礦井采煤機結構動態(tài)振動特性研究

郄巖偉

（晉能控股集團和順新大地煤業(yè)有限公司， 山西 晉中 030600）

引言

隨著社會對于煤炭需求量的增大，對采煤機工作性能的要求也日益增加，采煤機在面臨高強度開采作業(yè)的同時也受到了來自礦井惡劣環(huán)境的不利影響[1]。采煤機在切割煤炭時會發(fā)生強烈的振動，組成采煤機的搖臂殼體和牽引殼部體在受到強大沖擊力的時候同時產(chǎn)生振動，如果發(fā)生的振動現(xiàn)象超過了安全臨界線就會造成采煤機的停機。強烈的振動不僅會影響采煤機的安全平穩(wěn)性，還會損壞采煤機的截齒，采煤機的截齒被損壞后就會做出非正常的開采作業(yè)，影響切割面的正常開采。強烈的振動也會產(chǎn)生較大的噪音，對礦井內(nèi)一線作業(yè)人員的職業(yè)健康安全造成了威脅[2]。因此，通過ANSYS 仿真軟件對搖臂殼體和牽引殼部體在受到強大沖擊力作用后的振動特性進行研究。

1 采煤機的組成及工作原理

1.1 采煤機的組成

通過對煤礦企業(yè)常用的MG2×70/325-BWD 型采煤機進行研究，該類型采煤機為雙滾筒式的采煤機結構，主要由截割部、牽引部、行走部和附屬裝置等部分組成[3]。MG2×70/325-BWD 型采煤機割煤效率較高且對各類煤層的適應性較強，主要工作部件為滾筒，通過滾筒的高速旋轉以螺旋葉片帶動截齒對煤炭進行接觸切割，不僅可以進行割煤工作，還可以完成落煤和裝煤工作，具體結構如圖1 所示。

1.2 采煤機的工作原理

圖1 MG2×70/325-BWD 型采煤機結構示意圖

采煤機通過牽引部位的電機旋轉帶動軸轉動，并且通過減速箱齒輪的配合比對旋轉軸進行降速，使其滿足能夠應用于煤炭開采作業(yè)的切割轉速。采煤機將沿著預定的工作面進行移動，按照采煤工作面的開采程度進行轉移[4]。同時，割煤電機帶動采煤機前后兩個滾筒進行割煤作業(yè)，前后兩個可以調(diào)節(jié)的油缸之間進行密切配合。當前臂遙感的調(diào)高油缸提升一定的角度之后將沿煤壁進行頂煤，而后搖臂的油缸將降低角度在底部割煤。按照上述的工作原理，采煤機按照循環(huán)的模式在礦井工作面實現(xiàn)采煤、運輸?shù)纫幌盗泄ぷ鱗5]。

2 仿真模型的建立

為了提高仿真結果的精確性，按照實際尺寸1∶1的比例建立起三維模型。通過Pro/E 三維建模軟件對MG2×70/325-BWD 型采煤機的三維模型進行建立，分別建立起滾筒模型、齒輪模型、螺栓等標準件模型以及研究的兩個重要對象——搖臂殼體、牽引部殼體的模型。為了提高仿真的工作效率，對零碎部件進行去除，刪除一些倒角、圓角、支撐板等對仿真結果影響不大的零碎部件[6]。搖臂殼體、牽引部殼體的模型如下頁圖2 所示。

在完成了對各個部件三維模型圖的建立之后，應將各個模型進行裝配組裝，通過采用由下往上的裝配方法，按主裝配與子裝配相結合的模式完成二次裝配，實現(xiàn)對整機結構的總裝。并且要對裝配后的各個零部件進行干涉檢查，便于后期導入ADAMS 軟件后不出現(xiàn)運行錯誤，首先應對子裝配結構進行干涉檢查，按照順序完成最終的總機檢查過程，總裝結構圖如圖3 所示。

圖2 采煤機搖臂殼體、牽引部殼體結構示意圖

圖3 采煤機整機裝配圖

3 仿真模型的建立

采煤機在對煤炭切割的時候可以考慮為理想的剛柔耦合模型，通過對采煤機各個運動部件之間的相互運動關系分析，設置部件兩者之間的相互作用力以及相互之間的自由度約束關系，通過ADAMS軟件在各個部件之間設置運動關系，模擬實際采煤機在工作過程中的轉動現(xiàn)象，并且對每個部件之間的摩擦力按照實際情況進行設置。

由于采煤機由金屬材料而制成，考慮實際情況不能將其定義為完全的剛體結構，應將搖臂與牽引部兩殼體設置為柔性體，使其在仿真過程中受到作用力的狀態(tài)后會發(fā)生振動效應，著重對采煤機搖臂殼體、牽引部殼體結構加密網(wǎng)格結構以提高仿真的精確性，搖臂殼體、牽引部殼體柔性體外添加約束副，提高其運動要求，建立的采煤機三維仿真模型圖并施加剛柔耦合作用效應模型如圖4 所示。

圖4 采煤機剛柔耦合模型

設置采煤機前滾筒的軸向作用力為78 821.47 N，后滾筒的軸向作用力為67 788.08 N。按照實際工況條件在ANSYS 軟件中設置載荷參數(shù)，同時設置巖石結構體為無反射邊界條件情況，更加符合實際情況，以提高仿真的準確性。

4 振動特性結果分析

模擬采煤機前后兩個滾筒切割煤炭的整個過程，將輸出的數(shù)據(jù)曲線以現(xiàn)Spline 的形式導入，并在ADAMS 軟件中進行數(shù)據(jù)的信息處理，通過MATLAB軟件對數(shù)據(jù)曲線進行擬合，使其成為平順的振動波浪線。搖臂殼體和牽引部殼體振動特性示意圖如圖5 所示。

圖5 振動特性曲線示意圖

對搖臂殼體和牽引部殼體質(zhì)心受到的瞬時負載振動曲線進行傅立葉變換，得到了進行振動分析的頻域曲線，如圖5 所示，由圖5 可以看出，采煤機搖臂殼體和牽引部殼體所受到的外載荷的頻率范圍為0～25 Hz，優(yōu)勢頻率集中在低頻段。搖臂殼體總體變形明顯大于牽引部殼體的變形，其中搖臂殼體由11階到12 階、牽引部殼體由12 階到13 階的振動變形明顯的增大。

如圖6 可知，搖臂殼體最大的振動變形在13 階模態(tài)上，振動頻率為11.292 Hz；牽引部殼體最大的振動變形在15 階模態(tài)上，振動頻率為19.211 Hz。兩個重要部件的振動變形主要發(fā)生與結構的中部，呈彎曲變形狀態(tài)，隨著開采作業(yè)的進行中部結構振動較為劇烈。

因此在對采煤機搖臂殼體和牽引部殼體進行結構優(yōu)化設計的時候，應在結構中部兩翼加金屬板，在行走部安裝腔體以及與電控箱安裝腔薄壁處設置橡膠隔墊，避免強烈振動對關鍵部件的運轉造成不利的影響而減少使用的壽命。此外，應避免采煤機搖臂殼體和牽引部殼體最大振型頻率，減少兩個關鍵部件的振動幅度，盡量使用高頻振動驅動機構，減少有效振幅對關鍵部件的傷害。

圖6 各階約束模態(tài)最大變形的分布圖