苗亞雄

（山西焦煤西山煤電西銘礦信息中心，山西 太原 030052）

引言

采煤機截割部是與煤層直接接觸的部件，由于工作面頂板煤層或巖層的不均勻?qū)е缕渌惺艿妮d荷處于動態(tài)變化狀態(tài)，由于載荷的傳遞導(dǎo)致?lián)u臂箱體容易變形或者機身振動嚴(yán)重的問題。為了避免由于搖臂箱體變形導(dǎo)致傳動系統(tǒng)無法正常工作的問題，將原搖臂中的傳統(tǒng)傳動系統(tǒng)更換為機電短程截割傳動系統(tǒng)，并將其置于滾筒中。相對于傳統(tǒng)傳動系統(tǒng)而言，機電短程截割傳動系統(tǒng)具有傳動鏈短、可靠性高等優(yōu)勢。但是，機電短程截割傳動系統(tǒng)由于存在多個并行傳動路線，導(dǎo)致各個傳動路線出現(xiàn)不均載和不同步的問題[1]。本文將重點開展采煤機機電短程截割傳動系統(tǒng)的參數(shù)優(yōu)化調(diào)節(jié)和綜合控制研究。

1 機電短程截割傳動系統(tǒng)的設(shè)計

1.1 機電短程截割傳動系統(tǒng)的總體設(shè)計

目前，滾筒采煤機傳統(tǒng)傳動系統(tǒng)置于搖臂中。當(dāng)截割部滾筒承受的突變載荷傳遞至搖臂導(dǎo)致?lián)u臂變形后將影響傳動系統(tǒng)發(fā)揮其正常傳動功能，具體表現(xiàn)為：由于搖臂箱體變形導(dǎo)致其內(nèi)部傳動系統(tǒng)齒輪的受力不均勻，進而導(dǎo)致整個傳動系統(tǒng)損壞[2]。針對上述問題，本文擬提出采用三臺電機+耦合輪系和行星輪系構(gòu)建采煤機的機電短程截割傳動系統(tǒng)，具體結(jié)構(gòu)如圖1 所示。

由圖1 可知，截割電機分別對三個主動齒輪進行驅(qū)動，三個驅(qū)動齒輪對被動齒輪即耦合輪系進行傳動；耦合輪系將動力傳遞至行星輪系，其行星架為輸出部件將電機的動力傳遞至滾筒。所設(shè)計的機電短程截割傳動系統(tǒng)，有三條傳動路線。理論上每個電機的輸出扭矩為滾筒所需截割轉(zhuǎn)矩的1/3，而且每個電機的尺寸、容量和轉(zhuǎn)子慣量均較小，具有快速響應(yīng)的優(yōu)勢；同時，大大減小了傳動系統(tǒng)所占據(jù)的空間，并具有較高的可靠性[3]。將傳動系統(tǒng)由搖臂箱體內(nèi)部轉(zhuǎn)移至滾筒內(nèi)，解決了由于搖臂箱體變形導(dǎo)致傳統(tǒng)系統(tǒng)損壞的問題。

圖1 機電短程截割傳動系統(tǒng)

1.2 機電短程截割傳動分系統(tǒng)的選型設(shè)計

1.2.1 電機的選型

結(jié)合采煤機的平均截割深度、滾筒半徑、平均牽引速度和截割比能耗等參數(shù)得出該型采煤機滾筒負(fù)載的截割功率為241.9kW；結(jié)合截割電機、耦合輪系和行星輪系的傳動效率，得出機電短程截割傳動系統(tǒng)的整體傳動效率為0.92。則由此可以得出，每個截割電機所要求的驅(qū)動功率為（241.9kW÷3）÷0.92=87.6kW。

結(jié)合當(dāng)前市面上截割電機的性能和參數(shù)，確定截割電機的額定功率為90 kW，其對應(yīng)的額定轉(zhuǎn)速為1 460 r/min。

1.2.2 耦合輪系和行星輪系齒輪參數(shù)的確定

結(jié)合MG700/300 原傳動系統(tǒng)的傳動比為47.5，對應(yīng)機電短程截割傳動系統(tǒng)耦合輪系和行星輪系的各級齒輪的參數(shù)見下頁表1。

表1 耦合輪系和行星輪系各級齒輪參數(shù)

2 采煤機運動參數(shù)優(yōu)化調(diào)節(jié)與綜合控制

根據(jù)上述所設(shè)計的機電短程截割傳動系統(tǒng)分別建立采煤機截割-牽引耦合模型，包括牽引系統(tǒng)模型、采煤機負(fù)載模型和最終形成的截割-牽引耦合模型，根據(jù)所搭建的模型開展采煤機運動參數(shù)的優(yōu)化調(diào)節(jié)和綜合控制。

2.1 截割-牽引耦合模型的設(shè)計

牽引系統(tǒng)模型仍然基于原采煤機的牽引系統(tǒng)建立，結(jié)合采煤機的復(fù)雜模型，建立如圖2 所示的截割-牽引耦合模型。

圖2 采煤機截割-牽引耦合模型

2.2 采煤機運動參數(shù)對截割載荷和截割性能的影響

本節(jié)對不同采煤機運動參數(shù)對應(yīng)截割傳動系統(tǒng)所承受載荷的影響和對截割部截割性能的影響進行對比。

2.2.1 對截割載荷的影響

從理論上講，機電短程截割傳動系統(tǒng)中行星輪系和耦合輪系中各級齒輪的嚙合力隨著滾筒轉(zhuǎn)速的增加而降低；隨著采煤牽引速度的增加而增加。因此，為減小機電短程截割傳動系統(tǒng)的載荷，應(yīng)適當(dāng)增加滾筒轉(zhuǎn)速、減小采煤機牽引速度。

2.2.2 對截割性能的影響

對于截割性能而言，通過塊煤率和生產(chǎn)率兩項參數(shù)反映。其中，當(dāng)采煤機截割滾筒的轉(zhuǎn)速減小、牽引速度增加時對應(yīng)所得煤炭的塊煤率增加；而生產(chǎn)率與滾筒的旋轉(zhuǎn)速度無關(guān)，隨著牽引速度的增加對應(yīng)生產(chǎn)率增加。綜上，為保證采煤機的截割性能，可降低滾筒旋轉(zhuǎn)速度、增加采煤機牽引速度。

2.3 采煤機運動參數(shù)的優(yōu)化調(diào)節(jié)

本節(jié)對采煤機截割阻抗從180 kN/m 在某個時刻突然增加為250 kN/m 工況下，采用截割-牽引聯(lián)合調(diào)速和牽引調(diào)速對采煤機截割性能和滾筒所承受載荷的影響進行對比。

2.3.1 截割-牽引聯(lián)合調(diào)速調(diào)節(jié)方式

基于優(yōu)化算法可知，當(dāng)截割阻抗為180 kN/m 時對應(yīng)的最佳滾筒轉(zhuǎn)速為23.69 r/min，牽引速度為5.441 m/min；當(dāng)截割阻抗為250 kN/m 時對應(yīng)的最佳滾筒轉(zhuǎn)速為30.15 r/min，牽引速度為4.473 m/min。設(shè)定載荷突變的時刻點為仿真時間的3 s，在調(diào)速過程中耦合輪系和行星輪系嚙合力的變化以及截割性能的變化如圖3 所示。

圖3 截割-牽引調(diào)速方式的仿真結(jié)果

由圖3 可知，在上述工況下采用截割-牽引調(diào)速方式下雖然耦合輪系和行星輪系的嚙合在采煤機運動參數(shù)調(diào)節(jié)過程中降低；但是，在調(diào)節(jié)過程中對應(yīng)塊煤率和生產(chǎn)率也是減低的。

2.3.2 牽引調(diào)速方式

基于優(yōu)化算法可知，當(dāng)截割阻抗為180 kN/m 時對應(yīng)的最佳滾筒轉(zhuǎn)速為23.69 r/min，牽引速度為5.441 m/min；采用牽引調(diào)速方式，當(dāng)截割阻抗為250 kN/m時保持滾筒轉(zhuǎn)速為23.69 r/min 不變，將牽引速度減低為4.473 m/min。設(shè)定載荷突變的時刻點為仿真時間的3 s，在調(diào)速過程中耦合輪系和行星輪系嚙合力的變化以及截割性能的變化如圖4 所示。

由圖4 可知，在上述工況下采用牽引調(diào)速方式下雖然耦合輪系和行星輪系的嚙合在采煤機運動參數(shù)調(diào)節(jié)過程中降低；但是，在調(diào)節(jié)過程中對應(yīng)塊煤率和生產(chǎn)率也是減低的。

圖4 牽引調(diào)速方式的仿真結(jié)果

綜上，兩種調(diào)速方式對應(yīng)耦合輪系、行星輪系及截割性能的變化趨勢一致。為最終確定最佳優(yōu)化調(diào)節(jié)方式，對上述兩種調(diào)速方式的控制效果進行對比，結(jié)果見表2。

表2 不同調(diào)速方式對應(yīng)控制效果

由表2 可知，截割-牽引聯(lián)合調(diào)速方式比牽引調(diào)速方式具有更快的調(diào)整速度；而且調(diào)整后截割-牽引聯(lián)合調(diào)速方式的塊煤率和生產(chǎn)率等指標(biāo)均優(yōu)于牽引調(diào)速方式。因此，針對機電短程截割傳動系統(tǒng)應(yīng)采用截割-牽引聯(lián)合調(diào)速方式對采煤機參數(shù)進行優(yōu)化調(diào)節(jié)。

3 結(jié)語

綜采工作面煤層、巖層的不均性導(dǎo)致截割部滾筒所承受的載荷處于動態(tài)變化狀態(tài)，進而容易導(dǎo)致?lián)u臂變形，從而導(dǎo)致?lián)u臂內(nèi)部傳動系統(tǒng)損壞。為此，本文基于三個截割電機、耦合輪系和行星輪系設(shè)計了機電短程截割傳動系統(tǒng)。同時，通過仿真對比得知，針對機電短程截割傳動系統(tǒng)，應(yīng)采用截割-牽引聯(lián)合調(diào)速方式對采煤機參數(shù)進行優(yōu)化調(diào)節(jié)。