采煤機行走機構(gòu)嚙合參數(shù)對動力學(xué)特性的影響

吳衛(wèi)東,　張志飛

(黑龍江科技大學(xué) 機械工程學(xué)院, 哈爾濱 150022)

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采煤機行走機構(gòu)嚙合參數(shù)對動力學(xué)特性的影響

吳衛(wèi)東,張志飛

(黑龍江科技大學(xué) 機械工程學(xué)院, 哈爾濱 150022)

為提高薄煤層采煤機行走機構(gòu)工作平穩(wěn)性,分析兩銷軌間節(jié)距及擺線輪與銷軌中心距嚙合變化的影響,建立了相應(yīng)的數(shù)學(xué)模型,應(yīng)用ADAMS軟件分析不同嚙合參數(shù)對行走機構(gòu)動力學(xué)特性的影響。結(jié)果表明:在最小節(jié)距118.5 mm時,當擺線輪與銷軌前齒嚙出,后齒還未進入嚙合時,發(fā)生速度突降;在最大節(jié)距131.5 mm時,當中心距為理論值139.27及變化±10 mm時,其最大速度與嚙合力分別是節(jié)距為125 mm、中心距139.27 mm理論條件下的1.29、1.24及1.60倍與1.57、1.37及2.48倍，中心距減小要比中心距增大時所引起速度與嚙合力波動大。為減小牽引速度等波動量,建議在設(shè)計該機構(gòu)時,中心距在理論值基礎(chǔ)上可增加2～3 mm。

薄煤層采煤機; 行走機構(gòu); 動力學(xué)分析; ADAMS

0　引　言

我國薄煤層儲量占煤炭總量的20%左右，由于其開采條件等原因,導(dǎo)致薄煤層開采的自動化及生產(chǎn)效率普遍較低,產(chǎn)量僅占7%左右[1-2]。薄煤層工作面采高低,要求采煤機機身矮且盡可能短,以適應(yīng)煤層起伏變化,且需要有足夠的過煤和過刮板輸送機高度[3]。由于受開采空間限制,薄煤層采煤機整機結(jié)構(gòu)需要更加緊湊。行走機構(gòu)作為薄煤層采煤機的重要組成部分,主要承擔整個采煤機的行走和導(dǎo)向作用。行走機構(gòu)在工作過程中由于受到擺線輪與銷軌嚙合沖擊的影響,常會造成行走輪失效及其他傳動機構(gòu)的損壞,導(dǎo)致其傳動失效,影響采煤機的正常工作[4-5]。王振乾對采煤機行走機構(gòu)進行運動學(xué)分析,得到其中心距和中心高變化對其運動學(xué)特性的影響[6]。筆者對采煤機擺線輪-銷軌無鏈牽引機構(gòu)進行運動分析,得出中心距及節(jié)距變化對嚙合傳動特性的規(guī)律[7];由于薄煤層采煤機行走機構(gòu)中擺線輪齒數(shù)較少,容易產(chǎn)生較大的速度波動和沖擊載荷。因此,對薄煤層采煤機行走機構(gòu)進行動力學(xué)分析有著非常重要的意義,文中應(yīng)用ADAMS軟件模擬兩銷軌間節(jié)距以及擺線輪與銷軌嚙合中心距變化對行走機構(gòu)動力學(xué)特性的影響。

1　行走機構(gòu)的傳動模型

1.1擺線輪的輪廓

目前,采煤機行走輪常用的輪齒齒廓主要有擺線和漸開線兩種。薄煤層采煤機行走輪齒郭通常采用擺線形成，其輪齒齒廓的曲線生成原理,如圖1所示。其中擺線輪模數(shù)m=39.79 mm、z=7，基圓半徑R=mz/2=139.27 mm。外、內(nèi)滾動圓半徑分別為

圖1　擺線輪齒廓

r1=70 mm、r2=87.5 mm，擺線輪節(jié)圓齒厚δ=60 mm，內(nèi)、外圓沿固定圓內(nèi)、外表面純滾動所轉(zhuǎn)過的角度分別為α和β。

內(nèi)擺線齒廓曲線方程:

(1)

外擺線齒廓曲線方程：

(2)

(3)

1.2擺線輪與Ⅰ型銷軌

針對某型號薄煤層采煤機,行走機構(gòu)采用的Ⅰ型銷軌，如圖2所示。

圖2?、裥弯N軌

根據(jù)式(1)～(3),運用Pro/E軟件建立行走機構(gòu)中擺線輪三維實體,如圖3所示。

圖3　擺線輪三維實體

2　行走機構(gòu)的動力學(xué)仿真

行走機構(gòu)在工作過程中,除受到機身重力、牽引力等基本載荷,還受到其他沖擊載荷,導(dǎo)致行走輪在工作過程中出現(xiàn)嚴重磨損甚至斷裂。文中采用多體動力學(xué)軟件ADAMS,應(yīng)用Hertz彈性碰撞理論來模擬行走機構(gòu)的動力學(xué)特性。

2.1仿真模型

將建立的行走機構(gòu)模型導(dǎo)入ADAMS中,參考齒輪齒條傳動的約束方式，添加相應(yīng)約束[8-11],分別為

(1)擺線輪上添加轉(zhuǎn)動副,選擇大地為機架;

(2)銷軌添加移動副,選擇大地為機架;

(3)擺線輪與銷軌嚙合處添加實體碰撞力。

為了更好地分析兩銷軌連接處動力學(xué)特性,避免產(chǎn)生較大的沖擊,在施加轉(zhuǎn)速驅(qū)動和牽引阻力時均采用STEP函數(shù)，在0.2 s內(nèi)平緩變化,ADAMS中所建立的行走機構(gòu)模型，如圖4所示。

圖4　擺線輪-銷軌添加約束

2.2模擬工況類型

通常情況下,刮板輸送機可沿工作面起伏±3°,故根據(jù)銷排安裝結(jié)構(gòu)特性,其可沿工作面±1.5°傾角變化;另外,考慮銷排連接U型銷孔間隙,導(dǎo)致行走機構(gòu)節(jié)距l(xiāng)變化±6.5 mm和中心距h變化±10 mm。為此在對行走機構(gòu)進行仿真分析時,對理論工況與兩銷軌間最小、最大節(jié)距分別為118.5與131.5 mm,理論中心距139.27 mm及變化±10 mm時行走機構(gòu)的動力學(xué)變化規(guī)律進行分析。仿真嚙合參數(shù)，如表1所示。

表1　仿真嚙合參數(shù)

3　仿真結(jié)果

采煤機牽引功率為30 kW,在擺線輪上施加最大角速度為6.86 rad/min,對該機構(gòu)進行仿真分析,為避免因仿真步長等原因而造成仿真結(jié)果失真,對仿真結(jié)果進行平滑和濾波處理。

3.1理論工況

行走機構(gòu)在標準節(jié)距125.0 mm、中心距139.27 mm理論工況下仿真結(jié)果,如圖5所示。

圖5　理論工況的仿真曲線

由圖5可見,行走機構(gòu)在穩(wěn)定工作狀態(tài)下,速度圍繞均值5.87 m/min做周期性變化,其相對于理論值誤差為2.17%,速度最大值vmax為6.13 m/min,最小值vmin為5.57 m/min,加速度a最大值為0.19 m/s2;嚙合力最大值Fmax為228.45 kN,最小值Fmin為200.03 kN。

3.2最小節(jié)距

當工作中相鄰兩銷軌連接處最小節(jié)距為118.5 mm,中心距分別為139.27、129.27及149.27 mm時,仿真結(jié)果如圖6～8所示。

圖6　中心距139.27 mm的仿真曲線

圖7　中心距129.27 mm的仿真曲線

圖8　中心距149.27 mm的仿真曲線

由圖6～8可見,行走機構(gòu)在穩(wěn)定工作狀態(tài)下,與單一銷軌嚙合,速度、加速度及嚙合力均呈周期性變化。在兩銷軌連接處最小節(jié)距為118.5 mm時,發(fā)生速度突降,在理論中心距139.27及變化±10 mm時,最小速度分別為4.18、3.89和3.66 m/min;最大加速度值分別為0.68、0.91和0.77 m/s2。

3.3最大節(jié)距

當工作中相鄰兩銷軌間連接處最大節(jié)距為131.5 mm,中心距分別為139.27、129.27及149.27 mm時的仿真結(jié)果如圖9～11所示。

由圖9～11可見,行走機構(gòu)在穩(wěn)定工作狀態(tài)下,與在單一銷軌嚙合,其速度、加速度及嚙合力均呈周期性變化。當兩銷軌連接處最大節(jié)距為131.5 mm時,由于擺線輪提前與銷軌進入嚙合,會造成較大的速度波動和沖擊載荷,在中心距為139.27mm及變化±10 mm時,其速度最大值分別為7.89、7.58和9.76 m/min;加速度最大值分別為0.71、0.60和1.71 m/s2;嚙合力最大值分別為357.93、313.88和567.58 kN。

圖9　中心距139.27 mm的仿真曲線

圖10　中心距129.27 mm的仿真曲線

圖11　中心距149.27 mm的仿真曲線

4　仿真分析

為了便于分析,列出對行走機構(gòu)7種工況模擬所得速度和嚙合力的特征值,分別如表2和表3所示。

表2　速度特征值

由表2和表3可知,行走機構(gòu)工作過程中,當銷軌節(jié)距和擺線輪與銷軌嚙合中心距發(fā)生變化時,會產(chǎn)生較大的牽引速度波動和嚙合力變化,對行走機構(gòu)造成沖擊,進而影響其使用壽命。在兩銷軌連接處最小節(jié)距為118.5 mm,中心距為139.27 mm及變化±10 mm時,其速度減小量分別為理論工況下速度均值的29.13%、33.39%及38.16%;在兩銷軌連接處最大節(jié)距為131.5 mm,中心距為139.27 mm及變化±10 mm時,最大速度分別是理論工況的1.29、1.24及1.60倍;嚙合力最大值分別為理論工況的1.57、1.37及2.48倍。

表3　嚙合力特征值

為了進一步分析兩銷軌間節(jié)距以及擺線輪與銷軌嚙合中心距變化對行走機構(gòu)牽引速度波動的影響,按照上述方法,節(jié)距在125～130 mm及中心距在130～152 mm變化時所得的72組仿真數(shù)據(jù),利用MatLab軟件,繪制如圖12所示的牽引速度超調(diào)量關(guān)系圖。

圖12　不同節(jié)距及中心距變化與牽引速度超調(diào)量關(guān)系

由圖12可見,隨著中心距減小或增大，其速度超調(diào)量均增大，但中心距減小時，要比中心距增大引起的速度超調(diào)量要顯著。

5　結(jié)　論

(1)在理論條件下，牽引速度均值為5.87 m/min，加速度最大值為0.19 m/s2。當兩銷軌連接處最小

節(jié)距為118.5 mm時,擺線輪與銷軌嚙合時會發(fā)生前齒嚙出時,后齒還未進入嚙合,導(dǎo)致速度發(fā)生突降;中心距為理論值139.27 mm及變化±10 mm時,牽引速度減小均為理論條件下值的1/3左右，瞬間加速度相比理論值變化較大，其分別為1.08、1.37和1.28 m/s2。

(2)當兩銷軌連接處最大節(jié)距為131.5 mm時,由于擺線輪提前與銷軌進入嚙合,會產(chǎn)生較大的速度波動和沖擊載荷；當中心距為139.27 mm及變化±10 mm時,其最大速度與嚙合力分別是理論工況的1.29、1.24及1.60倍與1.57、1.37及2.48倍。

(3)中心距的減小對行走機構(gòu)牽引速度波動的影響要大于其中心距的增大所帶來的影響,從減小速度波動量考慮,建議設(shè)計該機構(gòu)時,在理論中心距的基礎(chǔ)上可適量增加2～3mm。

[1]徐亞軍, 王國法. 基于滾筒采煤機薄煤層自動化開采技術(shù)[J]. 煤炭科學(xué)技術(shù), 2013, 40(11): 6-9.

[2]喬紅兵, 吳淼, 胡登高. 薄煤層開采綜合機械化技術(shù)現(xiàn)狀及發(fā)展[J]. 煤炭科學(xué)技術(shù), 2006, 34(2): 1-5.

[3]李建平, 杜長龍, 張永忠. 我國薄與極薄煤層開采設(shè)備的現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢[J]. 煤炭科學(xué)技術(shù), 2005, 33(6): 65-67.

[4]杜成林, 張芝俠, 賈龍. 基于ABAQUS的采煤機行走機構(gòu)嚙合動態(tài)仿真[J]. 煤礦機電, 2013(5): 66-67.

[5]陳偉, 杜長龍, 夏麗建, 等. 基于 ANSYS Workbench 采煤機行走輪與銷軌嚙合瞬態(tài)動力分析[J]. 礦山機械, 2011, 39(2): 20-23.

[6]王振乾. 滾筒式采煤機行走機構(gòu)運動學(xué)分析及強度研究[D]. 上海: 煤炭科學(xué)研究總院, 2007.

[7]吳衛(wèi)東, 劉春生, 孫月華, 等. 采煤機擺線輪-銷排式無鏈牽引機構(gòu)運動仿真[J]. 黑龍江礦業(yè)學(xué)院學(xué)報, 1998, 8(3): 29-33.[8]蘇艷, 李濤濤, 郭燕. 基于ADAMS的齒輪-齒條變幅驅(qū)動動力學(xué)研究[J]. 武漢理工大學(xué)學(xué)報:信息與管理工程版, 2013, 35(6): 856-858.

[9]徐方舟, 魏小輝, 張明, 等. 基于ADAMS 的齒輪齒條剛?cè)狁詈蠂Ш戏治鯷J]. 機械設(shè)計與制造, 2012, 7(7): 200-202.

[10]劉春生, 任春平, 李德根. 修正離散正則化算法的截割煤巖載荷譜的重構(gòu)與推演[J]. 煤炭學(xué)報, 2014, 39 (5): 981-986.[11]葛正浩. ADAMS 2007虛擬樣機技術(shù)[M]. 北京: 化學(xué)工業(yè)出版社, 2007.

[12]崔景昆， 趙晉洋， 張學(xué)峰. 大傾角仰斜綜采工藝在郭二莊礦的應(yīng)用[J]. 河北工程大學(xué)學(xué)報： 自然科學(xué)版， 2008, 28(3): 92-94.

(編輯李德根)

Influence of meshing parameters on dynamics characteristics of shearer’s running gear

WUWeidong,ZHANGZhifei

(School of Mechanical Engineering, Heilongjiang University of Science & Technology, Harbin 150022, China)

This paper proposes a mathematical model of cycloid profile intended to improve the performance stability of the thin seam shearer running gear and specifically identify the influence of pin pitch and center distance on the meshing of cycloid-pin, and offers an analysis of the influence of meshing parameters on the dynamic characteristics of the running gear using ADAMS software. The analysis suggests that cycloidal wheels tend to experience a sudden drop of speed, as occurs when the front teeth is in the state of meshing outside while the rear teeth is out of engagement, in the case of the minimum distance of 118.5 mm；when the max pitch is 131.5 mm and the ideal center distance is 139.27 with a change of ±10 mm, the max speed is 1.29, 1.24 and 1.60 times, and the meshing force is 1.57, 1.37 and 2.48 times, depending on the theoretical condition that the pitch is 125 mm and the center distance is 139.27 mm.The decreased center distance triggers a larger fluctuation in meshing force and speed than does the increased center distance.This is why the reduction of the fluctuation magnitude of traction speed requires a recommended increase of 2～3 mm in center distance on the basis of the theoretical value when it comes to designing the mechanism.

thin seam shearer; running gear; dynamic analysis; ADAMS

2014-04-10

國家自然科學(xué)基金面上項目(51274091);黑龍江省自然科學(xué)基金項目(E200825)

吳衛(wèi)東(1967-),男,江蘇省沛人,教授,碩士,研究方向:礦山機械設(shè)計及理論,E-mail:wu-weidong@163.com。

10.3969/j.issn.2095-7262.2014.03.008

TD421.6

2095-7262(2014)03-0256-06

A