煤礦帶式輸送機動力學性能分析

郭 歡

（晉能控股裝備制造集團大同科大煤機有限公司， 山西 大同 037000）

0 引言

現如今，煤礦帶式輸送機在應用過程中易出現輸送帶斷帶、巷道堵塞、超速飛車、閘瓦冒煙起火等問題。在此情況下，為有效提高帶式輸送機運行穩定性和安全性，應確保帶式輸送機具備可靠的限速和制動裝置，促使其可以在各種工況下平穩制動。因此，采用仿真分析方法對帶式輸送機進行動力學仿真，進而提出一種新型制動油缸設計方案，將具有較強的現實意義。

1 煤礦帶式輸送機仿真模型構建

根據現有研究表明，帶式輸送機作為一個較為復雜的機電系統，其運行過程中動態特性主要表現為膠帶特性，所以煤礦帶式輸送機模型構建關鍵點在于膠帶模型。

在具體模型構建中，應先確定膠帶的縱向力學外特征，即合理確認膠帶的彈性動力特征。此過程中不僅需要確保膠帶力學動力特性描述精準性，還需要綜合分析模型復雜性以及精準性，避免對后續帶式輸送機動力學仿真分析結果造成影響。

膠帶主要由橡膠織物芯和鋼絲繩芯組成，其中橡膠作為一種流變材料，其在織物芯等材料的共同影響下，其實際受力特征較為復雜，使得教導模型具有較為復雜的動力學特性，在具體動力學性能分析過程中必須要對膠帶的應力- 應變關系、滯后特性、蠕變特性、松弛特性以及頻率特性進行綜合考慮[1-2]。

2 煤礦帶式輸送機動力學仿真分析

具體仿真分析過程采用MATLAB 工具進行，為保障仿真分析結果的精準性，根據煤礦帶式輸送機的運行特點，分別將輸送機長度、傾角、帶寬、輸送量設置為3 350 m、0°～12°、1 800 mm、5 000 t/h，驅動設置為頭部驅動，滾筒直徑、電機額定功率以及轉速分別設置為1 640 mm、1 800 kW、1 486 r/min。

如圖1 和圖2 所示，煤礦帶式輸送機頭尾滾筒速度變化曲線與停機速度控制曲線基本保持一致，均表現出短時間平穩運行，然后持續下降，再平穩運行的特征，差異點僅在于頭尾滾筒速度變化存在一段時間的正反方向波動運轉情況。同時，相較于頭部滾筒速度，尾部滾筒速度變化相對滯后，并且在帶式輸送機制動器抱閘以后，尾部滾筒出膠帶出現反方向運動情況[3]。

圖1 停機速度控制曲線

圖2 頭尾滾筒速度變化曲線

如圖3 所示，在拉緊裝置控制帶式輸送機停車過程中，隨著時間的不斷推移，拉緊裝置的變化變化量也呈現出波動變化特點。具體表現為先上升、后下降、再上升、再下降，最后持續波動趨于穩定。其中拉緊裝置的動態位移量為1.124 m。

如圖4 所示，在制動器抱閘以后，帶式輸送機的實際制動力持續提升，并隨著時間的持續推進，其制動力也在持續下降，最終趨于平穩。具體表現為制動力在50 s 之前處于0 kN 狀態，在50 s 后制動力急劇上升，并與58 s 時達到峰值，之后表現出持續下降過程，并與69 s 時表現出一定波動，之后持續下降，直至84 s 后進入平穩運行狀態。其中制動力峰值點上的制動力為674.8 kN，制動力穩定區的制動力為328.86 kN。此外，在制動器抱閘過程中，逆止器并沒有輸出力，但在經過一段時間后，逆止器所輸出的逆止力卻在持續提升，但此過程中所輸出的逆止力卻較不穩定，其最大逆止力可達到1 034.6 kN，但當帶式輸送機停機后，逆止器所輸出的逆止力最終穩定至841.85 kN。

圖4 制動力變化曲線

如圖5 所示，隨著時間的不斷推進，帶式輸送機較大最大張力呈現出先下降后上升，再上升、下降，最后持續平穩的態勢。在此過程中，較大的最大張力可達到1 248.6 kN，最小張力則為210.90 kN。在制動器抱閘以后，膠帶所承受的張力持續波動變化，但在最后會持續歸于穩定。

圖5 膠帶最大張力變化曲線

基于以上仿真分析過程可知，在帶式輸送機控制停車過程中，隨著膠帶速度的持續減少，膠帶張力也隨之下降，以至于拉緊裝置所承受的張拉也做持續下降。在此情況下，為有效確保膠帶的最小張拉，拉緊裝置會向膠帶運動方向產生正向位移；在制動器抱閘以及驅動裝置停止運轉后，由于膠帶彈性、摩擦力等因素的影響，膠帶仍然存在較大的張力。在此過程中，拉緊裝置會向膠帶運動方向的反方向運動，促使膠帶位移快速下降[4]。

3 新型制動油缸設計分析

現如今，國產制動油缸的最大正壓力約為200 kN，此正壓力值與國外產品有著較大差距。如德國西伯瑞公司所生產的制動油缸最大正壓力為480 kN。為能夠有效提高制動油缸的最大正壓力，常用的設計方案中一方面會增大制動盤直徑，另一方面則會增加制動油缸數據。但此種設計方案會導致制動裝置具有體積大、成本高等缺點，難以保障制動油缸的普適性。

在對國產制動油缸和國外制動油缸進行對比分析后發現，兩者差異點在于中心連接螺栓強度和松閘壓力兩方面?；诖耍谛滦妥詣佑透自O計方案中采用以下幾方面改進措施[5]：

第一，在中心連接螺栓周圍區域另設4 個連接螺栓分擔中心連接螺栓所承受的應力；

第二，增加4 個連接螺栓后，制動油缸的活塞面積將得到一定提升，可實現在油壓不變情況下制動油缸正壓力提升的效果。

總體來說，新型制動油缸設計方案可有效提高油缸的活塞面積和液壓油壓力，進而促使液壓油進入到制動油缸活塞腔后形成大于碟簧ISO 參數正壓力的松閘壓力。

4 新型制動油缸設計方案的應用

為驗證新型自動油缸設計方案的具體應用價值，根據新型制動油缸設計方案制作制動油缸實物，并將其應用于工程實踐，通過數據采集分析對比新型制動油缸與現有國產制動油缸的性能特點。

在具體應用過程中，為保障新型制動油缸的應用安全性，具體應用中會在帶式輸送機各關鍵部件以及關鍵結構位置設置數字傳感器，由此進行數據采集，獲取新型制動油缸應用數據，并將該數據與現有國產制動油缸數據進行匹配對比，實現新型制動油缸與國產制動油缸的對比分析效果。

在經過為期六個月的應用后發現，相較于國產制動油缸，新型制動油缸不僅將制動油缸的常態運行正壓力從100 kN 提升至250 kN，還可以通過四個另設連接螺栓分擔中央連接螺栓連接壓力，進而降低運行過程對中央連接螺栓所造成的運行影響，保障中央連接螺栓的使用壽命，提高帶式輸送機運行安全性和穩定性。

另外，相較于常規改進方案來說，本文所介紹的新型制動油缸設計方案的總體積更小、質量更輕，其普適性更強，不會出現因體積和質量過大而導致的制動油缸無法有效應用情況?？傮w來說，本文所介紹的新型制動油缸設計方案具有較高的實用價值，可在后續煤礦帶式輸送機制動油缸改進優化設計中進行參考應用。

5 結語

本文基于煤礦帶式輸送機基本結構特征，采用MATLAB 工具進行仿真分析研究，進而確認煤礦帶式輸送機運行性能特點，并以此為基礎介紹一種新型制動油缸設計方案。通過工程應用分析后確認，相較于傳統國產制動油缸來說，新型制動油缸常態運行正壓力得到顯著提升，確認新型制動油缸具有更強的應用價值。同時，相較于常規制動油缸改進方案來說，新型制動油缸的總體積更小、質量更輕，其普適性更強。因此，綜合分析后確認新型制動油缸具有更強的實用性，可在后續煤礦帶式輸送機制動油缸改進優化設計中進行參考應用。