采煤機傳動系統變負載工況下的截割響應特性分析

班鵬程

（晉能控股煤業集團浙能麻家梁煤業有限公司， 山西 朔州 036000）

引言

采煤機是煤礦開采中的重要機械裝備，工作時通過截割部將煤巖破碎，再對落下的煤礦物料進行采集，所以采煤機工作時必然會承受比較大的載荷[1]。隨著我國經濟的高速發展，對煤炭資源的依賴程度越來越大，每年都會使用大量的煤炭資源。當前我國淺部區域的煤炭資源已經開采殆盡[2]。礦井開采整體朝著縱深方向發展，煤巖性質越來越復雜，這對采煤設備的性能提出了更高的要求[3-4]。傳統的采煤機只能通過調整截割速度以順應不同的工作環境，這種模式已經無法滿足現代化煤礦開采的基本需要[5]。基于此，能夠適應變負載工況條件的截割部傳動系統應運而生，這種傳動系統能夠更好地適應復雜工作環境，確保采煤機運行整體的穩定性和可靠性。本文主要對這種傳動系統的方案進行了介紹，分析了變負載工況條件下截割部的動態響應特性，對于促進采煤機的發展具有重要的理論與實踐意義。

1 采煤機的結構概述

以MG300/700-WD 型滾筒式采煤機為例進行闡述。如圖1 所示為滾筒式采煤機整體結構示意圖。由圖可知，采煤機整體結構復雜，由多個部分構成，其中最主要的包括牽引部分、破碎部分、截割部分等。其中截割部分是采煤中最為關鍵的部分，需要利用該部件實現破煤和裝煤工序。截割部分主要由螺旋滾筒、傳動系統和截割電機等部分構成。截割電機提供的動力通過傳動系統后輸入到截割滾筒中實現采煤的效果。在實際煤礦開采過程中，由于不同位置的煤巖屬性存在一定程度差異，其硬度、剛度等都不同。當截割頭作用在具有不同屬性的煤巖上時，產生的載荷會發生變化。在變負載工況條件下，截割部的傳動系統和截割滾筒會產生一定的振動響應，影響設備穩定和可靠運行。因此，有必要對該工況條件下的截割響應情況進行分析，以提升設備運行的穩定性。

圖1 滾筒式采煤機的結構圖

2 變負載工況傳動系統結構與參數

2.1 傳動系統結構

目前使用的采煤機截割部傳動系統已經基本定型，短時間內不會出現明顯改變，只在傳統結構的基礎上進行微小改動。為了確保采煤機傳動系統可以根據實際情況對輸出轉速進行調整，可以在傳統傳動系統的基礎上添加一個差動行星齒輪。通過對該齒輪旋轉速度的調整，實現截割速度的調整，達到變速截割的目的。如圖2 所示為可以實現變速截割的采煤機截割部傳動系統結構示意圖。由圖可知，傳動系統采用的是雙電機布置，其中一個為定頻電機，另一個為變頻電機，變頻電機接受控制系統的控制，可以對輸出轉速進行調整，進而實現截割滾筒速度的控制。Z1～Z13 全部都是齒輪，其中Z5 的內圈和外圈全部設置有齒輪。

圖2 截割部傳動系統原理示意圖

2.2 傳動系統主要參數

采煤機截割滾筒的旋轉速度在30～40 r/min 范圍內變化，超過這個范圍后變速截割的效果便不是非常明顯。采煤機截割滾筒在正常情況下，截割速度設置為35 r/min，截割電機的輸出轉速為1 500 r/min，電機額定功率為300 kW。根據整個傳動系統齒輪強度比相等的分配原則，可以計算得到所有齒輪的齒數。其中，Z1～Z13 的齒數依次為21、38、39、25、46、25、38、38、47、16、45、17、42 個；差動輪系中齒輪的齒數依次為59、21、17 個；搖臂行星齒輪的齒數依次為64、24、16 個。為了實現變速截割，單獨設置了變頻電機，該電機的額定功率為40 kW。變頻電機可以控制差動輪系的旋轉方向，如果差動輪系與太陽輪旋轉方向相同，那么截割速度最大可以達到40 r/min，如果差動輪系與太陽輪旋轉方向相反，那么截割速度最小可以達到30 r/min。另外，通過變頻技術改變變頻電機的輸出轉速，截割速度的變化范圍更大。

3 傳動系統的截割響應特性分析

3.1 截割響應模型的建立

截割部的穩定可靠運行是保障采煤機可靠運行的基礎和前提，為了研究截割部在變負載工況條件下的動態特性，利用AMESim 軟件對傳動系統進行建模，并對截割部的動態截割響應特征進行分析。模型建立過程中，嚴格按照截割部的實際參數執行，這樣可以得到更加準確的結果。為分析變負載工況條件下采煤機的截割響應特性，在截割滾筒部位設置了變化的三向力和力矩，具體如圖3 所示。圖中，Rx、Ry和Rz分別表示沿著牽引方向的力、與截割滾筒垂直的力和與截割滾筒軸線方向相同的力。

圖3 截割滾筒上作用的三向力和力矩隨時間的變化情況

3.2 截割響應結果分析

1）X 方向振動情況。如圖4 所示為變負載工況條件下截割滾筒在X 方向上的響應情況。由圖4-1可知，振動加速度整體上呈現出受迫振動的變化趨勢，截割滾筒在X 方向上的振動加速度受到外部變負載條件的影響顯著，相鄰時刻的振動加速度無法保持相等。在本文研究范圍內，振動加速度在-2 028～944 mm/s2范圍內變化，其平均值為-1.9mm/s2。但是振動加速度的變化規律與原始的外部變負載的變化規律不完全一樣，說明在變負載的作用下，導致截割滾筒在X 方向上產生了額外的振動問題。

圖4 截割滾筒在X 方向上的振動加速度的時域和頻域分析

由圖4-2 可知，隨時間變化截割響應中的振動加速度頻域出現了顯著的變化，本文研究范圍內，X方向上的振動頻率主要分布在0～700 Hz 范圍內，且在頻率為5.75、9.42、32.5、115、230、252、504 Hz 時振動幅值相對較大，幅值大小依次為12、11.6、13.2、22.6、14.6、21.6、16.9 N。

2）Y 方向振動情況。統計結果表明，截割滾筒在Y 方向上的振動加速度曲線的變化規律與在X 方向上的基本類似。振動加速度的變化范圍為-13 638～29 354 mm/s2，其平均值為27.4 mm/s2。在振動加速度頻域方面，其演變規律與X 方向也基本相同，振動加速度的頻率變化范圍為0～700 Hz，主要頻率成分也相同，不同之處在于對應的振動加速度幅值變得更大。

3）Z 方向振動情況。截割滾筒在Z 方向上的振動情況與X 和Y 方向上的振動情況存在比較大的差異，其振動加速度波動幅度比較均勻，且基本上在零上下波動，波動幅度很小。在變負載工況條件下，截割滾筒在Z 方向上的振動加速度變化范圍為-9406～179 mm/s2，其振動加速度的平均值為-0.97 mm/s2。理論分析認為，截割滾筒在Z 方向上的響應特性，主要是由于三向力共同作用的結果，與外部力矩的作用關系較小。對Z 方向上的振動加速度頻域進行分析發現，其振動頻率分布在0～700 Hz 范圍內，主要頻率成分集中在低頻率區間。該結果與截割滾筒單獨承受三向力時的結果一致，再次說明了Z 方向上的振動響應主要是由三向力共同作用的結果。

4）扭矩振動情況。如圖5 所示為變負載工況條件下采煤機截割滾筒振動響應在扭矩方向上的分析結果。由圖5-1 可知，截割滾筒在扭矩方向上的振角加速度演變規律與在X 方向上的振動加速度演變規律基本相同，但振角加速度的幅值存在一定程度的差異。振角加速度的變化范圍為-450～968（°）/s2，其平均值大小為0.91（°）/s2。由圖5-2 可知，截割滾筒在扭矩方向上的振角加速度頻域分布在0～700 Hz 范圍，但是不同頻率對應的幅值大小存在很大差異。主要頻率成分與X 方向上的振動加速度主要頻率成分基本相同。

圖5 截割滾筒在扭矩方向上的振角加速度的時域和頻域分析

4 結論

采煤機在截割煤巖時，如果煤巖硬度或剛度出現變化時，導致作用在截割頭上的作用力發生變化，進而影響采煤機運行過程的穩定性。煤巖屬性變化越大，這種變負載工況越復雜，采煤機的截割響應越強烈。本文以MG300/700-WD 型滾筒式采煤機截割傳動系統為實例，利用AMESim 軟件構建了截割部的動力學模型，并在模型中輸入變負載工況。利用軟件進行分析后，獲得了截割滾筒在X、Y、Z 方向上的振動加速度情況，并獲得了振動加速度頻譜。此外，還獲得了扭矩方向上的振角加速度情況及頻譜。對于促進采煤機穩定性的提升具有一定的理論意義。