采煤機(jī)振動(dòng)特性研究

田 震，高 珊，李 晉，趙麗娟

（1.周口師范學(xué)院 機(jī)械與電氣工程學(xué)院，周口 466000；2.遼寧工程技術(shù)大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，阜新 123000）

0 引言

采煤機(jī)作為煤炭生產(chǎn)的重要設(shè)備之一，在我國(guó)得到了大范圍的應(yīng)用。采煤機(jī)在截割復(fù)雜煤層時(shí)將受到非線性沖擊載荷作用，在強(qiáng)大沖擊作用下機(jī)身將會(huì)產(chǎn)生劇烈的振動(dòng)[1,2]，不僅影響影響機(jī)械系統(tǒng)的穩(wěn)定性，還會(huì)對(duì)相關(guān)液壓以及電氣系統(tǒng)的可靠性產(chǎn)生不利影響，如何降低采煤機(jī)工作時(shí)的振動(dòng)已成為煤礦開采中面臨的重要課題。

為研究采煤機(jī)截割過程中的振動(dòng)特性，本文以MG400/951-WD采煤機(jī)為研究對(duì)象，對(duì)該型采煤機(jī)應(yīng)用煤層煤樣性質(zhì)進(jìn)行測(cè)定，根據(jù)測(cè)定結(jié)果計(jì)算出前后滾筒受到的沖擊載荷；將載荷作為外部激勵(lì)施加給采煤機(jī)多體模型并進(jìn)行仿真，獲取采煤機(jī)搖臂殼體的動(dòng)應(yīng)力分布以及不同位置的加速度響應(yīng)，利用子結(jié)構(gòu)模態(tài)綜合法判斷出應(yīng)力以及測(cè)試點(diǎn)加速度與模態(tài)振動(dòng)的相關(guān)性。研究結(jié)果可為采煤機(jī)相關(guān)結(jié)構(gòu)改進(jìn)及其工作可靠性評(píng)價(jià)提供一定參考。

1 煤巖性質(zhì)測(cè)定及滾筒載荷計(jì)算

為使?jié)L筒所受載荷更符合實(shí)際工況，對(duì)采煤機(jī)應(yīng)用煤礦具有典型代表性的煤層取樣并進(jìn)行物理機(jī)械性質(zhì)測(cè)定。根據(jù)試驗(yàn)測(cè)得煤樣密度為1279kg/m3，彈性模量4.11×103MPa，抗壓強(qiáng)度15.78MPa，抗拉強(qiáng)度0.83MPa，泊松比0.24，凝聚力1.45MPa，內(nèi)摩擦角58°，堅(jiān)固性系數(shù)1.9。

取兩煤樣測(cè)試結(jié)果平均值作為煤樣性質(zhì)參數(shù)。以牽引速度為5m/min、滾筒轉(zhuǎn)速為58r/min、前滾筒（牽引方向一側(cè)）截煤厚度為其直徑1150mm、后滾筒（牽引方向后側(cè)）截煤厚度為400mm為例，基于采煤機(jī)破煤理論[3,4]，利用Matlab編程計(jì)算出前后滾筒所受載荷如圖1所示。

2 振動(dòng)特性分析

2.1 剛?cè)狁詈夏Ｐ偷慕?/h3>

圖1 采煤機(jī)滾筒所受載荷

基于PRO/E、ANSYS和ADAMS等軟件構(gòu)建協(xié)同仿真平臺(tái)[5,6]，對(duì)搖臂殼體、行星架以及行星軸進(jìn)行柔性化處理，同時(shí)結(jié)合采煤機(jī)結(jié)構(gòu)拓?fù)潢P(guān)系，建立采煤機(jī)多體模型如圖2所示。

圖2 采煤機(jī)多體模型

2.2 動(dòng)力學(xué)仿真

將計(jì)算得到的載荷施加到前后滾筒質(zhì)心處，對(duì)模型進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真[7]。得到采煤機(jī)前后兩搖臂殼體在工作過程中的應(yīng)力分布如圖3所示。由圖3可見，由于前搖臂滾筒截割厚度大于后搖臂滾筒截割厚度，其受到煤巖沖擊明顯大于后搖臂；前搖臂殼體在截割過程中的高動(dòng)應(yīng)力區(qū)域主要集中在搖臂殼體上下支撐耳處，而后搖臂殼體的高動(dòng)應(yīng)力區(qū)域主要位于與牽引部連接耳處以及行星減速器安裝腔端蓋螺孔處。

圖3 搖臂殼體應(yīng)力分布云圖

前后搖臂殼體最大應(yīng)力值節(jié)點(diǎn)受力曲線如圖4所示。由圖4可見，在0s～0.1s范圍內(nèi)，采煤機(jī)處于空載階段，此時(shí)前后搖臂殼體受力較??；而在0.1s時(shí)刻采煤機(jī)開始截割煤巖，此時(shí)滾筒瞬時(shí)加載使得搖臂殼體受力瞬間增大，其中前后搖臂殼體最大應(yīng)力節(jié)點(diǎn)分別為高動(dòng)應(yīng)力區(qū)域內(nèi)19021節(jié)點(diǎn)和19465節(jié)點(diǎn)，當(dāng)采煤機(jī)處于平穩(wěn)截割狀態(tài)時(shí)，受到滾筒載荷的影響前搖臂殼體受力明顯大于后搖臂殼體的受力，但兩者均處于周期性變化。

圖4 搖臂殼體最值節(jié)點(diǎn)應(yīng)力曲線

2.3 振動(dòng)特性分析

為全面分析采煤機(jī)的振動(dòng)也行，將子結(jié)構(gòu)模態(tài)綜合法引入到采煤機(jī)振動(dòng)特性分析中[8]。通過模態(tài)分析計(jì)算得到系統(tǒng)各階模態(tài)頻率及相應(yīng)振型特征如表1所示，其中第3階、第4階模態(tài)振型如圖5所示，前搖臂殼體變形主要集中在與牽引部連接耳處、截割電機(jī)安裝腔體薄壁處以及搖臂殼體頸部；而后搖臂殼體的變形較小，主要表現(xiàn)為與牽引部連接耳部的扭轉(zhuǎn)變形。

表1 系統(tǒng)模態(tài)振型

圖5 搖臂殼體主要振型特征

通過仿真得到前后滾筒質(zhì)心三向加速度變化曲線及其數(shù)值統(tǒng)計(jì)如圖6和表2所示，截割過程中由于受到非線性交變載荷的沖擊，前后滾筒都出現(xiàn)了劇烈的振動(dòng)，由于前滾筒截割厚度大于后滾筒，其受到的沖擊明顯大于后滾筒，使得前滾筒在三個(gè)方向上的振動(dòng)程度都比后滾筒劇烈；前后滾筒振動(dòng)的劇烈程度表現(xiàn)為在Y向（垂直方向）＞X向（垂直于工作面）＞Z向（牽引方向），前后滾筒振動(dòng)在加載時(shí)刻表現(xiàn)的最為明顯，待穩(wěn)定截割后逐漸趨于平緩，其中穩(wěn)定截割后前后滾筒在垂直方向上的加速度有效值仍然可達(dá)到6036.0682mm/s2和4685.8011mm/s2。

表2 滾筒質(zhì)心三向加速度的數(shù)據(jù)統(tǒng)計(jì)

圖6 滾筒質(zhì)心加速度曲線

由于前后滾筒垂向振動(dòng)程度表現(xiàn)的最為劇烈，利用傅里葉變換對(duì)其垂向加速度時(shí)域內(nèi)的響應(yīng)曲線進(jìn)行變換，得到滾筒垂向加速度功率譜曲線如圖7所示。由圖7可見，滾筒的振動(dòng)能量主要分布在30Hz～60Hz以及80Hz～120Hz兩個(gè)頻帶之間，且采煤機(jī)形成了具有第3、4階振型特征的振動(dòng)變形。

圖7 滾筒質(zhì)心垂向加速度功率譜

提取前后搖臂耳部和伸出端處四個(gè)測(cè)量點(diǎn)的加速度數(shù)據(jù)如表3所示。后搖臂測(cè)量點(diǎn)在整個(gè)截割過程中整體的振動(dòng)程度大于后搖臂，且加速度響應(yīng)中出現(xiàn)突變的數(shù)量明顯大于前搖臂測(cè)量點(diǎn)；前后搖臂殼體的振動(dòng)最大處均位于殼體的伸出端，其中前后搖臂伸出端在垂直方向上的加速度響應(yīng)有效值分別為5501.6119mm/s2和5623.3202mm/s2。

前后搖臂殼體耳部及輸出端處垂向加速度功率譜曲線如圖8所示。由圖8可見，前搖臂在垂直方向上的振動(dòng)主要是由第3階模態(tài)中搖臂繞其耳部的扭轉(zhuǎn)以及垂直于工作面的彎曲變形造成的，而沖擊載荷經(jīng)截割部傳遞到牽引部殼體產(chǎn)生非線性劇烈變化的扭矩是使下耳產(chǎn)生劇烈振動(dòng)的主要原因；后搖臂殼體在垂直方向上的振動(dòng)主要是由第3階模態(tài)中搖臂繞其耳部的扭轉(zhuǎn)以及搖臂殼體的垂向彎曲造成的。

表3 搖臂三向加速度的數(shù)據(jù)統(tǒng)計(jì)

圖8 搖臂殼體垂向加速度功率譜

對(duì)圖4中前后搖臂殼體最值節(jié)點(diǎn)應(yīng)力曲線進(jìn)行傅里葉變換，得到兩節(jié)點(diǎn)應(yīng)力功率譜曲線如圖9所示。前搖臂殼體的高動(dòng)應(yīng)力區(qū)域主要集中在支撐上耳與調(diào)高下耳處，其應(yīng)力危險(xiǎn)點(diǎn)的出現(xiàn)主要是由于柔性殼體的扭轉(zhuǎn)以及第3階模態(tài)振動(dòng)變形造成的；后搖臂殼體的高動(dòng)應(yīng)力區(qū)域主要集中行星減速器安裝腔端蓋螺孔處，其最大主應(yīng)力出現(xiàn)周期性的峰值，對(duì)應(yīng)的頻率為7.28Hz及其倍頻，經(jīng)過對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)的分析，發(fā)現(xiàn)該頻率與行星減速器輸入軸齒輪的轉(zhuǎn)頻一致。兩殼體高動(dòng)力區(qū)域內(nèi)最大應(yīng)力均低于材料的屈服應(yīng)力，此時(shí)易發(fā)生高周疲勞破壞。對(duì)此，可通過對(duì)殼體局部結(jié)構(gòu)添加強(qiáng)筋以提高其剛度，降低振動(dòng)產(chǎn)生的不利影響。

3 結(jié)論

圖9 搖臂殼體最值節(jié)點(diǎn)應(yīng)力功率譜

1）基于采煤機(jī)破煤理論結(jié)合煤樣性質(zhì)測(cè)試結(jié)果對(duì)采煤機(jī)前后滾筒受到的外部載荷進(jìn)行計(jì)算，通過施加載荷邊界條件對(duì)采煤機(jī)多體模型進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真，得到了前后搖臂殼體的受力分布及不同測(cè)試點(diǎn)的加速度響應(yīng)，其中前搖臂殼體在截割過程中的高動(dòng)應(yīng)力區(qū)域主要集中在搖臂殼體上下支撐耳處，而后搖臂殼體的高動(dòng)應(yīng)力區(qū)域主要位于與牽引部連接耳處以及行星減速器安裝腔端蓋螺孔處；前滾筒的振動(dòng)明顯大于后滾筒；滾筒垂直方向上的振動(dòng)最為劇烈。

2）利用子結(jié)構(gòu)模態(tài)綜合法判斷出應(yīng)力以及測(cè)試點(diǎn)加速度與模態(tài)振動(dòng)的相關(guān)性，前搖臂在垂直方向上的振動(dòng)主要是由第3階模態(tài)中搖臂繞其耳部的扭轉(zhuǎn)以及垂直于工作面的彎曲變形造成的，而沖擊載荷經(jīng)截割部傳遞到牽引部殼體產(chǎn)生非線性劇烈變化的扭矩是使下耳產(chǎn)生劇烈振動(dòng)的主要原因；后搖臂殼體在垂直方向上的振動(dòng)主要是由第3階模態(tài)中搖臂繞其耳部的扭轉(zhuǎn)以及搖臂殼體的垂向彎曲造成的。

3）對(duì)前后搖臂殼體最值節(jié)點(diǎn)應(yīng)力功率譜進(jìn)行分析，找出了前應(yīng)力危險(xiǎn)點(diǎn)主要是由于柔性殼體的扭轉(zhuǎn)以及第3階模態(tài)振動(dòng)變形造成的，而后應(yīng)力危險(xiǎn)點(diǎn)主要是由于應(yīng)力所對(duì)應(yīng)的頻率與行星減速器輸入軸齒輪的轉(zhuǎn)頻一致造成的，為降低采煤機(jī)的振動(dòng)，對(duì)相關(guān)搖臂殼體結(jié)構(gòu)做出了相應(yīng)的改進(jìn)。改進(jìn)后的采煤機(jī)在內(nèi)蒙古文玉煤礦投入生產(chǎn)以來，運(yùn)行平穩(wěn)，沒有出現(xiàn)由于劇烈振動(dòng)造成的結(jié)構(gòu)損壞，說明了分析結(jié)果能夠?yàn)閷?shí)際生產(chǎn)提供較為有力的支持。