田立勇，李文政，隋 然

(1.遼寧工程技術(shù)大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，遼寧 阜新 123000; 2.中國(guó)葛洲壩集團(tuán)建設(shè)工程有限公司，云南 昆明 650217)

采煤機(jī)滑靴包括平滑靴與導(dǎo)向滑靴，是連接采煤機(jī)與刮板輸送機(jī)的主要部件，有支承采煤機(jī)整機(jī)質(zhì)量、為采煤機(jī)行走導(dǎo)向、承受采煤機(jī)的側(cè)向力等作用。其在采煤機(jī)運(yùn)行過程中受力狀態(tài)有:受拉、受壓、受扭等，極易發(fā)生損壞[1]。因此，研究采煤機(jī)滑靴力學(xué)特性，對(duì)其強(qiáng)度分析及后續(xù)結(jié)構(gòu)優(yōu)化等工作的開展有重要意義。

目前，很多采煤機(jī)生產(chǎn)廠家及科研院所針對(duì)采煤機(jī)滑靴進(jìn)行了大量研究，文獻(xiàn)[2]以滾筒實(shí)驗(yàn)載荷為激勵(lì)對(duì)采煤機(jī)剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型進(jìn)行了仿真研究，得到了不同俯仰角、側(cè)傾角情況下的滑靴受力變化規(guī)律;文獻(xiàn)[3]利用ADAMS建立導(dǎo)向滑靴模型并進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真分析，研究導(dǎo)向滑靴運(yùn)行速度的波動(dòng)情況;文獻(xiàn)[4]采用ANSYS對(duì)導(dǎo)向滑靴、銷排的模態(tài)特性和疲勞壽命進(jìn)行仿真分析，得到了導(dǎo)向滑靴和銷排第1～4階的模態(tài)頻率;文獻(xiàn)[5]針對(duì)導(dǎo)向滑靴使用中的損壞情況進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)，并利用有限元法進(jìn)行整體強(qiáng)度的分析與校核;文獻(xiàn)[6]在分析導(dǎo)向滑靴力學(xué)特性的基礎(chǔ)上提出一種焊接方法用于修復(fù)導(dǎo)向滑靴裂紋;文獻(xiàn)[7]研究了導(dǎo)向滑靴在3種典型工況下的受力并進(jìn)行有限元分析，對(duì)其設(shè)計(jì)和維護(hù)提出若干點(diǎn)優(yōu)化建議;文獻(xiàn)[8]對(duì)導(dǎo)向滑靴焊接基材及耐磨熔覆層材料進(jìn)行配比試驗(yàn)并研究其對(duì)耐磨性的影響;文獻(xiàn)[9]通過平滑靴銷軸傳感器測(cè)試研究了采煤機(jī)在不同截割工況下的平滑靴銷軸載荷并分析載荷特性;文獻(xiàn)[10]利用ABAQUS分析了導(dǎo)向滑靴的受力情況并進(jìn)行失效分析;文獻(xiàn)[11]針對(duì)平滑靴不轉(zhuǎn)問題開展研究，利用CAE軟件對(duì)平滑靴插槽進(jìn)行了改進(jìn)與分析。

現(xiàn)階段，采煤機(jī)滑靴的相關(guān)研究大多針對(duì)單一種類滑靴利用有限元軟件進(jìn)行強(qiáng)度分析校核與結(jié)構(gòu)優(yōu)化，存在缺乏實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證問題。因此，筆者提出一種基于多種傳感器的滑靴受力檢測(cè)系統(tǒng)方案，該方案通過平滑靴銷軸傳感器、導(dǎo)向滑靴銷軸傳感器、導(dǎo)向滑靴拉力傳感器及導(dǎo)向滑靴耳板應(yīng)變傳感器實(shí)時(shí)獲取工作過程中采煤機(jī)兩種滑靴的載荷數(shù)據(jù)，并利用ANSYS對(duì)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行仿真分析，得到最大斜切受載時(shí)采煤機(jī)滑靴最大應(yīng)力及位移，為滑靴的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供基礎(chǔ)。

1 斜切工況下滑靴載荷計(jì)算

斜切工況即斜切進(jìn)刀工況，斜切進(jìn)刀是采煤機(jī)沿刮板輸送機(jī)彎曲段逐漸截入煤壁的進(jìn)刀方式，其工作原理如圖1所示。

箭頭方向?yàn)椴擅簷C(jī)運(yùn)行方向。進(jìn)刀時(shí)，采煤機(jī)沿刮板輸送機(jī)S彎前進(jìn)，前滾筒斜切截割煤壁，直到前后滾筒達(dá)到要求截深，同時(shí)刮板輸送機(jī)逐漸被支架推成一條直線，采煤機(jī)沿直線采煤至工作面端頭后反向運(yùn)行截割。開始下一次斜切進(jìn)刀時(shí)，重復(fù)上述過程。

1.1 采煤機(jī)整機(jī)受力分析

采煤機(jī)工作時(shí)煤層賦存條件復(fù)雜，多存在煤層傾角及俯(仰)角，其沿彎曲段溜槽行走截割煤巖，會(huì)受到截割阻力、煤壁對(duì)滾筒推力(滾筒軸向力)、牽引阻力、滑靴支反力等。

圖2為采煤機(jī)斜切工況俯(仰)采空間力學(xué)模型[12-14]，面向煤壁，以采煤機(jī)中心為坐標(biāo)原點(diǎn)O建立三維坐標(biāo)系O-XYZ，過坐標(biāo)原點(diǎn)平行于采煤機(jī)機(jī)身寬度方向，且指向采空區(qū)為X軸正半軸;過坐標(biāo)原點(diǎn)平行于采煤機(jī)機(jī)身長(zhǎng)度，且指向牽引方向?yàn)閅軸的正半軸;垂直于面XOY且向上方向?yàn)閆軸正半軸，規(guī)定采煤機(jī)牽引方向?yàn)榍跋颉?/p>

根據(jù)力系及力矩平衡原理，可建立采煤機(jī)整機(jī)受力矩陣方程:

AN+B|N|=b

(1)

圖1 斜切進(jìn)刀工作原理Fig.1 Working principle of oblique feed cutter

圖2 采煤機(jī)斜切工況俯(仰)采空間力學(xué)模型Fig.2 Spatial mechanical model of coal mining under oblique cutting condition

A=

B51=B52=-μ(H0+H2)

B65=-μ(B0+B3)

B66=-μ(B0-B3)

b1=(PX1+PX2)cosθ+Gsinαcosβ

b2=2T+(PX1+PX2)sinθ-Gsinα-(PY1+PY2);

b3=Gcosαsinβ-2T-(PZ1+PZ2)

b4=PX2(Lsinθyb2+H0-H1)-(PZ1-PZ2)×

(B1+B2)-PX1(Lsinθyb1+H1-H0)

b5=PY1(Lsinθyb1+H1-H0)+PY2(Lsinθyb2+

式中，PX1，PX2分別為采煤機(jī)前、后滾筒的軸向力，kN;PZ1，PZ2分別為前、后滾筒的截割阻力，kN;PY1，PY2分別為前、后滾筒的牽引阻力，kN;N1，N2分別為前、后平滑靴Z軸方向支撐反力，kN;N3，N4分別為前、后導(dǎo)向滑靴Z軸方向支撐反力，kN;N5，N6分別為前、后導(dǎo)向滑靴X軸方向支撐反力，kN;T為采煤機(jī)單個(gè)牽引機(jī)構(gòu)沿Y軸方向的分力，kN;F為采煤機(jī)單個(gè)牽引機(jī)構(gòu)沿Z軸方向的分力，kN;G為采煤機(jī)自重，kN;Bi為各受力作用點(diǎn)沿X軸方向的位置尺寸，m;Li為各受力作用點(diǎn)沿Y軸方向的位置尺寸，m;Hi為各受力作用點(diǎn)沿Z軸方向的位置尺寸，m;θ為采煤機(jī)機(jī)身擺角，rad;θyb1，θyb2分別為采煤機(jī)前、后搖臂的擺角，rad;α，β分別為采煤機(jī)的俯(仰)角與煤層傾角，rad;μ為摩擦因數(shù)。

1.2 滾筒截割載荷理論計(jì)算

滾筒的大部分工作負(fù)載來源于截齒，前蘇聯(lián)鎬形截齒力學(xué)模型計(jì)算方法及國(guó)內(nèi)相關(guān)研究[15-17]表明，采煤機(jī)截割純煤時(shí)，單個(gè)磨鈍截齒所受截割阻力Zi、牽引阻力Yi以及軸向力Xi存在式(2)所示關(guān)系:

(2)

式中,Z0為鋒利截齒的截割阻力，kN;f′為截割阻力系數(shù);K′y為平均接觸應(yīng)力與單向抗壓強(qiáng)度的比值;σy為煤的單軸抗壓強(qiáng)度，MPa;Sd為截齒磨損面積，cm2;Ky為煤巖體壓張系數(shù);A為煤巖的截割阻抗，N/mm;β0為截齒楔入煤巖體的角度，rad;bp為截齒計(jì)算寬度，cm;B為煤巖的脆性程度系數(shù);h為切削厚度，cm;t為平均截距，cm;Km為煤巖體裸露系數(shù);Ka為截角影響系數(shù);Kf為截齒前刃面形狀系數(shù);Kp為截齒配置系數(shù);Kφ為截齒前刀面影響系數(shù)。

圖3 滾筒受力分析Fig.3 Cylinder force analysis diagram

圖3為采煤機(jī)前后滾筒在某一位置YOZ面內(nèi)的受力情況，其中，ω為滾筒旋轉(zhuǎn)方向示意;hi,hmax分別為采煤機(jī)滾筒在受力方向與前進(jìn)方向的位置變化量。對(duì)第i個(gè)截齒上的截割阻力、牽引阻力和軸向力沿著垂直方向、水平方向和軸向進(jìn)行分解，再將參與截割的所有截齒3個(gè)方向的分力逐個(gè)疊加即可得到截割滾筒的瞬時(shí)三向載荷。

(3)

式中，n為參與截割的截齒數(shù);φi為第i個(gè)截齒齒尖位置角;Ps為滾筒螺旋葉片裝煤反力;Rs為葉片的裝煤反力，N;Dsr為滾筒有效直徑，m;Dg為筒轂直徑，m;δ為葉片的厚度，m;Z為葉片的頭數(shù);L為葉片的導(dǎo)程，m;B為滾筒瞬時(shí)截深，m;Wz為推移原煤的阻力系數(shù);Ψ為滾筒充滿系數(shù);γ為松散煤密度，t/m3;Xq為切入煤壁時(shí)滾筒附加軸向力，N;D為滾筒直徑，m;L1為采煤機(jī)導(dǎo)向滑靴間距，m;L2為采煤機(jī)后滑靴中心到前滾筒煤壁側(cè)端面中心的距離，m;α0為切入煤壁時(shí)采煤機(jī)的最大旋轉(zhuǎn)角度，rad;K2為工作條件系數(shù)。

1.3 滑靴接觸載荷理論計(jì)算

根據(jù)式(1)～(3)，通過Matlab編程，在斜切工況下(煤層傾角16°，俯仰角-10°，采煤機(jī)前、后搖臂擺角分別為30°，-18°)，結(jié)合煤巖性質(zhì)與采煤機(jī)結(jié)構(gòu)參數(shù)，依據(jù)圖4所示的求解流程圖進(jìn)行求解。

圖4 采煤機(jī)滑靴載荷計(jì)算流程Fig.4 Flow chart of the load calculation for shearer sliding boots

圖5 采煤機(jī)滾筒三向截割載荷與滑靴載荷Fig.5 Three-direction cutting load of shearer drum and sliding boot load curves

截取10組截割載荷數(shù)據(jù)繪制如圖5(a)所示曲線，并將其作為輸入載荷，求解得到斜切工況下采煤機(jī)滑靴接觸載荷，繪制曲線如圖5(b)所示。

前滾筒因其參與截割截齒數(shù)大于后滾筒，故其截割載荷大于后滾筒截割載荷;行走部滑靴載荷隨滾筒外載荷波動(dòng)而波動(dòng)，變化幅度呈隨機(jī)無規(guī)律非周期性變化，同種滑靴受力大小基本相同，后側(cè)滑靴所受的載荷要略大于前側(cè)滑靴所受載荷，除此之外，兩平滑靴所受支撐力之和大于兩導(dǎo)向滑靴所受支撐力之和。采煤機(jī)滾筒三向截割載荷均值及行走部滑靴所受各接觸載荷理論計(jì)算值均值見表1。

表1 變量理論計(jì)算值均值
Table 1 Mean value of theoretical calculation of sliding Boot contact load

截割載荷PX1PX2PY1PY2PZ1PZ2均值/kN33.522.213799.3173131接觸載荷N1N2N3N4N5N6均值/kN289325112116190221

2 采煤機(jī)滑靴力學(xué)特性測(cè)試系統(tǒng)方案

采煤機(jī)滑靴力學(xué)特性測(cè)試系統(tǒng)主要包括平滑靴載荷測(cè)試系統(tǒng)及導(dǎo)向滑靴載荷測(cè)試系統(tǒng)兩部分。該系統(tǒng)采用平滑靴銷軸傳感器、導(dǎo)向滑靴銷軸傳感器、導(dǎo)向滑靴拉力傳感器及導(dǎo)向滑靴耳板應(yīng)變傳感器相結(jié)合的方式測(cè)量采煤機(jī)滑靴所受載荷[18-20]，各傳感器編號(hào)及位置見表2。

表2 傳感器編號(hào)及位置
Table 2 Sensor number and location

傳感器名稱采集編號(hào)(曲線編號(hào))位置平滑靴銷軸傳感器10048-1(Z向)10048-2(Y向)前10028-1(Z向)10028-2(Y向)后10079-1,3(F1Z,F2Z)10083-1,3(F3Z,F4Z)10079-2,4(F1Y,F2Y)10083-2,4(F3Y,F4Y)前導(dǎo)向滑靴銷軸傳感器10037-1,3(F1Z′,F2Z′)10059-1,3(F3Z′,F4Z′)10037-2,4(F1Y′,F2Y′)10059-2,4(F3Y′,F4Y′)后導(dǎo)向滑靴銷軸拉力傳感器10039-1前10061-1后導(dǎo)向滑靴耳板應(yīng)變傳感器10073-1,2,3,4前10077-1,2,3,4后

2.1 平滑靴載荷測(cè)試系統(tǒng)

圖6為平滑靴載荷測(cè)試系統(tǒng)現(xiàn)場(chǎng)安裝圖。該系統(tǒng)主要測(cè)量平滑靴與采煤機(jī)機(jī)體連接的銷軸受力，對(duì)現(xiàn)有平滑靴在滿足強(qiáng)度的基礎(chǔ)上對(duì)其進(jìn)行結(jié)構(gòu)改造，加裝增板并安裝無線應(yīng)變采集模塊，采用平滑靴銷軸傳感器替換原有銷軸，該傳感器對(duì)平滑靴銷軸受力進(jìn)行數(shù)據(jù)采集并通過無線傳輸將數(shù)據(jù)傳輸?shù)綌?shù)據(jù)采集終端計(jì)算。

圖6 平滑靴載荷測(cè)試系統(tǒng)現(xiàn)場(chǎng)安裝Fig.6 Installation diagram of smooth boots load test system

2.2 導(dǎo)向滑靴載荷測(cè)試系統(tǒng)

導(dǎo)向滑靴通過銷軸與采煤機(jī)牽引部殼體及行走鏈輪相連接，通過分析銷軸受力情況可直接獲取導(dǎo)向滑靴受力狀態(tài)。圖7為導(dǎo)向滑靴載荷測(cè)試系統(tǒng)安裝示意圖。該系統(tǒng)采用銷軸傳感器替換原有銷軸，測(cè)量牽引部殼體、行走鏈輪與導(dǎo)向滑靴接觸面處施加給銷軸的剪切力F1～F4;將原有銷軸內(nèi)部螺桿替換為銷軸拉力傳感器，測(cè)量導(dǎo)向滑靴銷軸內(nèi)螺桿拉力，反映導(dǎo)向滑靴銷軸軸向力;在導(dǎo)向滑靴耳板兩側(cè)安裝應(yīng)變傳感器，測(cè)量耳板受力數(shù)據(jù)，側(cè)面反映銷軸是否受力。各傳感器與安裝在采煤機(jī)機(jī)身指定空腔內(nèi)的無線應(yīng)變采集模塊相連接，進(jìn)行數(shù)據(jù)采集后通過無線傳輸將數(shù)據(jù)傳輸?shù)綌?shù)據(jù)采集終端計(jì)算。

圖7 導(dǎo)向滑靴載荷測(cè)試系統(tǒng)安裝示意Fig.7 Installation diagram of load test system for guide slide boots

2.3 傳感器數(shù)據(jù)標(biāo)定

在實(shí)驗(yàn)開始測(cè)試前，為保證實(shí)驗(yàn)所用傳感器采集數(shù)據(jù)的準(zhǔn)確性，需規(guī)定實(shí)驗(yàn)條件下提前對(duì)傳感器進(jìn)行標(biāo)定。標(biāo)定時(shí)，將標(biāo)準(zhǔn)量作為傳感器的輸入量，對(duì)傳感器各受力方向的力分別標(biāo)定，通過施加0,100,200,300,400 kN的力，同一載荷下多次測(cè)量，測(cè)量其對(duì)應(yīng)電壓，取平均值，最后進(jìn)行數(shù)據(jù)擬合，得擬合公式為

前、后平滑靴銷軸傳感器擬合公式:

(4)

前導(dǎo)向滑靴銷軸傳感器擬合公式:

(5)

后導(dǎo)向滑靴銷軸傳感器擬合公式:

(6)

前、后導(dǎo)向滑靴銷軸拉力傳感器擬合公式:

(7)

前導(dǎo)向滑靴耳板應(yīng)變傳感器擬合公式:

(8)

后導(dǎo)向滑靴耳板應(yīng)變傳感器擬合公式:

(9)

式中,k=0.624 35x/2 000，x為實(shí)際測(cè)試微應(yīng)變值。

3 現(xiàn)場(chǎng)實(shí)驗(yàn)及數(shù)據(jù)分析

3.1 現(xiàn)場(chǎng)實(shí)驗(yàn)

現(xiàn)場(chǎng)實(shí)驗(yàn)依托于國(guó)家能源煤礦采掘機(jī)械裝備研發(fā)試驗(yàn)中心，實(shí)驗(yàn)現(xiàn)場(chǎng)如圖8所示。

圖8 測(cè)試系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)現(xiàn)場(chǎng)Fig.8 Test system experiment site

實(shí)驗(yàn)選用MG500/1130-WD型電牽引采煤機(jī)及SGZ1000/1050型刮板輸送機(jī)，實(shí)驗(yàn)工況與理論工況保持一致:采煤機(jī)前后搖臂擺角分別為30°,-18°，俯仰角-10°。截割模擬煤壁以煤炭為主，輔以水泥、特骨料混合澆筑，普氏系數(shù)f=4，煤層傾角16°，保證其力學(xué)特性與井下實(shí)際煤壁基本一致，確保實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)準(zhǔn)確性。

3.2 實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)分析

實(shí)驗(yàn)過程包括采煤機(jī)空載運(yùn)行(0～100 s)、斜切進(jìn)刀(100～1 000 s)、平穩(wěn)截割運(yùn)行(1 000～1 200 s)3個(gè)階段。實(shí)驗(yàn)所得斜切工況下采煤機(jī)滑靴各傳感器實(shí)驗(yàn)應(yīng)變曲線如圖9所示。

分析可知，各傳感器所得應(yīng)變曲線變化趨勢(shì)基本相同:采煤機(jī)空載運(yùn)行階段，由于滑靴除采煤機(jī)自重外不受其他外力作用，所以各傳感器測(cè)得應(yīng)變信號(hào)較小，應(yīng)變曲線趨于平穩(wěn)呈直線狀;斜切進(jìn)刀階段，采煤機(jī)截割滾筒開始截割煤壁，因受煤巖硬度不均、落煤以及刮板輸送機(jī)各中部槽高低不平等因素影響，傳感器測(cè)得應(yīng)變信號(hào)隨機(jī)分布，所得應(yīng)變曲線呈波動(dòng)劇烈的折線狀，此階段，滑靴軸向載荷明顯大于豎直方向載荷;平穩(wěn)截割運(yùn)行階段，采煤機(jī)截割滾筒全部截入煤壁，煤巖性質(zhì)變化較小，行走部滑靴受力趨于平穩(wěn)，各應(yīng)變曲線再次呈均勻的直線狀。

圖9 斜切工況下行走部滑靴各傳感器實(shí)驗(yàn)應(yīng)變曲線Fig.9 Experimental strain curves of various sensors for walking boots oblique cutting condition

根據(jù)實(shí)驗(yàn)所得應(yīng)變曲線以及擬合公式計(jì)算可知，斜切工況下采煤機(jī)滑靴所受接觸載荷實(shí)驗(yàn)值及其均值與理論值均值對(duì)比誤差百分比見表3。

表3 滑靴接觸載荷實(shí)驗(yàn)值及其均值誤差百分比
Table 3 Test values of sliding boots contact load and percentage error of its mean value

接觸載荷N1N2N3N4N5N6最大值/kN446424180240305300均值/kN315405120165220280百分比/%9.024.67.142.215.626.7

兩者間的變化趨勢(shì)較為一致，但實(shí)驗(yàn)值要稍大于計(jì)算值，引起誤差的主要原因是刮板輸送機(jī)相鄰的中部槽及銷排的連接處存在高度差，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，從而導(dǎo)致滑靴實(shí)際受力增大;其次受落煤影響，滑靴受力也會(huì)相應(yīng)有所增加。

4 滑靴力學(xué)特性仿真分析

滑靴作為采煤機(jī)牽引部的重要部件，其質(zhì)量直接影響采煤機(jī)在井下的行走能力與生產(chǎn)能力。利用實(shí)驗(yàn)分析所得數(shù)據(jù)，對(duì)滑靴進(jìn)行最大斜切受載下的靜力學(xué)特性分析，不僅能真實(shí)的反映采煤機(jī)滑靴在運(yùn)行過程中的受力情況，還能為后續(xù)滑靴結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供基礎(chǔ)。本文先利用Solidworks建立采煤機(jī)滑靴三維模型，然后將數(shù)值模型與現(xiàn)場(chǎng)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)導(dǎo)入ANSYS Workbench進(jìn)行仿真分析。

如圖10為平滑靴最大斜切受載下應(yīng)力云圖及位移云圖。分析可知前、后平滑靴應(yīng)力均呈左右對(duì)稱分布狀態(tài)，應(yīng)力集中區(qū)主要分布在平滑靴銷軸連接孔處，最大應(yīng)力均為121.85 MPa，平滑靴形變位移基本呈左右對(duì)稱分布，且從下到上逐漸增大，最大位移為27.75 μm，位于平滑靴銷軸連接孔頂部靠外側(cè)位置。

圖11為導(dǎo)向滑靴最大斜切受載下應(yīng)變?cè)茍D及位移云圖，分析可知耳板連接內(nèi)側(cè)拐腳處為前、后導(dǎo)向滑靴主要應(yīng)力集中位置，最大應(yīng)力分別為989.06,1 121.10 MPa，最大形變位移主要分布在靠近采空區(qū)側(cè)耳板頂部，最大形變位移分別為8.43，10.30 mm，由于前、后導(dǎo)向滑靴材料相同，但后導(dǎo)向滑靴受力大于前導(dǎo)向滑靴，所以比較而言后導(dǎo)向滑靴比前導(dǎo)向滑靴更易損壞。

圖10 平滑靴最大斜切受載下應(yīng)力云圖及位移云圖Fig.10 Stress and displacement nephograms of smooth boots under maximum oblique shear load

圖11 導(dǎo)向滑靴最大斜切受載下應(yīng)力云圖及位移云圖Fig.11 Stress and displacement nephograms of guide boots under maximum oblique shear load

5 結(jié) 論

(1)基于多傳感器融合的采煤機(jī)滑靴受力檢測(cè)系統(tǒng)是一種新的滑靴力學(xué)特性檢測(cè)方式，該系統(tǒng)各傳感器通過與無線應(yīng)變采集模塊連接進(jìn)行采煤機(jī)運(yùn)行過程中滑靴應(yīng)變數(shù)據(jù)的實(shí)時(shí)采集與傳輸，對(duì)比分析滑靴載荷的理論值均值與實(shí)驗(yàn)值均值可知，該方法可以實(shí)現(xiàn)滑靴的受力狀態(tài)檢測(cè)。

(2)現(xiàn)場(chǎng)實(shí)驗(yàn)表明，空載階段滑靴受力較小，載荷波動(dòng)不明顯;斜切進(jìn)刀階段滑靴受力明顯增大，載荷呈隨機(jī)無規(guī)律非周期性劇烈波動(dòng);平穩(wěn)運(yùn)行階段滑靴受力減小但載荷相對(duì)平穩(wěn)，波動(dòng)不明顯。運(yùn)行過程中，同種滑靴受力大小基本相同，后側(cè)滑靴所受載荷大于前側(cè)滑靴所受載荷。實(shí)驗(yàn)過程中，滑靴最大載荷出現(xiàn)在斜切階段，前平滑靴Z向最大載荷為446 kN、后平滑靴Z向最大載荷為424 kN;前導(dǎo)向滑靴Z向最大載荷為180 kN、后導(dǎo)向滑靴Z向最大載荷為240 kN;前導(dǎo)向滑靴軸向最大載荷為305 kN、后導(dǎo)向滑靴軸向最大載荷為300 kN。

(3)基于實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)采煤機(jī)滑靴進(jìn)行有限元分析，分析得到最大斜切受載下各滑靴的最大應(yīng)力、最大形變位移及其發(fā)生位置。分析結(jié)果表明，運(yùn)行過程中采煤機(jī)平滑靴應(yīng)力主要集中于銷軸連接孔處，最大應(yīng)力121.85 MPa，最大形變位移27.75 μm;前、后導(dǎo)向滑靴應(yīng)力主要集中于耳板連接內(nèi)側(cè)拐角處，最大應(yīng)力分別為989.06，1 121.10 MPa，最大形變位移分別為8.43,10.30 mm。