張斌

(中國煤炭科工集團(tuán) 上海有限公司， 上海 200030)

0 引言

在我國陜蒙地區(qū)，存在大量8 m以上的穩(wěn)定特厚煤層，過去受綜采裝備的技術(shù)限制，這類煤層主要采用分層開采或綜放開采方式，存在工藝復(fù)雜、效率低、資源回收率低等問題[1]。2014年以來，特厚煤層一次采全高綜采裝備獲得重大突破，并于2016年在金雞灘煤礦實(shí)現(xiàn)了8.2 m特厚煤層一次采全高綜合機(jī)械化開采[2]。

然而，受設(shè)備工作穩(wěn)定性影響，8 m以上特厚煤層一次采全高綜采方式目前僅能應(yīng)用于近水平煤層且沿走向起伏不大的工作面。以采煤機(jī)為例，目前最大設(shè)計(jì)采高已突破了9 m，但刮板運(yùn)輸機(jī)仍沿用了7 m采高時(shí)期的1.4 m寬度系列，當(dāng)工作面底板較軟或局部俯仰采角度超過8°時(shí)，采煤機(jī)和刮板運(yùn)輸機(jī)整體運(yùn)行時(shí)晃動(dòng)明顯，采煤機(jī)牽引出現(xiàn)過載甚至停牽現(xiàn)象，影響生產(chǎn)效率。

本文在分析采煤機(jī)滑靴受力和牽引力效變化的基礎(chǔ)上，剖析上述牽引過載現(xiàn)象的產(chǎn)生機(jī)理，為超大采高采煤機(jī)設(shè)計(jì)及綜采裝備的開發(fā)提供技術(shù)支撐。

1 采煤機(jī)力學(xué)分析

1.1 整機(jī)力學(xué)模型

采煤機(jī)在運(yùn)行狀態(tài)中，其受力情況復(fù)雜，且處于不斷變化過程中，但當(dāng)采高確定時(shí)，搖臂相對于機(jī)身固定，我們可以將采煤機(jī)簡化為剛性體。采煤機(jī)外部受力主要包括重力、前后滾筒截割反力、四組滑靴的約束力和左右行走輪牽引力，整機(jī)力學(xué)模型如圖1所示。

圖1 采煤機(jī)力學(xué)模型

以采煤機(jī)重心為原點(diǎn)建立XYZ坐標(biāo)系，對整機(jī)進(jìn)行受力分析，在靜止和勻速運(yùn)動(dòng)工況下，其滿足靜力學(xué)平衡條件，即：

∑Fx=0；∑Fy=0；∑Fz=0；

∑Mxoy=0；∑Mxoz=0；∑Myoz=0

1.2 截割反力計(jì)算

采煤機(jī)所受的外部力中，截割阻力與負(fù)載有關(guān)，難以精確計(jì)算，通常采用下式來估算[3]：

上式中，PH為截割電動(dòng)機(jī)額定功率，kW；ηj為截割部機(jī)械傳動(dòng)效率，可取ηj=0.85；n為螺旋滾筒轉(zhuǎn)速，r/min；Dc為滾筒直徑，m。

推進(jìn)阻力與截割阻力Fgz成一定的比例關(guān)系，其大小與滾筒上截齒的磨損程度相關(guān)，可用下式進(jìn)行估算[4]：

Fgy=KqFgz

上式中，Kq與截齒磨損程度相關(guān)的系數(shù)，取Kq=0.8。

滾筒軸向力Fgx除了與滾筒結(jié)構(gòu)、截割狀態(tài)及截齒的布置角度有關(guān)，主要受采煤機(jī)運(yùn)行狀態(tài)影響，在采煤機(jī)斜切進(jìn)刀時(shí)，滾筒有一定的軸向力；當(dāng)采煤機(jī)在平直段勻速運(yùn)行時(shí)，滾筒軸向力較小，可不計(jì)入計(jì)算。

1.3 滑靴受力計(jì)算

以某型號8 m采高采煤機(jī)初始設(shè)計(jì)方案為例，單個(gè)搖臂的截割功率為1 100 kW，滾筒轉(zhuǎn)速為28 r/min，滾筒直徑4.3 m，設(shè)計(jì)牽引力1 508 kN，整機(jī)重量230 t。通過求解，滑靴在平直段勻速割煤狀態(tài)下Z方向的受力如表1所示。

表1 滑靴Z方向受力

計(jì)算結(jié)果顯示，支撐力主要集中于煤壁側(cè)平滑靴，采空側(cè)導(dǎo)向滑靴支撐力(F1Z和F2Z)較小，當(dāng)工作面底板較軟或工作面存在俯采時(shí)，采煤機(jī)與刮板運(yùn)輸機(jī)整體存在朝煤壁側(cè)翻倒趨勢，導(dǎo)向滑靴上抬直至底面與銷排底面接觸，行走輪與銷排的嚙合中心距也隨之增大。

2 牽引力效分析

2.1 豎直力效分析

為了適應(yīng)刮板運(yùn)輸機(jī)彎曲，銷排和導(dǎo)向滑靴在高度和寬度方向均留有間隙，導(dǎo)向滑靴上抬高度δH為設(shè)計(jì)間隙、滑靴和銷排磨損量的總和，當(dāng)δH從0增大至18 mm時(shí)，牽引力在水平和垂直方向的分力變化如圖2所示。

圖2 牽引力輸出變化

從圖2中可以看出：

1) 行走輪與銷排嚙合在水分方向的分力是驅(qū)動(dòng)采煤機(jī)前進(jìn)的有效牽引力，從1 406 kN減小至1 350 kN，牽引性能下降。

2) 上抬分力從544 kN增大至672 kN，增加值大于F1Z與F2Z之和，導(dǎo)向滑靴上抬后將難以自行回落。

2.2 水平力效分析

采煤機(jī)行走輪和銷排齒面為圓弧曲面，嚙合應(yīng)力方向沿接觸法向，其在采煤機(jī)行走方向的分力為

式中：S為導(dǎo)向滑靴和銷排在寬度方向的單側(cè)間隙，為了適應(yīng)刮板水平彎曲，通常設(shè)計(jì)為5～8 mm，R1和R2分別為銷排和行走輪齒寬方向圓弧半徑，通常R1+R2≥300 mm。由于R1+R2?S，所以Fqy≈Fq，所以滑靴水平偏轉(zhuǎn)對牽引力輸出影響較小，可忽略不計(jì)，如圖3所示。

圖3 牽引力水平分力

3 技術(shù)措施

根據(jù)以上分析可知：超大采高采煤機(jī)由于重心較高且靠近煤壁側(cè)，運(yùn)行穩(wěn)定性較差，對牽引力輸出存在不利影響，因此，在超大采高裝備設(shè)計(jì)及三機(jī)配套過程中，應(yīng)采取以下措施。

1) 針對8 m以上綜采工作面，開發(fā)1.6 m或以上寬度的刮板運(yùn)輸機(jī)，通過增大刮板與工作面底板的接觸面積，提高采煤機(jī)和刮板運(yùn)輸機(jī)整體運(yùn)行穩(wěn)定性。

2) 調(diào)整采煤機(jī)布局，使其重心盡可能向采空側(cè)移動(dòng)，使得導(dǎo)向滑靴的正壓力增大，避免上抬分力過大引起的采空側(cè)上抬現(xiàn)象，可采用的方法包括降低采煤機(jī)重心、減輕搖臂和滾筒重量、機(jī)身采空側(cè)配重等。

3) 配套過程中，增加刮板運(yùn)輸機(jī)鏟板高度和采煤機(jī)煤壁側(cè)支撐腿高度，使采煤機(jī)機(jī)身煤壁側(cè)略高于采空側(cè)，有利于搖臂舉升狀態(tài)下重心向采空側(cè)移動(dòng)。例如，在8 m采高狀態(tài)下，煤壁側(cè)抬高50 mm，滾筒重心將往采空側(cè)移動(dòng)約153 mm。

4 結(jié)論

8 m以上超大采高采煤機(jī)在俯采和軟底工作面易發(fā)生牽引過載現(xiàn)象，主要與機(jī)身失穩(wěn)引起的行走輪、銷排嚙合中心距增大有關(guān)，本文針對如何提高采煤機(jī)和刮板整體運(yùn)行穩(wěn)定性，提出了相應(yīng)的解決方法。目前，部分方法已在設(shè)計(jì)采高9 m的MG1100/3050-GWD型采煤機(jī)研制中得到了應(yīng)用，該機(jī)在地面調(diào)試及井下開采過程中，采煤機(jī)行走平穩(wěn)，且未出現(xiàn)整機(jī)失穩(wěn)晃動(dòng)的現(xiàn)象，有效性得到了驗(yàn)證，對后續(xù)大采高綜采裝備的開發(fā)具有借鑒意義。