謝 苗，石俊杰，張鴻宇，朱 昀

（遼寧工程技術(shù)大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，遼寧 阜新 123000）

在煤礦開(kāi)采領(lǐng)域，掘進(jìn)機(jī)是用于巷道掘進(jìn)的核心裝備之一。在截割煤壁過(guò)程中，掘進(jìn)機(jī)截割頭的受力情況復(fù)雜多變，導(dǎo)致截割載荷產(chǎn)生波動(dòng)，同時(shí)履帶支撐與巷道底板的接觸力也隨之發(fā)生復(fù)雜變化，致使掘進(jìn)機(jī)產(chǎn)生大量振動(dòng)，甚至產(chǎn)生嚴(yán)重的俯仰與橫滾振動(dòng)，這將直接影響掘進(jìn)機(jī)整機(jī)的作業(yè)穩(wěn)定性和安全性。劇烈的振動(dòng)不僅會(huì)導(dǎo)致掘進(jìn)機(jī)的截割臂、轉(zhuǎn)向臺(tái)和油缸等關(guān)鍵零部件損壞，而且會(huì)導(dǎo)致其支撐失效，截割頭失去進(jìn)給力等。針對(duì)上述問(wèn)題，文獻(xiàn)[1]研究了懸臂式掘進(jìn)機(jī)截割頭與煤巖的多重交互作用和速度效應(yīng)對(duì)截割頭顫振穩(wěn)定性的影響。文獻(xiàn)[2]構(gòu)建了巷道超前支架-頂板的耦合動(dòng)力學(xué)模型，并以截割力作為外部擾動(dòng)，對(duì)超前支架的動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性進(jìn)行了分析。文獻(xiàn)[3]基于相似理論對(duì)掘進(jìn)機(jī)的主動(dòng)激振截割性能進(jìn)行了研究。文獻(xiàn)[4-6]建立了掘進(jìn)機(jī)的縱向動(dòng)力學(xué)模型，并通過(guò)仿真求解微分方程，對(duì)掘進(jìn)機(jī)截割頭所受的隨機(jī)載荷進(jìn)行了模擬計(jì)算。文獻(xiàn)[7]對(duì)隨機(jī)激勵(lì)下掘錨聯(lián)合機(jī)的縱向非線性振動(dòng)特性進(jìn)行了分析。文獻(xiàn)[8]對(duì)掘進(jìn)機(jī)履帶與底板的交互作用進(jìn)行了虛擬樣機(jī)仿真分析。上述文獻(xiàn)雖然對(duì)掘進(jìn)機(jī)的振動(dòng)問(wèn)題進(jìn)行了深入研究，但并未建立詳細(xì)的掘進(jìn)機(jī)整機(jī)動(dòng)力學(xué)模型，且缺乏對(duì)多激勵(lì)條件下掘進(jìn)機(jī)的穩(wěn)定性研究。

基于此，筆者以新型縱軸式掘進(jìn)機(jī)為研究對(duì)象，對(duì)其在多激勵(lì)條件下的縱向振動(dòng)特性進(jìn)行研究。首先，綜合考慮掘進(jìn)機(jī)各部位之間的連接特性，結(jié)合縱向截割工況下的截割激勵(lì)與履帶受壓激勵(lì)，建立掘進(jìn)機(jī)的縱向非線性動(dòng)力學(xué)模型；然后，基于Runge-Kutta 變步長(zhǎng)算法，利用MATLAB 軟件對(duì)掘進(jìn)機(jī)的動(dòng)力學(xué)模型進(jìn)行求解，以得到其關(guān)鍵部位的振動(dòng)特性，并通過(guò)實(shí)驗(yàn)來(lái)驗(yàn)證所構(gòu)建的動(dòng)力學(xué)模型的正確性；最后，利用所構(gòu)建的動(dòng)力學(xué)模型對(duì)不同支穩(wěn)機(jī)構(gòu)剛度下掘進(jìn)機(jī)機(jī)身、截割頭和截割臂的振動(dòng)特性進(jìn)行預(yù)測(cè)。

1 掘進(jìn)機(jī)縱向動(dòng)力學(xué)模型構(gòu)建

1.1 截割頭縱向載荷分析

當(dāng)掘進(jìn)機(jī)在截割工作面時(shí)，其截割頭會(huì)產(chǎn)生擺動(dòng)、推移和轉(zhuǎn)動(dòng)等復(fù)雜運(yùn)動(dòng)，導(dǎo)致截齒所受的接觸力、摩擦力不斷變化。在縱向截割工況下，截割頭縱向受力是掘進(jìn)機(jī)產(chǎn)生大量振動(dòng)的主要原因。為簡(jiǎn)化分析，以截割頭端面中心為原點(diǎn)，以豎直指向地面的方向（即縱向）為X軸正方向，垂直指向作業(yè)面的方向?yàn)閅軸正方向，垂直XY面指向視線源的方向?yàn)閆軸正方向，建立截割頭坐標(biāo)系O0-X0Y0Z0。截割頭的縱向受力情況如圖1所示。

圖1 截割頭縱向受力分析Fig.1 Longitudinal force analysis for cutting head

在掘進(jìn)機(jī)截割過(guò)程中，截割頭所受的合外力為參與截割的截齒的受力總和[9]。根據(jù)圖1，截割頭在縱向（X方向）上所受的載荷F可表示為：

其中：

式中：d為截齒顆數(shù)；ξi為第i顆截齒的位置角度[10]，(°)；fc為單顆截齒所受的平均截割阻力，N；ft為單顆截齒所受的平均牽引阻力，N；Pk為巖層接觸強(qiáng)度，取巖石普氏系數(shù)為5，則Pk=50 MPa；ut為截齒類(lèi)型系數(shù)，刀形截齒取ut=1；ug為截齒幾何影響系數(shù)，ug=ueuq，其中ue為截齒刃部寬度影響系數(shù)，取ue=0.93；uq為截齒前刃面形狀影響系數(shù)，取uq=1；uv為截齒截角對(duì)截割比能耗的影響系數(shù)，取uv=0.91；uo為截齒截角影響系數(shù)，取uo=0.76；l為平均截線間距，取l=43 mm；h為平均切削厚度，取h=40 mm；Sj為截齒后刃面在牽引方向上的投影面積，取Sj=35 mm2。

基于上述公式并結(jié)合掘進(jìn)機(jī)的實(shí)際工況參數(shù)，計(jì)算得到截割頭所受的縱向載荷均值為200 kN。

1.2 履帶與底板的接觸力分析

根據(jù)Bekker沉陷理論[11]，掘進(jìn)機(jī)履帶與巷道底板之間的接觸力集中作用在兩側(cè)的驅(qū)動(dòng)輪和導(dǎo)向輪的下端。履帶兩側(cè)的驅(qū)動(dòng)輪和導(dǎo)向輪的沉陷量與接地壓力、巷道底板內(nèi)聚力模量、巷道底板內(nèi)摩擦力模量以及形變指數(shù)的關(guān)系為：

式中：xhj為履帶兩側(cè)的驅(qū)動(dòng)輪和導(dǎo)向輪的沉陷量，m；Phj為接地壓力，Pa；Fhj為支撐載荷，N；L為接地帶長(zhǎng)，取L=3 m；B為接地帶寬，取B=0.6 m；Kc為巷道底板內(nèi)聚力模量，取Kc=28 170 N/mn；Kφ為巷道底板內(nèi)摩擦力模量，取Kφ=1 865 040 N/mn+1；n為形變指數(shù)，取n=0.7。

由此可得：

1.3 整機(jī)動(dòng)力學(xué)模型

根據(jù)對(duì)新型縱軸式掘進(jìn)機(jī)在縱向截割工況下的振動(dòng)分析，將掘進(jìn)機(jī)簡(jiǎn)化為截割頭、截割臂、回轉(zhuǎn)臺(tái)、機(jī)身、行走部和支撐部等部件[12]。為便于動(dòng)力學(xué)模型的分析計(jì)算，作以下假設(shè)：1）以掘進(jìn)機(jī)機(jī)身重心O為原點(diǎn)，按上文定義的方向構(gòu)建整機(jī)坐標(biāo)系；2）在對(duì)掘進(jìn)機(jī)進(jìn)行縱向（X方向）動(dòng)力學(xué)分析時(shí)，不考慮Y、Z方向的振動(dòng)干擾；3）掘進(jìn)機(jī)各部件均視作剛體，質(zhì)量分布在各部件中心處；4）忽略各部件連接處的微量形變和變形以及傳動(dòng)系統(tǒng)與其他輔助系統(tǒng)對(duì)掘進(jìn)機(jī)動(dòng)態(tài)特性的影響；5）各部件連接處采用彈簧剛度與阻尼剛度進(jìn)行描述；6）根據(jù)Bekker 沉陷理論，將履帶兩側(cè)的驅(qū)動(dòng)輪和導(dǎo)向輪簡(jiǎn)化為4個(gè)支撐點(diǎn)?；谏鲜黾僭O(shè)條件，建立該掘進(jìn)機(jī)的縱向非線性動(dòng)力學(xué)模型，如圖2所示。

圖2 新型縱軸式掘進(jìn)機(jī)的縱向非線性動(dòng)力學(xué)模型Fig.2 Longitudinal nonlinear dynamics model of new vertical-axis roadheader

圖2中：?、η分別為掘進(jìn)機(jī)截割時(shí)產(chǎn)生的俯仰角、橫滾角；m1、m21、m22分別為截割頭、截割臂、回轉(zhuǎn)臺(tái)的等效質(zhì)量；m3為掘進(jìn)機(jī)機(jī)身的等效質(zhì)量；m41、m42分別為支穩(wěn)機(jī)構(gòu)的等效質(zhì)量；ma、mb、mc、md為履帶的4 個(gè)支撐點(diǎn)的平均等效質(zhì)量；me、mf、mg分別為鏟斗、左后支撐、右后支撐的等效質(zhì)量；J1、J2分別為機(jī)身俯仰方向與橫滾方向的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；k1、c1分別為截割頭與截割臂之間的等效剛度和等效阻尼；k2、k21、k22，c2、c21、c22分別為截割臂與回轉(zhuǎn)臺(tái)之間支撐油缸、左右回轉(zhuǎn)油缸（共3 組）的等效剛度和等效阻尼；k3、c3分別為回轉(zhuǎn)臺(tái)與機(jī)身之間的等效剛度和等效阻尼；k31、k32，c31、c32分別為支穩(wěn)機(jī)構(gòu)與機(jī)身之間的等效剛度和等效阻尼；k41、k42，c41、c42分別為支穩(wěn)機(jī)構(gòu)與頂板之間的等效剛度、等效阻尼；ka、kb、kc、kd，ca、cb、cc、cd分別為履帶與機(jī)身連接處的等效剛度和等效阻尼；ke、kf、kg，ce、cf、cg分別為鏟斗、左右后支撐與機(jī)身連接處的等效剛度與等效阻尼；θ為截割臂支撐油缸與回轉(zhuǎn)臺(tái)所在面的夾角；γ、β分別為截割臂左、右兩側(cè)的回轉(zhuǎn)油缸與回轉(zhuǎn)臺(tái)所在面的夾角；α為鏟斗油缸與機(jī)身所成夾角；σ、τ分別為左、右后支撐與機(jī)身所成夾角；q、r為機(jī)身重心O與履帶前、后支撐點(diǎn)的水平距離；u、v為機(jī)身重心與履帶左、右支撐點(diǎn)的水平距離；p為履帶前支撐點(diǎn)到鏟斗與機(jī)身連接點(diǎn)的水平距離；s為履帶后支撐點(diǎn)與后支撐的水平距離；t、w為機(jī)身重心到支穩(wěn)機(jī)構(gòu)、后支撐的水平距離；x1、x21分別為截割頭、截割臂在仰角為θ條件下作業(yè)時(shí)的縱向振動(dòng)位移；x22為回轉(zhuǎn)臺(tái)的縱向振動(dòng)位移；x3為機(jī)身的振動(dòng)位移；x41、x42為左、右兩側(cè)支穩(wěn)機(jī)構(gòu)的縱向振動(dòng)位移；xa、xb、xc、xd分別為履帶的4 個(gè)支撐點(diǎn)的縱向振動(dòng)位移；xe為鏟斗的縱向振動(dòng)位移；xf、xg分別為左、右后支撐的縱向振動(dòng)位移。

基于圖2所示的縱向動(dòng)力學(xué)模型，掘進(jìn)機(jī)系統(tǒng)的動(dòng)能函數(shù)T可表示為：

勢(shì)能函數(shù)V可表示為：

聯(lián)立式(4)和式(5)，可得瑞利損耗函數(shù)D：

其中：

式中：xqa、xqb、xrc、xrd分別為連接履帶的4個(gè)支撐點(diǎn)與機(jī)身的彈簧阻尼的縱向振動(dòng)位移，xpe為連接鏟斗與機(jī)身的彈簧阻尼的縱向振動(dòng)位移，xst、xsw分別為連接左右后支撐與機(jī)身的彈簧阻尼的縱向振動(dòng)位移。

將式(1)至式(7)代入拉格朗日方程[13]，可得掘進(jìn)機(jī)系統(tǒng)的振動(dòng)微分方程：

式中：M為慣性矩陣，C為阻尼矩陣，K為剛度矩陣，X為位移矩陣，F(xiàn)為阻尼力矩陣。

式(8)中M、K、C、X和F分別表示為：

其中：

上述公式中各參數(shù)的數(shù)值參考某新型縱軸式掘進(jìn)機(jī)的結(jié)構(gòu)參數(shù)和性能參數(shù)[14]，具體如表1所示。

2 掘進(jìn)機(jī)振動(dòng)特性理論分析

基于Runge-Kutta變步長(zhǎng)算法[15]，采用MATLAB軟件對(duì)上文的振動(dòng)微分方程進(jìn)行數(shù)值求解，以分析新型縱軸式掘進(jìn)機(jī)的縱向振動(dòng)特性。在縱向截割工況下，掘進(jìn)機(jī)截割頭、截割臂和機(jī)身的理論振動(dòng)位移曲線如圖3所示。由圖3(a)可得：截割頭沿X正方向的振動(dòng)位移峰值為16.15 mm，沿X負(fù)方向的振動(dòng)位移峰值為9.88 mm，振動(dòng)位移均方根值為4.59 mm。截割頭振動(dòng)位移較大是因?yàn)槠渲苯映惺芙馗钶d荷的作用。由圖3(b)可得：截割臂沿X正方向的振動(dòng)位移峰值為9.46 mm，沿X負(fù)方向的振動(dòng)位移峰值為4.96 mm，振動(dòng)位移均方根值為3.49 mm。通過(guò)對(duì)比可知，截割臂的振動(dòng)位移稍小于截割頭，分析原因在于截割頭在將大量振動(dòng)傳遞給截割臂的過(guò)程中受到阻尼效應(yīng)。由圖3(c)可得：掘進(jìn)機(jī)機(jī)身受到履帶與底板接觸力和截割載荷的共同影響，其振動(dòng)位移響應(yīng)呈非線性，機(jī)身沿X正方向的振動(dòng)位移峰值為4.51 mm，沿X負(fù)方向的振動(dòng)位移峰值為1.64 mm，振動(dòng)位移均方根值為2.54 mm。

圖3 掘進(jìn)機(jī)各部位的振動(dòng)位移理論曲線Fig.3 Theoretical vibration displacement curve of each part of roadheader

圖4 所示為掘進(jìn)機(jī)機(jī)身重心的振動(dòng)幅頻曲線。由圖可知，掘進(jìn)機(jī)機(jī)身的共振響應(yīng)頻率為60～80 Hz、90～110 Hz、130～150 Hz；當(dāng)頻率為100 Hz左右時(shí)，機(jī)身重心的振動(dòng)幅值最大。在后續(xù)研究和實(shí)際應(yīng)用中，宜避開(kāi)上述共振頻率區(qū)間。

圖4 掘進(jìn)機(jī)機(jī)身重心的振動(dòng)幅頻曲線Fig.4 Vibration amplitude frequency curve of gravity center of roadheader body

在縱向截割工況下，掘進(jìn)機(jī)機(jī)身的俯仰角與橫滾角如圖5所示。由圖5(a)可知，掘進(jìn)機(jī)機(jī)身沿X正方向的俯仰角最值為0.29°，沿X負(fù)方向的俯仰角最值為0.19°。分析認(rèn)為：在縱向截割過(guò)程中會(huì)產(chǎn)生較小幅度俯仰振動(dòng)，該振動(dòng)會(huì)對(duì)掘進(jìn)機(jī)支撐的穩(wěn)定性產(chǎn)生輕微影響。由圖5(b)可知，在縱向截割工況下，掘進(jìn)機(jī)機(jī)身沿X正方向的橫滾角最值為0.048°，沿X負(fù)方向的橫滾角最值為0.16°，說(shuō)明掘進(jìn)機(jī)縱向截割時(shí)的橫滾振動(dòng)非常小，并不會(huì)造成機(jī)身側(cè)翻，其影響甚微，可以忽略。由此可知，支穩(wěn)機(jī)構(gòu)對(duì)掘進(jìn)機(jī)機(jī)身的橫滾振動(dòng)有較強(qiáng)的抑制作用。

圖5 掘進(jìn)機(jī)機(jī)身的俯仰角、橫滾角變化曲線Fig.5 Variation curves of pitch angle and roll angle of roadheader body

掘進(jìn)機(jī)機(jī)身的振動(dòng)相圖如圖6 所示。由圖6 可以得出：機(jī)身振動(dòng)相圖由大量橢圓構(gòu)成，其中存在大量運(yùn)動(dòng)軌跡交叉點(diǎn)，說(shuō)明機(jī)身整體振動(dòng)呈無(wú)規(guī)律混沌狀態(tài)；機(jī)身振動(dòng)的極限位置分別為4.51 mm 與-3.18 mm，對(duì)應(yīng)的極限速度為±0.071 m/s。

圖6 掘進(jìn)機(jī)機(jī)身的振動(dòng)相圖Fig.6 Vibration phase diagram of roadheader body

3 掘進(jìn)機(jī)振動(dòng)特性實(shí)驗(yàn)研究

為了驗(yàn)證上文所構(gòu)建的新型縱軸式掘進(jìn)機(jī)縱向動(dòng)力學(xué)模型的正確性，搭建圖7所示的掘進(jìn)機(jī)截割-振動(dòng)測(cè)試實(shí)驗(yàn)臺(tái)并開(kāi)展相關(guān)實(shí)驗(yàn)。根據(jù)實(shí)驗(yàn)室的現(xiàn)有條件以及截割實(shí)驗(yàn)相似系數(shù)的選取經(jīng)驗(yàn)，按1∶3 的相似比搭建掘進(jìn)機(jī)的相似實(shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ停话疵悍邸盟唷盟疄?.62∶1∶0.49 的比例調(diào)配制作實(shí)驗(yàn)煤壁[16]；振動(dòng)測(cè)量元件選擇DH311E 加速度傳感器[17]，分別安裝在截割頭、截割臂與機(jī)身處。為保證實(shí)驗(yàn)過(guò)程的安全性，在機(jī)身內(nèi)安裝油缸以等效替代支穩(wěn)機(jī)構(gòu)。內(nèi)置油缸底部固定在地面上，上端連接掘進(jìn)機(jī)機(jī)身上表面，工作時(shí)油缸縮回產(chǎn)生向下的載荷，以等效代替支穩(wěn)機(jī)構(gòu)的支撐效果。

圖7 掘進(jìn)機(jī)截割-振動(dòng)測(cè)試實(shí)驗(yàn)臺(tái)Fig.7 Experimental bench for roadheader cutting?vi‐bration test

在實(shí)驗(yàn)過(guò)程中，操作人員通過(guò)使用計(jì)算機(jī)控制模塊來(lái)操縱掘進(jìn)機(jī)，以使掘進(jìn)機(jī)縱向截割；數(shù)據(jù)采集儀同步采集傳感器信號(hào)并傳遞至計(jì)算機(jī)，以進(jìn)行數(shù)據(jù)處理與記錄。待掘進(jìn)機(jī)穩(wěn)定工作后，提取截割60 s內(nèi)的截割頭、截割臂及機(jī)身的振動(dòng)位移數(shù)據(jù)[18]，結(jié)果如圖8所示。

圖8 掘進(jìn)機(jī)各部位的振動(dòng)位移實(shí)測(cè)曲線Fig.8 Measured displacement curve of each part of roadheader

對(duì)掘進(jìn)機(jī)各部位振動(dòng)位移的實(shí)測(cè)值與理論計(jì)算值進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果如表2所示。由表2可知，截割頭振動(dòng)位移峰值的最大誤差為27.12%，但均方根值的最大誤差為9.11%，小于20%，說(shuō)明截割頭振動(dòng)受到截割載荷的影響，從而導(dǎo)致振動(dòng)位移峰值偏差較大[19]，但振動(dòng)位移均方根值的誤差符合預(yù)期。截割臂振動(dòng)位移峰值的實(shí)測(cè)值略大于理論計(jì)算值，且振動(dòng)位移峰值與均方根值的誤差皆小于20%，說(shuō)明理論計(jì)算結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果基本相符。出于安全考慮，在搭建實(shí)驗(yàn)臺(tái)的過(guò)程中有意增大了固定螺絲的預(yù)緊力，該操作會(huì)導(dǎo)致機(jī)身振動(dòng)位移的實(shí)測(cè)值略小于理論計(jì)算值，但其振動(dòng)位移峰值與均方根值的誤差皆在20%以內(nèi)，滿足精度要求。由此可知，所構(gòu)建的掘進(jìn)機(jī)縱向動(dòng)力學(xué)模型在一定條件下符合實(shí)際情況，可實(shí)現(xiàn)對(duì)振動(dòng)特性的有效預(yù)測(cè)。

表2 掘進(jìn)機(jī)振動(dòng)位移的理論計(jì)算值與實(shí)測(cè)值對(duì)比Table 2 Comparison of theoretical calculation value and measured value of vibration displacement of road‐header 單位：mm

4 不同支穩(wěn)機(jī)構(gòu)剛度下掘進(jìn)機(jī)的振動(dòng)特性預(yù)測(cè)

為減小新型縱軸式掘進(jìn)機(jī)的縱向振動(dòng)，以提升其機(jī)身的穩(wěn)定性，通過(guò)增大油缸推力將支穩(wěn)機(jī)構(gòu)剛度調(diào)整至初始剛度的2，3倍。保證掘進(jìn)機(jī)的結(jié)構(gòu)、質(zhì)量、阻尼等參數(shù)不變，將支穩(wěn)機(jī)構(gòu)的剛度k31、k32從初始值1.7×105N/m調(diào)整為3.4×105，5.1×105N/m。將調(diào)整后的k31、k32代入上文所建立的動(dòng)力學(xué)模型，利用MATLAB軟件進(jìn)行仿真求解，得到不同支穩(wěn)機(jī)構(gòu)剛度下掘進(jìn)機(jī)截割頭、截割臂與機(jī)身的振動(dòng)位移，并與原始剛度下各部位的振動(dòng)位移進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果如圖9所示（為表示方便，剛度k31、k32簡(jiǎn)化為k）。

圖9 不同支穩(wěn)機(jī)構(gòu)剛度下掘進(jìn)機(jī)的振動(dòng)位移曲線Fig.9 Vibration displacement curves of roadheader un‐der different stabilizing mechanism stiffness

為方便分析支穩(wěn)機(jī)構(gòu)剛度對(duì)掘進(jìn)機(jī)縱向振動(dòng)的影響規(guī)律，將仿真所得的振動(dòng)位移數(shù)據(jù)以5 s為步長(zhǎng)計(jì)算振動(dòng)位移的均方根值，結(jié)果如圖10所示。

圖10 不同支穩(wěn)機(jī)構(gòu)剛度下掘進(jìn)機(jī)振動(dòng)位移的均方根值對(duì)比Fig.10 Comparison of root mean square value of vibration displacement of roadheader under different stabilizing mechanism stiffness

采用伏格爾法對(duì)所得到的振動(dòng)位移均方根值進(jìn)行分析[20]。結(jié)果表明，當(dāng)支穩(wěn)機(jī)構(gòu)的剛度增大至初始值的2倍時(shí)，截割頭的振動(dòng)位移均方根值減小了14%；截割臂的振動(dòng)位移均方根值減小了12%；機(jī)身的振動(dòng)位移均方根值減小了21%。當(dāng)支穩(wěn)機(jī)構(gòu)的剛度增大至初始值的3倍時(shí)，截割頭的振動(dòng)位移均方根值減小了20%；截割臂的振動(dòng)位移均方根值減小了22%；機(jī)身的振動(dòng)位移均方根值減小了29%。綜上，隨著支穩(wěn)機(jī)構(gòu)剛度的遞增，掘進(jìn)機(jī)各部位的振動(dòng)位移顯著減小。由此說(shuō)明，增大支穩(wěn)機(jī)構(gòu)的剛度可減小掘進(jìn)機(jī)的振動(dòng)響應(yīng)，提高了其穩(wěn)定性。

5 結(jié) 論

1）考慮履帶與巷道底板的非線性接觸力與截割載荷等多個(gè)外部激勵(lì)的影響，基于縱向截割工況構(gòu)建了新型縱軸式掘進(jìn)機(jī)的縱向非線性動(dòng)力學(xué)模型。通過(guò)對(duì)比掘進(jìn)機(jī)截割頭、截割臂與機(jī)身的振動(dòng)位移的理論計(jì)算值與實(shí)測(cè)值可得，最大誤差在20%以內(nèi)，驗(yàn)證了所構(gòu)建的動(dòng)力學(xué)模型在一定條件下的正確性。

2）掘進(jìn)機(jī)因受多種外部激勵(lì)的復(fù)合影響，整機(jī)振動(dòng)處于混沌狀態(tài)；主要振型為縱向振動(dòng)，存在一定的俯仰振動(dòng)，而橫滾振動(dòng)較弱，可忽略。

3）利用所構(gòu)建的動(dòng)力學(xué)模型預(yù)測(cè)了不同支穩(wěn)機(jī)構(gòu)剛度下新型縱軸式掘進(jìn)機(jī)的縱向振動(dòng)特性。結(jié)果表明：隨著支穩(wěn)機(jī)構(gòu)剛度的增大，掘進(jìn)機(jī)各部位的振動(dòng)位移有所減小。由此可知，增大支穩(wěn)機(jī)構(gòu)剛度可實(shí)現(xiàn)掘進(jìn)機(jī)穩(wěn)定性的提升。