薄煤層采煤機振動特性研究

薄煤層采煤機振動特性研究

趙麗娟,田震

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

摘要：為研究復(fù)雜煤層賦存條件下薄煤層采煤機的振動特性，根據(jù)多體拓撲結(jié)構(gòu)建立采煤機剛?cè)狁詈夏Ｐ停ㄟ^仿真得到采煤機在截割含夾矸韌性煤工況下前后滾筒受到?jīng)_擊載荷作用時的動態(tài)特性。基于子結(jié)構(gòu)模態(tài)綜合方式(CMS)的振動疲勞分析方法，進行危險點動應(yīng)力與模態(tài)振動的相關(guān)性分析，發(fā)現(xiàn)牽引部殼體在實際工作過程中產(chǎn)生具有3階垂向彎曲模態(tài)特征的彈性振動；以不同測試點加速度頻域響應(yīng)為依據(jù)，分析采煤機振動對其電控系統(tǒng)以及液壓系統(tǒng)的影響，判斷測試點加速度與模態(tài)振動的相關(guān)性，同時確定出牽引部柔性殼體的高動應(yīng)力區(qū)域及其結(jié)構(gòu)疲勞性質(zhì)。分析結(jié)果為薄煤層采煤機的優(yōu)化設(shè)計、后續(xù)測試、安全性評價提供了重要的參考。

關(guān)鍵詞：薄煤層采煤機；動態(tài)特性；振動；模態(tài)；疲勞

中圖分類號:TD421.6+3文獻標志碼：A

基金項目：廣西車輛零部件先進設(shè)計制造重點實驗室開放

收稿日期：2013-08-15修改稿收到日期：2013-11-06

Vibration characteristics of thin coal seam shearer

ZHAOLi-juan,TIANZhen(College of Mechanical Engineering，Liaoning Technical University，Liaoning，F(xiàn)uxin 123000，China)

Abstract:In order to investigate the vibration characteristics of thin seam shearer under complex coal seam conditions,a rigid-flex coupled model of the shearer was established based on multi-body topological structure.The dynamic characteristics of shearer when cutting tough seam were obtained. The correlation between dynamical stress and modal vibration was analysed based on CMS vibration fatigue analysis method, and the shearer in actual work process produces an elastic vibration characterized by the third vertical bending mode. The influence of vibration on the electronic control system and hydraulic system was analysed, the correlation between acceleration and modal vibration was determined based on the acceleration response in frequency-domain at different test points, and the high dynamic stress region and structural fatigue properties of haulage unit shell were identified. The results provide an important reference to the design,testing and evaluation of thin seam shearers.

Key words:thin seam shearer; dynamic characteristic; vibration; fatigue; modality

由于截割工況和截齒受力復(fù)雜以及銷排浮動等因素的影響，采煤機在工作過程中會產(chǎn)生劇烈的振動，過于強烈的振動易使其機械、液壓及電控系統(tǒng)出現(xiàn)過載或損壞等現(xiàn)象，給安全生產(chǎn)帶來一定隱患；同時振動伴隨較高的噪聲嚴重影響工人的身心健康[1-2]。

目前對采煤機的研究仍以截割部的動態(tài)特性分析為主[3-5]，如文獻[3]基于UG和ADAMS聯(lián)合建立了采煤機搖臂虛擬樣機，其中對搖臂殼體進行了柔性化，通過施加階躍、正弦負載對搖臂進行了動力學(xué)分析；文獻[4]根據(jù)對滾筒的受力分析，利用Matlab計算出了滾筒的瞬時負載，解決了采煤機截割部仿真中激勵的輸入問題；文獻[5]建立了多軟件協(xié)同仿真平臺，對采煤機截割部多體系統(tǒng)進行了可靠性分析，解決模型建模與仿真邊界條件等問題。本文以某煤機企業(yè)設(shè)計的薄煤層采煤機為研究對象，根據(jù)采煤機的多體拓撲結(jié)構(gòu)，建立薄煤層采煤機多體模型，通過仿真得到前滾筒截割韌性全煤、后滾筒截割底板工況下不同測試點的加速度響應(yīng)，分析結(jié)構(gòu)振動對電控箱以及牽引部調(diào)高下耳的影響；同時基于子結(jié)構(gòu)模態(tài)綜合法(CMS)的振動疲勞分析方法， 以測試點加速度的頻域響應(yīng)分析為依據(jù)，判斷其與結(jié)構(gòu)模態(tài)振動的相關(guān)性；研究牽引部殼體在整機仿真中的動應(yīng)力狀態(tài)，判斷出殼體的薄弱環(huán)節(jié)。將多體系統(tǒng)動力學(xué)分析應(yīng)用在采煤機振動特性的研究中，為該型采煤機可靠性研究以及安全性評價提供了依據(jù)。

1采煤機多體系統(tǒng)拓撲結(jié)構(gòu)

1.1子結(jié)構(gòu)模態(tài)綜合方式

在采煤機多體系統(tǒng)(MBS)中，由于柔性殼體在多系統(tǒng)中受到的約束作用十分復(fù)雜，結(jié)構(gòu)動力作用對動應(yīng)力或應(yīng)變的影響也是未知的，這使其模態(tài)振動無法預(yù)先確定。根據(jù)子結(jié)構(gòu)模態(tài)綜合法[6]，可把柔性殼體按其結(jié)構(gòu)特點分成若干個子結(jié)構(gòu)，然后用離散化方法對其做各種力學(xué)分析，得到各子結(jié)構(gòu)的分支模態(tài)，通過對模態(tài)坐標的變化得到以獨立模態(tài)坐標表示整個系統(tǒng)的動力方程。在 CMS的固定交界面法中，令子結(jié)構(gòu)r交界面完全固定，建立如下模態(tài)矩陣：

式中：ΦIN為主模態(tài)矩陣；ΦIC為約束模態(tài)矩陣。

式中：uB為約束自由度；uI為內(nèi)部自由度；I為單位矩陣；qC為每釋放一個邊界自由度，使其產(chǎn)生單位位移而形成的靜態(tài)模態(tài)；qN為交界面完全固定時所對應(yīng)的固有模態(tài)。

通過轉(zhuǎn)換得到柔性體的運動方程為：

1.2采煤機多體系統(tǒng)拓撲結(jié)構(gòu)

采煤機結(jié)構(gòu)如圖1所示，其主要由截割部、牽引部、行走部和附屬裝置等部分組成[7]。當采煤機工作時，前滾筒在調(diào)高油缸作用下抬起，實現(xiàn)對工作面上部煤層的截割；后滾筒被放下，從而完成對下部煤層的截割。截割過程中，截齒和煤巖發(fā)生復(fù)雜的力學(xué)耦合作用而產(chǎn)生的交變沖擊載荷傳遞到牽引部，易使結(jié)構(gòu)件、液壓件和電控箱等發(fā)生損壞，嚴重影響采煤機的工作可靠性，降低生產(chǎn)效率。

1、2—滾筒；3、4—搖臂；5、6—調(diào)高油缸；7、8—行走部； 9、10—牽引部；11—電控箱；12、13—截割電機 圖1　采煤機結(jié)構(gòu)圖 Fig.1 The structure of shearer

基于Pro/E建立采煤機零部件的實體模型，并對其進行虛擬裝配；利用接口軟件將模型導(dǎo)入到ADAMS中[8]，根據(jù)采煤機多體系統(tǒng)拓撲結(jié)構(gòu)(如圖2所示)，對模型添加約束，以實現(xiàn)采煤機截割過程中的各個動作。為得到采煤機工作過程中的動態(tài)響應(yīng)，根據(jù)CMS振動疲勞分析方法，對牽引部殼體進行網(wǎng)格劃分，建立柔性件并替換原有殼體，建立采煤機多體系統(tǒng)模型。

圖2　采煤機多體系統(tǒng)拓撲結(jié)構(gòu) Fig.2 Multi-body system topological structure of shearer

2模擬工況下的載荷計算

由于煤層厚度變化及斷層等的地質(zhì)構(gòu)造，煤巖的物理機械特性具有較大的不確定性，尤其當煤層含有巖石夾層和包裹體時，截齒和煤巖發(fā)生復(fù)雜的力學(xué)耦合作用而產(chǎn)生的交變沖擊載荷使得采煤機受力十分復(fù)雜[9]。

根據(jù)圖3中的單齒受力模型，將截齒的連續(xù)截割運動進行離散化，利用Matlab計算各個截齒在不同位置(截割角度)時的瞬態(tài)載荷，將各個截齒不同時刻的瞬態(tài)負載進行轉(zhuǎn)化和合成[10-11]，得到滾筒質(zhì)心處的載荷。計算得到前滾筒截割堅固性系數(shù)f為3并含夾矸的韌性煤(截煤厚度為滾筒直徑0.8 m)、后滾筒截割f為7的0.2 m厚底板(同時截割0.4 m厚韌性煤)，牽引速度為4 m/min工況下前后滾筒載荷曲線如圖4所示。由于前后滾筒參與截割的截齒數(shù)目及截割厚度的不同，使得前滾筒受到的瞬時載荷高于后滾筒，但后滾筒周期內(nèi)參與截割的截齒數(shù)目變化較前滾筒快，使得其瞬時負載的動態(tài)波動較前滾筒大。

圖3 單齒受力示意圖Fig.3Schematidiagramofpickforce圖4 滾筒質(zhì)心載荷曲線Fig.4Loadcurveondrumcentroid

3仿真分析

通過模態(tài)分析得到采煤機的各階模態(tài)頻率及相應(yīng)振型特征如表1所示，其中第3階模態(tài)振型如圖5所示，牽引部殼體與兩搖臂連接耳處振動較為劇烈，在殼體中部腔體薄壁處出現(xiàn)了較大的振動變形。

圖5　采煤機第3階模態(tài)振型 Fig.5 The 3th order modal shape of shearer

圖 6　滾筒質(zhì)心Y向加速度曲線 Fig.6　Three direction acceleration of shearer drums’ centroid

將載荷施加到前后滾筒質(zhì)心處進行仿真[12]，得到不同測試點的動態(tài)響應(yīng)，統(tǒng)計得到前后滾筒質(zhì)心三向加速度數(shù)值如表2所示，由于前滾筒受到的載荷明顯高于后滾筒，加之前滾筒處于抬高狀態(tài)，工作時前滾筒的振動較后滾筒劇烈，其中前后滾筒均在Y向(垂直方向)的振動最為劇烈，X向(垂直于工作面)和Z向(水平方向)上的振動較小。其中前后滾筒質(zhì)心在Y方向上的加速度曲線如圖6所示，其加速度有效值(RMS)分別為8 099.73 mm/s2和7 673.34 mm/s2。

表1　系統(tǒng)模態(tài)振型

表2　滾筒質(zhì)心三向加速度的數(shù)據(jù)統(tǒng)計

圖7 滾筒質(zhì)心Y向加速度功率譜Fig.7Powerspectrumofaccelerationofshearerdrums’centroidinYdirection圖8 電控箱安裝處Y向加速度曲線Fig.8AccelerationofelectriccabinetinstallationlocationinYdirection

圖9 牽引部下耳(靠近前滾筒一側(cè))Z向加速度曲線Fig.9Accelerationofhaulageunitadjustinghighear(closetothefrontdrum)inZdirection圖10 電控箱安裝處Y向加速度曲線功率譜Fig.10PowerspectrumofaccelerationofelectriccabinetinstallationlocationinYdirection圖11 牽引部下耳(靠近前滾筒一側(cè))Z向加速度功率譜Fig.11Powerspectrumofaccelerationofhaulageunitadjustinghighear(closetothefrontdrum)inZdirection

將前后滾筒質(zhì)心Y向加速度曲線經(jīng)傅里葉變換得到加速度的功率譜曲線，如圖7所示。由圖可見，采煤機形成了具有第3、4階的截割部繞其耳部的扭轉(zhuǎn)以及牽引部的垂向彎曲模態(tài)振動特征的彈性振動。

電控箱安裝處Y向及牽引部殼體下耳(靠近前滾筒一側(cè))X向加速度響應(yīng)如圖8、圖9所示，電控箱安裝處在Y向上振動最為劇烈，其加速度最大值達到22 550.04mm/s2、RMS為3 643.85 mm/s2，而牽引部殼體下耳振動主要在Z向，加速度最大值為19 453.38 mm/s2、RMS為6 327.83 mm/s2。電控箱安裝處Y向和牽引部殼體下耳(靠近前滾筒)Z方向加速度功率譜曲線如圖10、11所示，電控箱安裝處在垂直方向上的振動主要是由于在第3階模態(tài)中截割部繞其耳部的扭轉(zhuǎn)以及牽引部垂向彎曲振動變形造成的，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)生劇烈振動的主要原因。

在截割過程中，由于交變載荷的作用，過于劇烈的振動還將使牽引部殼體局部結(jié)構(gòu)承受較大的動應(yīng)力，并降低兩殼體的壽命。柔性牽引部殼體最大主應(yīng)力云圖及最值節(jié)點應(yīng)力時間歷程曲線如圖12所示，牽引部殼體的高應(yīng)力變化幅值區(qū)域主要集中在支撐上耳與調(diào)高下耳(靠近前滾筒一側(cè))處，其最大主應(yīng)力節(jié)點1 899位于下耳與調(diào)高油缸鉸接孔處，在加載瞬間其動應(yīng)力最大值達到130.53 MPa，隨著截割的進行，動應(yīng)力逐漸趨于平穩(wěn)，且動應(yīng)力低于材料的許用應(yīng)力108 MPa，此時易發(fā)生高周疲勞破壞。最值節(jié)點1 899應(yīng)力功率譜曲線如圖13所示，由圖可見，最值節(jié)點的動應(yīng)力主要是由柔性殼體的扭轉(zhuǎn)以及第3階模態(tài)振動造成的。

圖12　牽引部殼體主應(yīng)力云圖與最值節(jié)點1 899應(yīng)力曲線 Fig.12 Von mises stress contour of haulage unit shell and Max von mises stress curve of

圖13　最值節(jié)點1 899應(yīng)力功率譜 Fig.13 Power spectrum of stress of node 1 899

4結(jié)論

根據(jù)多體拓撲結(jié)構(gòu)建立了采煤機剛?cè)狁詈夏Ｐ停瑢⒒贑MS的振動疲勞分析方法應(yīng)用到采煤機多體系統(tǒng)的振動特性研究中，以測試點加速度和危險點動應(yīng)力為依據(jù)，判斷其與結(jié)構(gòu)模態(tài)振動的相關(guān)性，得到以下結(jié)論：

(1)針對工況條件，將各個截齒不同時刻的瞬態(tài)負載進行轉(zhuǎn)化和合成，得到了該工況下前后滾筒質(zhì)心處的載荷。由于前后滾筒參截割煤巖性質(zhì)、參與截割的截齒數(shù)及截割厚度的不同，使得前滾筒瞬時載荷高于后滾筒，而后滾筒瞬時負載的動態(tài)波動較前滾筒大。

(2)根據(jù)不同測試點的加速度響應(yīng)發(fā)現(xiàn)采煤機工作過程中存在較大的振動，其中前后滾筒在垂直方向上振動較大，且前滾筒的振動較后滾筒大；電控箱安裝處及牽引部殼體下耳(靠近前滾筒一側(cè))的振動也較為劇烈，采煤機形成了具有第3、4階的截割部繞其耳部的扭轉(zhuǎn)以及牽引部的垂向彎曲模態(tài)振動特征的“弓”型，與實際采煤機工作時牽引部殼體變形相符。過于劇烈的振動不僅易造成牽引部下耳發(fā)生剪切損壞、而且易使電器元件出現(xiàn)故障、電控箱箱體密封性變差，給安全生產(chǎn)帶來一定隱患。

(3)確定了牽引部殼體的薄弱環(huán)節(jié)，發(fā)現(xiàn)高動應(yīng)力區(qū)域主要集中在支撐上耳與調(diào)高下耳處，此時動應(yīng)力低于材料的屈服應(yīng)力，易發(fā)生高周疲勞破壞。危險點動應(yīng)力與模態(tài)振動的相關(guān)性分析表明：牽引部殼體力危險點的出現(xiàn)主要是由于柔性殼體的扭轉(zhuǎn)以及第3階模態(tài)振動變形造成的，由于該型采煤機牽引部殼體采用整體鑄造，過大的垂向振動使安裝在殼體上的行走輪在牽引過程中與銷排之間的嚙合沖擊加大，加之截割部動約束作用的影響使得耳部承受較大的動應(yīng)力，可通過對牽引部殼體局部結(jié)構(gòu)添加強筋以提高其剛度，降低振動產(chǎn)生的不利影響。

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第一作者榮吉利男，博士，教授，1964年2月生

郵箱：rongjili@bit.edu.cn