丁余良 王 鵬

（1.山西潞安環(huán)保能源開發(fā)股份有限公司常村煤礦，山西 長治 046000；2.新疆工程學(xué)院礦業(yè)工程與地質(zhì)學(xué)院，新疆 烏魯木齊 830091）

采煤機(jī)截割到硬度較高的煤巖體時，截割部將受到強(qiáng)烈的沖擊載荷，造成采煤機(jī)劇烈擺動，影響采煤機(jī)的正常作業(yè)[1,2]。采煤機(jī)依靠調(diào)高機(jī)構(gòu)進(jìn)行截割高度調(diào)整，因此調(diào)高機(jī)構(gòu)的工作狀態(tài)直接影響采煤機(jī)割煤質(zhì)量[3]。本文對滾筒采煤機(jī)截割部調(diào)高機(jī)構(gòu)進(jìn)行仿真研究，為礦井采煤機(jī)穩(wěn)定作業(yè)提供依據(jù)。

1 滾筒采煤機(jī)截割部結(jié)構(gòu)分析

滾筒采煤機(jī)截割部主要由滾筒、搖臂、液壓油缸和機(jī)身四部分組成，其中調(diào)高機(jī)構(gòu)主要由減速滾筒、搖臂、液壓油缸及其配套的液壓控制系統(tǒng)構(gòu)成[4]，如圖1所示。采煤機(jī)作業(yè)過程中，液壓缸通過液壓系統(tǒng)向截割部進(jìn)行動力供給，使得截割部能夠上下調(diào)高，進(jìn)行不同厚度煤層的截割。

在不同工況下，截割部受載相應(yīng)不同：（1）未進(jìn)行割煤時，采煤機(jī)空載運(yùn)行，其截割部僅受自身重力作用；（2）進(jìn)行割煤時，采煤機(jī)負(fù)載運(yùn)行，截割部受到割煤阻力和自身重力共同作用。此時受到強(qiáng)烈沖擊載荷的影響，截割部產(chǎn)生劇烈擺動，影響采煤機(jī)的前進(jìn)。

2 滾筒采煤機(jī)截割部調(diào)高機(jī)構(gòu)力學(xué)模型

由于采煤機(jī)系統(tǒng)復(fù)雜，為了便于分析，本文對截割部進(jìn)行如圖2所示的簡化，并給定如下假設(shè)：（1）采煤機(jī)截割部擺動僅考慮液壓油缸伸縮方向；（2）采煤機(jī)機(jī)身固定不動；（3）視截割部與機(jī)身及液壓油缸的聯(lián)接為剛性聯(lián)接，搖臂運(yùn)動為剛體定軸轉(zhuǎn)動。

圖1 采煤機(jī)截割部結(jié)構(gòu)示意圖

圖2 滾筒采煤機(jī)截割部調(diào)高機(jī)構(gòu)簡化模型

采煤機(jī)作業(yè)時，截割部所遇煤層特性不斷變化，呈現(xiàn)非均質(zhì)性，同時滾筒上截齒非均勻布置，因此滾筒在前行作業(yè)中受到的載荷呈現(xiàn)出一定的隨機(jī)性?；谙嚓P(guān)文獻(xiàn)，滾筒受載可以簡化成3個方向的交變載荷[5]：

式中：

Px，Py，Pm-分別為滾筒在垂直、水平和軸向的外載荷分力，N；

Pamax，Pbmax，Pcmax-分別為外載荷在3個方向上的最大幅值，N；

ωa，ωb，ωc-分別為滾筒外載荷在3個方向的變化頻率，rad/s；

P0，P1-分別為水平和垂直方向上的滾筒所受平均載荷，N。

基于前述采煤機(jī)工況，研究中假設(shè)在豎直剖面內(nèi)，滾筒只受到水平方向Px和豎直方向Py兩個力的作用，同時由于滾筒質(zhì)量分布不均勻，因此轉(zhuǎn)動過程中受到一定片心力的影響。分析過程中，將液壓缸等效為液壓彈簧-阻尼振動系統(tǒng)，因此建立如圖3所示截割部調(diào)高機(jī)構(gòu)簡化模型。圖中m1，m2分別表示滾動和搖臂等效質(zhì)心，L1，L2分別表示大搖臂和小搖臂長度，α1表示搖臂與水平方向的夾角，α2表示小搖臂與液壓缸所成夾角，k，c分別表示液壓缸等效后的彈簧剛度和阻尼系數(shù)。

依據(jù)圖3，結(jié)合力矩平衡定力，建立如下方程：

式中：

J-滾筒及搖臂繞點(diǎn)O的轉(zhuǎn)動慣量，kg·m2；

-搖臂繞O點(diǎn)轉(zhuǎn)動的角加速度，rad/s2；

x-液壓缸的位移，m；

ΣMO-對O點(diǎn)所有外力矩之和，N·m。

圖3 滾筒采煤機(jī)截割部調(diào)高機(jī)構(gòu)動力模型

在模型計算中，為了更加符合采煤機(jī)截割部實(shí)際工作情況，文中引入周期變化的水平力和垂直力來模擬滾筒偏心力對搖臂擺動造成的影響。其中PxL1sinα1、PyL1cosα1分別表示水平和垂直方向上的激振力矩，1/2m2gL1cosα1、m1gL1cosα1分別表示搖臂和滾筒所產(chǎn)生的重力矩。因此式（1）可轉(zhuǎn)換為：

式中：

ω-滾筒旋轉(zhuǎn)角速度，一般ωa=ωb=ω，rad/s；

Pn-滾筒所產(chǎn)生的偏心力最大幅值，N。

基于圖3分析液壓缸產(chǎn)生的位移為：

式中：

θ-搖臂繞O點(diǎn)轉(zhuǎn)動角，rad，因數(shù)值較小，所以 sinθ≈θ。

因此式（4）可變?yōu)椋?/p>

滾筒即搖臂繞O點(diǎn)的轉(zhuǎn)動慣量為：

聯(lián)立式（2）、（3）、（5）和（6）可得：

3 滾筒采煤機(jī)截割部調(diào)高機(jī)構(gòu)仿真模擬

仿真模擬試驗主要基于Matlab/Simulink模塊進(jìn)行，依據(jù)礦井實(shí)際生產(chǎn)情況，進(jìn)行下列參數(shù) 取 值：m1=100kg，m2=600kg，ω=3.07rad/s，Px+Pn=20000N，Py+Pn=2000N，Pn=40000N，P1=30000N，L1=2.3m，L2=0.95m。仿真時間設(shè)定為8s，測定搖臂擺動角位移、角速度和角加速度隨著時間的變化曲線。

采煤機(jī)截割部調(diào)高機(jī)構(gòu)震動與液壓缸特性關(guān)系緊密，此處進(jìn)行液壓缸支撐剛度和阻尼參數(shù)的選取。通過以下四組方案分析兩參數(shù)對調(diào)高機(jī)構(gòu)特性的影響，具體如表1所示，仿真結(jié)果如圖4所示。

表1 仿真模擬參數(shù)

通過分析圖4（1）和（2）可知，在保持調(diào)高液壓缸剛度固定時，隨著阻尼參數(shù)的變化，能量在衰減過程中振幅變化不同，且達(dá)到最大振幅所需時間也不相同。其中當(dāng)調(diào)高液壓缸阻尼增大時，角加速度、角速度和角位移的振動幅度減小，且相應(yīng)達(dá)到穩(wěn)定的時間縮短。

通過分析圖4（3）和（4）可知，保持調(diào)高液壓缸的阻尼不變，所以能量消耗相同，所以在角加速度和加速度上，能量最大振幅和系統(tǒng)平衡時間基本相同，但在角位移曲線圖中，隨著剛度參數(shù)的減小，系統(tǒng)衰減波動更加劇烈。

4 結(jié)論

本文通過對滾筒采煤機(jī)截割部調(diào)高機(jī)構(gòu)進(jìn)行模型簡化，建立相應(yīng)結(jié)構(gòu)的動力學(xué)模型，然后采用Matlab/Simulink模塊，基于動力學(xué)模型方程進(jìn)行仿真模擬，并分析不同液壓缸剛度和阻尼參數(shù)方案下的搖臂角加速度、角速度和角位移的變化，結(jié)論表明，通過適當(dāng)調(diào)高液壓缸的阻尼和剛度可以降低系統(tǒng)搖擺幅度，提高采煤機(jī)作業(yè)的穩(wěn)定性，為礦井實(shí)際生產(chǎn)提供依據(jù)。

圖4 不同方案仿真結(jié)果圖