn)確性進(jìn)行驗(yàn)證。研究結(jié)果對(duì)采煤機(jī)整機(jī)的可靠性及關(guān)鍵零件疲勞壽命預(yù)測(cè)提供參考。

1 采煤機(jī)整機(jī)非線性動(dòng)力學(xué)模型建立

采煤機(jī)在斜切進(jìn)刀的過程中，滾筒受到的軸向載荷沖擊遠(yuǎn)大于牽引方向的載荷，直接影響采煤機(jī)側(cè)向的動(dòng)態(tài)特性。因此，斜切工況下采煤機(jī)的側(cè)向(垂直于煤巖且平行于支撐底板方向)振動(dòng)可以看成是具有多自由度阻尼的受迫振動(dòng)，采煤機(jī)結(jié)構(gòu)如圖1所示，其中bz為采煤機(jī)前后導(dǎo)向滑靴之間的距離。

1.前滾筒; 2.前搖臂; 3.前導(dǎo)向滑靴; 4.前平滑靴; 5.銷排; 6.機(jī)身;7.中部槽; 8.后導(dǎo)向滑靴; 9.后平滑靴; 10.后搖臂; 11. 后滾筒圖1 采煤機(jī)結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Schematic diagram of shearer

由于采煤機(jī)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，為了清晰的表示采煤機(jī)的側(cè)向振動(dòng)情況，并考慮到模型的簡(jiǎn)化以及計(jì)算的方便，在建立采煤機(jī)側(cè)向的動(dòng)力學(xué)模型的過程中，采用集中質(zhì)量法，將采煤機(jī)整機(jī)劃分為5部分。并做如下假設(shè)：

1) 采煤機(jī)各部分的質(zhì)量集中在一點(diǎn)，并且將采煤機(jī)整機(jī)劃分為前、后滾筒，前、后搖臂，機(jī)身共5部分；

2) 忽略采煤機(jī)的液壓系統(tǒng)、電器系統(tǒng)、傳動(dòng)系統(tǒng)及各部分的連接件對(duì)整個(gè)采煤機(jī)系統(tǒng)的影響；

3) 采煤機(jī)系統(tǒng)為剛性系統(tǒng)，并采用剛度、阻尼元件對(duì)各部分之間的接觸、連接進(jìn)行描述；

4) 忽略滾筒載荷對(duì)采煤機(jī)整機(jī)系統(tǒng)的慣性影響。

依據(jù)斜切工況下采煤機(jī)的工作特點(diǎn)[2]，建立斜切工況下采煤機(jī)整機(jī)在側(cè)向的非線性動(dòng)力學(xué)模型，如圖2所示。

圖2 采煤機(jī)整機(jī)非線性動(dòng)力學(xué)模型Fig.2 Nonlinear dynamic model of shearer

圖中：m1為前滾筒的質(zhì)量；m2為前搖臂的質(zhì)量；m3為機(jī)身的質(zhì)量；m4為后搖臂的質(zhì)量；m5為后滾筒的質(zhì)量；xz 1為前滾筒的振動(dòng)位移；xz2為前搖臂的振動(dòng)位移；xz3為機(jī)身的振動(dòng)位移；xz4為后搖臂的振動(dòng)位移；xz5為后滾筒的振動(dòng)位移；kz1，cz1和kz4，cz4分別為采煤機(jī)前后滾筒與前后搖臂之間的連接剛度和阻尼系數(shù)；kz2，cz2和kz3，cz3分別為采煤機(jī)前后搖臂與機(jī)身之間的連接剛度和阻尼系數(shù)；kz5，cz5和kz6，cz6為采煤機(jī)平滑靴與輸送機(jī)中部槽之間的接觸剛度和阻尼；kz7，cz7和kz8，cz8為采煤機(jī)導(dǎo)向滑靴與輸送機(jī)銷排之間的接觸剛度和阻尼系數(shù)；θz3為在垂直于煤壁的平面內(nèi)采煤機(jī)的振動(dòng)擺角；Rc1為前滾筒在軸向上受到的阻力(方向指向煤壁)。

(1)

其中：W=μMg為采煤機(jī)與刮板輸送機(jī)之間的摩擦力，其中M為采煤機(jī)整機(jī)的質(zhì)量，μ為滑動(dòng)摩擦因數(shù)，取μ=0.2，g=9.8 N/kg；Fz7，F(xiàn)z8分別為采煤機(jī)導(dǎo)向滑靴與刮板輸送機(jī)銷之間的法向彈性恢復(fù)力與阻尼力之和。

依據(jù)斜切工況下的采煤機(jī)實(shí)際工作情況以及幾何參數(shù)，導(dǎo)致采煤機(jī)前后導(dǎo)向滑靴與刮輸送機(jī)銷排之間存在間隙，并且在采煤機(jī)的側(cè)向的方向上，導(dǎo)向滑靴與銷排之間在接觸碰撞的過程中，同時(shí)存在著導(dǎo)向滑靴內(nèi)面與銷排側(cè)面的法向剛度和阻尼。以及導(dǎo)向滑靴內(nèi)面與銷排頂面的切向剛度和阻尼，由于導(dǎo)向滑靴與銷排之間的側(cè)向剛度很小，對(duì)采煤機(jī)側(cè)向振動(dòng)影響不大，因此在采煤機(jī)側(cè)向振動(dòng)的分析過程中，可以視為導(dǎo)向滑靴與銷排之間只存在法向的剛度kzi和阻尼czi，如圖3所示。其中：li為采煤機(jī)前后導(dǎo)向滑靴的內(nèi)側(cè)寬度，w為銷排的寬度，di=li-w為前后導(dǎo)向滑靴與銷排之間的間隙(i=7,8)。

圖3 導(dǎo)向滑靴與銷排之間接觸剛度和間隙示意圖Fig.3 Clearance diagram of contact stiffness between guide foot and pin

基于以上分析，并結(jié)合斜切工況下采煤機(jī)實(shí)際的工作情況，式(1)采煤機(jī)振動(dòng)系統(tǒng)的微分方程中的Fz7和Fz8的數(shù)學(xué)表達(dá)式可分為如下4種情況：

(2)

(3)

(4)

(5)

2 接觸剛度

在機(jī)械結(jié)構(gòu)的靜、動(dòng)態(tài)特性的研究過程中，通常把零件之間相互接觸、工作時(shí)傳遞載荷的區(qū)域稱為結(jié)合部，兩個(gè)接觸面稱為結(jié)合面。機(jī)械加工的接觸表面由于受到粗糙度的影響，在微觀上兩個(gè)接觸的表面并不是理想的完全接觸，與理想的光滑表面的接觸特性有顯著的差別，進(jìn)而結(jié)合面存在著接觸剛度和接觸阻尼，并且對(duì)機(jī)械結(jié)構(gòu)的靜、動(dòng)態(tài)特性產(chǎn)生著重要的影響。以下基于GW模型[11]和CEB模型[12]，并采用分形幾何理論，對(duì)采煤機(jī)導(dǎo)向滑靴刮板輸送機(jī)銷排結(jié)合面的法向剛度進(jìn)行了描述。

基于Hertz接觸理論，在微觀上并不存在理想光滑表面。因此，采煤機(jī)導(dǎo)向滑靴內(nèi)側(cè)與刮板輸送機(jī)銷排結(jié)合面的法向接觸情況，可以假設(shè)為一個(gè)粗糙表面(導(dǎo)向滑靴內(nèi)面)與一個(gè)理想光滑表面(銷排)的接觸問題，如圖4所示。對(duì)于圖4(b)中的等效接觸區(qū)域上的單個(gè)微凸體，可以將其近似看做為一個(gè)球體，其等效的曲率半徑為R。當(dāng)未受載荷作用時(shí)，其接觸狀態(tài)如圖4(c)所示。當(dāng)受到法向載荷p作用時(shí)，其接觸狀態(tài)如圖4(d)所示，δ為等效球體的法向的接觸變形，r為法向接觸圓面的半徑，接觸面積為a′。

依據(jù)單個(gè)微凸體的法向載荷與變形量的關(guān)系[13]得出

(6)

(7)

圖4 導(dǎo)向滑靴與銷排微觀接觸示意圖Fig.4 Schematic diagram of microscopic contact between guide foot and pin

其中：Edx為導(dǎo)向滑靴與銷排的等效彈性模量；Ed，Ex分別為導(dǎo)向滑靴與銷排的彈性模量；υd，υx分別為導(dǎo)向滑靴與銷排的泊松比。

由式(6)可以得出，導(dǎo)向滑靴與銷排結(jié)合面的等效單個(gè)微凸體與理想平面的法向接觸剛度為

(8)

根據(jù)導(dǎo)向滑靴內(nèi)面的微凸體變形前后的幾何關(guān)系，以及文獻(xiàn)[14]中分形粗糙度參數(shù)G的典型值，在此可以認(rèn)為R?δ，則有導(dǎo)向滑靴與銷排結(jié)合面等效單個(gè)微凸體的接觸面積[15]為

a′=2πRδ

(9)

將式(9)代入式(8)中，得到導(dǎo)向滑靴與銷排結(jié)合面的單個(gè)微凸體法向接觸剛度與面積數(shù)學(xué)關(guān)系為

(10)

為了更準(zhǔn)確地描述導(dǎo)向滑靴與銷排結(jié)合面最大接觸點(diǎn)的實(shí)際接觸面積al，依據(jù)文獻(xiàn)[15]得到接觸面積為a′的接觸點(diǎn)大小的分布函數(shù)

(11)

對(duì)導(dǎo)向滑靴與銷排結(jié)合面的單個(gè)微凸體進(jìn)行積分換就可以得到采煤機(jī)導(dǎo)向滑靴與刮板輸送機(jī)銷排之間的接觸剛度

(12)

(13)

3 采煤機(jī)滾筒載荷獲取

采煤機(jī)滾筒載荷的確定，是對(duì)采煤機(jī)整機(jī)動(dòng)態(tài)特性分析的前提。本研究采用實(shí)驗(yàn)的方法來獲取采煤機(jī)滾筒的載荷，實(shí)驗(yàn)地點(diǎn)為中煤集團(tuán)張家口國(guó)家能源煤礦采掘機(jī)械裝備研發(fā)(實(shí)驗(yàn))中心?？紤]到煤礦井下的環(huán)境復(fù)雜與采集數(shù)據(jù)的可靠性，依據(jù)相似原則，建立一個(gè)與實(shí)際煤壁在空間上滿足1∶1比例以及物理性能參數(shù)與實(shí)際煤巖相同的模擬煤壁，模擬煤巖普式硬度f=3，煤壁長(zhǎng)為70 m，高為3 m，如圖5(a)所示。實(shí)驗(yàn)過程中，通過粘貼在截齒齒座軸徑安裝孔內(nèi)的三組應(yīng)變片，來分別測(cè)量截齒在截割過程中的牽引阻力、截割阻力、側(cè)向阻力，齒座的下端通過連接銷軸固定在滾筒的方形孔內(nèi)，如圖5(b)所示。通過安裝在滾筒邊緣的旋轉(zhuǎn)位置傳感器，來測(cè)量滾筒的旋轉(zhuǎn)角度。截齒三向力傳感器將所采集到的信號(hào)通過無線發(fā)射模塊傳輸?shù)綌?shù)據(jù)接收中心，傳感器和發(fā)射模塊的安裝如圖5(c)所示。采用無線加速度傳感器A301對(duì)采煤機(jī)搖臂的振動(dòng)量進(jìn)行測(cè)量，一個(gè)安裝在采煤機(jī)前搖臂的中間位置，該位置接近采煤機(jī)搖臂的重心，用來檢測(cè)采煤機(jī)在斜切進(jìn)刀工況下?lián)u臂的振動(dòng)特性；由于采煤機(jī)滾筒上無法安裝加速度傳感器，為檢測(cè)滾筒的振動(dòng)特性，將另一個(gè)安裝在搖臂的前端靠近滾筒的位置，并且保證傳感器測(cè)量的精度不受落煤的影響以及測(cè)量數(shù)據(jù)的準(zhǔn)確性，將傳感器進(jìn)行了封裝，如圖5(d)所示。在進(jìn)行實(shí)驗(yàn)之前，需要傳感器進(jìn)行標(biāo)定，以保證實(shí)驗(yàn)測(cè)量值的準(zhǔn)確性，最終在數(shù)據(jù)接收中心的PC機(jī)中，利用Matlab GUI模塊開發(fā)的采煤機(jī)測(cè)試分析軟件，將由傳感器測(cè)試到的.tsp數(shù)據(jù)轉(zhuǎn)化為.mat格式數(shù)據(jù)作為原始數(shù)據(jù)，并采用中值濾波、均值濾波等方式進(jìn)行處理，以及運(yùn)用傅里葉擬合、高斯擬合、指數(shù)擬合等多種擬合方法，對(duì)檢測(cè)的數(shù)據(jù)與標(biāo)定數(shù)據(jù)進(jìn)行擬合。

圖5 實(shí)驗(yàn)測(cè)試Fig.5 Experimental test

實(shí)驗(yàn)過程中的數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)為Beedate無線采集系統(tǒng)，采煤機(jī)型號(hào)為MG500/1180，滾筒的截割轉(zhuǎn)速為35.2 r/min，刮板機(jī)型號(hào)為SGZ1000/1050，刮板機(jī)的俯角為0°，刮板機(jī)的側(cè)傾角為0°。在實(shí)驗(yàn)過程中采集了斜切工況下采煤機(jī)的截齒載荷，采煤機(jī)的牽引速度為2 m/min，并將采集到的截齒數(shù)據(jù)代入式(14)中[16]。Xi為滾筒上第i個(gè)參與截割截齒的側(cè)向阻力，Nc為滾筒上參與截割的截齒總數(shù)，因每個(gè)滾筒上安裝了36個(gè)截齒，在采煤機(jī)前滾筒完全進(jìn)刀時(shí)，前滾筒參與截割的截割截齒數(shù)量為18個(gè)。由于采煤機(jī)在斜切進(jìn)刀的過程中，前滾筒參與截割的截齒數(shù)量逐漸增加，滾筒的軸向載荷逐漸增大，當(dāng)前滾筒達(dá)到完全進(jìn)刀的情況時(shí)，隨著斜切進(jìn)刀工作的進(jìn)行，參與截割截齒的數(shù)量達(dá)到最大，前滾筒的軸向載荷處于相對(duì)穩(wěn)定狀態(tài)，如圖6所示。當(dāng)采煤機(jī)牽引速度為2 m/min時(shí)，采煤機(jī)前滾筒在50 s達(dá)到完全進(jìn)刀狀態(tài)。

(14)

其中：Rc為滾筒的軸向載荷。

圖6 滾筒軸向載荷Fig.6 Side direction load of drum

4 模型求解與驗(yàn)證

應(yīng)用Workbench有限元分析軟件中Static Structural模塊，對(duì)圖2中采煤機(jī)各部分的等效連接剛度(kz1，kz2，kz3，kz4，kz5，kz6)進(jìn)行模擬求解。如圖7所示，采煤機(jī)搖臂與機(jī)身采用兩個(gè)銷軸連接，并且每個(gè)銷軸的兩端與采煤機(jī)機(jī)身固定。為提高求解速度，同時(shí)保證模擬求解的準(zhǔn)確性，在Pro/E三維建模軟件中將模型進(jìn)行適當(dāng)簡(jiǎn)化，保留了機(jī)身的連接鉸耳部分、采煤機(jī)搖臂以及連接銷軸。將模型導(dǎo)入Workbench軟件中，為有效地模擬出機(jī)身與搖臂實(shí)際的連接情況以及求解出機(jī)身與搖臂之間的等效連接剛度，定義采煤機(jī)材料為Q235，搖臂為剛性體，銷軸兩端與機(jī)身固定，機(jī)身為全約束，并且基于以上實(shí)驗(yàn)在搖臂與滾筒連接的軸心處施加載荷P=6×104N。最后求解得到采煤機(jī)搖臂與機(jī)身連接處的最大側(cè)向位移為0.027 mm。由胡克定律F=kx，可得kz2=kz3=2.22×109N/m。由阻尼系數(shù)與剛度系數(shù)之間的經(jīng)驗(yàn)公式c=(0.03～0.05)k[17-18]，可得cz2=cz3=0.04×2.22×109=8.88×107N·(m/s)-1。采用相同方法，可以得到采煤機(jī)其他各部分之間的連接剛度和阻尼系數(shù)，如表1和表2所示。MG500/1180型采煤機(jī)相關(guān)參數(shù)，如表3所示。

圖7 模擬分析Fig.7 Simulation analysis

表1 連接剛度

表2 連接阻尼

表3 MG500/1180型采煤機(jī)相關(guān)參數(shù)

基于以上分析，采用數(shù)值分析方法將以上得到的采煤機(jī)滾筒軸向的載荷作為外激勵(lì)施加到前滾筒質(zhì)心處。求解得到斜切工況下采煤機(jī)各部分的振動(dòng)位移曲線，如圖8所示。在斜切進(jìn)刀的過程中，采煤機(jī)各部分的振動(dòng)位移大部分的時(shí)刻都為正值，說明斜切工況下的采煤機(jī)整機(jī)振動(dòng)位移的方向指向煤壁側(cè)，并且對(duì)采煤機(jī)前滾筒和前搖臂的振動(dòng)特性影響最大。隨著采煤機(jī)斜切進(jìn)刀工作的進(jìn)行，采煤機(jī)前滾筒的振動(dòng)位移迅速遞增，而后滾筒的較緩慢。前后搖臂在斜切進(jìn)刀的過程中，振動(dòng)位移變化的趨勢(shì)相對(duì)前后滾筒的較小。當(dāng)采煤機(jī)達(dá)到完全進(jìn)刀狀態(tài)時(shí)，采煤機(jī)前滾筒和前搖臂的振動(dòng)位移均值分別為5.864，3.261 mm。由于采煤機(jī)機(jī)身的質(zhì)量較大，慣性較大，因此采煤機(jī)機(jī)身的振動(dòng)與振動(dòng)擺角很小。

由以上分析可知，采煤機(jī)在50 s時(shí)達(dá)到完全進(jìn)刀工況。在采煤機(jī)滾筒完全截割煤巖工況下，求解結(jié)果與實(shí)驗(yàn)測(cè)得的采煤機(jī)前滾筒與前搖臂的振動(dòng)加速度曲線如圖9所示，特征值如表4所示，其中afz為采煤機(jī)前截割部振動(dòng)加速度的仿真值，asy為采煤機(jī)前截割部振動(dòng)加速度的實(shí)驗(yàn)值?？梢钥闯?，采煤機(jī)在截割煤巖過程中，前滾筒受到的載荷沖擊較大，

圖8 采煤機(jī)整機(jī)振動(dòng)位移Fig.8 Side direction vibration displacement of shearer

圖9 采煤機(jī)前截割部振動(dòng)加速度Fig.9 Vibration acceleration of front cutting unit

并且方向時(shí)刻變化。通過對(duì)比數(shù)值分析結(jié)果和實(shí)驗(yàn)結(jié)果可知，采煤機(jī)前滾筒和前搖臂振動(dòng)加速度的變化范圍較為一致，但實(shí)驗(yàn)值的絕對(duì)值稍大于仿真值，且都在15%以內(nèi)。引起誤差的主要原因是：a.刮板輸送機(jī)相鄰的中部槽以及銷排連接處存在著高度差，當(dāng)采煤機(jī)行走經(jīng)過連接位置時(shí)，會(huì)產(chǎn)生一定的沖擊，從而影響整機(jī)振動(dòng)特性；b.在采煤機(jī)動(dòng)力學(xué)模型中，接觸部件之間的剛度與阻尼建模的復(fù)雜程度與實(shí)際接觸情況存在一定的差別；c.在求解計(jì)算的過程中，采煤機(jī)各部分之間的剛度值和阻尼值均為近似值，與實(shí)驗(yàn)過程中存在一定的偏差，同樣會(huì)影響仿真計(jì)算的準(zhǔn)確性。

表4 采煤機(jī)前截割部振動(dòng)加速度仿真與實(shí)驗(yàn)特征值

5 結(jié) 論

1) 為研究斜切工況下采煤機(jī)的振動(dòng)特性，綜合考慮采煤機(jī)各部分之間的連接特性以及與刮板輸送機(jī)的接觸特性，并從微觀上描述了其接觸形態(tài)，建立了采煤機(jī)非線性動(dòng)力學(xué)模型，并通過實(shí)驗(yàn)方法獲取了斜切工況下采煤機(jī)的滾筒載荷。

2) 采用數(shù)值分析方法，對(duì)采煤機(jī)整機(jī)的動(dòng)力學(xué)模型進(jìn)行了求解分析。結(jié)果表明：采煤機(jī)前滾筒與前搖臂振動(dòng)受到的影響最大，隨著截煤深度的增大，前滾筒的振動(dòng)位移迅速增大，當(dāng)達(dá)到采煤機(jī)達(dá)到完全進(jìn)刀狀態(tài)時(shí)，前滾筒和前搖臂的振動(dòng)位移均值分別為5.864，3.261 mm。

3) 通過實(shí)驗(yàn)方法對(duì)斜切工況采煤機(jī)前滾筒和前搖臂的振動(dòng)加速度進(jìn)行了采集，并得到了其振動(dòng)加速度的特征值。分析結(jié)果表明：采煤機(jī)前滾筒和前搖臂在斜切進(jìn)刀的過程中，受到的載荷沖擊較大，前滾筒的振動(dòng)振動(dòng)加速度的均值、最大值、最小值分別為-13.204，479.006，-463.589mm/s2；前搖臂的振動(dòng)振動(dòng)加速度的均值、最大值、最小值分別為-9.023，334.101，-321.444 mm/s2。將實(shí)驗(yàn)測(cè)量值與采用數(shù)值求解方法得到的結(jié)果進(jìn)行了對(duì)比，驗(yàn)證了模型的正確性。

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