不同舉升角下采煤機(jī)搖臂振動(dòng)特性分析

□ 徐貴旭

山西鐵道職業(yè)技術(shù)學(xué)院 太原 030013

1 分析背景

采煤機(jī)截割部工作環(huán)境較為惡劣,并且受到來自滾筒的復(fù)雜載荷作用,截割部性能的優(yōu)劣直接影響采煤機(jī)的整機(jī)穩(wěn)定性。在采煤機(jī)設(shè)計(jì)研發(fā)過程中,了解和掌握截割部動(dòng)力學(xué)特性,對提高采煤機(jī)的工作效率和塊煤率有重要意義。

為了提高采煤機(jī)截割部的結(jié)構(gòu)可靠性,降低系統(tǒng)發(fā)生故障的概率,筆者對不同舉升角下采煤機(jī)搖臂振動(dòng)特性進(jìn)行了分析。

2 采煤機(jī)截割部結(jié)構(gòu)

滾筒式采煤機(jī)截割部結(jié)構(gòu)如圖1所示,主要由機(jī)身、液壓油缸、搖臂、滾筒組成。工作過程中,采煤機(jī)機(jī)身位置固定,通過液壓油缸來調(diào)節(jié)滾筒的高低,從而實(shí)現(xiàn)采煤機(jī)對不同采高煤層的切割。采煤機(jī)截割部既會(huì)受到自身重力的作用,又會(huì)受到切割煤層阻力的作用。由于煤層阻力受外部環(huán)境影響較大,因此截割部會(huì)受到較大的交變載荷作用,沖擊載荷作用于液壓油缸后,將嚴(yán)重影響調(diào)節(jié)系統(tǒng)的穩(wěn)定性和可靠性。

▲圖1 滾筒式采煤機(jī)截割部結(jié)構(gòu)

3 振動(dòng)模型

采煤機(jī)截割部受力較為復(fù)雜,筆者在分析中對其結(jié)構(gòu)進(jìn)行簡化。假設(shè)系統(tǒng)只受豎直和水平兩個(gè)方向的振動(dòng),即只考慮液壓油缸伸縮方向的振動(dòng)特性。采煤機(jī)在受到外部激勵(lì)的過程中,其位置始終保持不變。將搖臂與滾筒、機(jī)身的連接等效為剛性連接。在上述簡化的基礎(chǔ)上,建立采煤機(jī)截割部的振動(dòng)模型,如圖2所示。

▲圖2 采煤機(jī)截割部振動(dòng)模型

圖2中,m1為采煤機(jī)滾筒的集中質(zhì)量,m2為采煤機(jī)搖臂的集中質(zhì)量,φ1為搖臂舉升角,φ2為小搖臂與液壓缸的夾角,L1為搖臂長度,L2為小搖臂長度,kh為液壓油缸的等效彈簧剛度,ch為阻尼因數(shù)。根據(jù)力矩平衡原理,建立系統(tǒng)力學(xué)模型[5]:

(1)

式中:J為滾筒和搖臂繞旋轉(zhuǎn)中心O點(diǎn)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量;θ″為搖臂繞旋轉(zhuǎn)中心O點(diǎn)的旋轉(zhuǎn)角加速度;xh為液壓缸沿活塞運(yùn)動(dòng)方向的位移;∑MO為旋轉(zhuǎn)中心O點(diǎn)所受外力矩之和。

實(shí)際工作過程中,采煤機(jī)滾筒由于制造和安裝誤差會(huì)產(chǎn)生旋轉(zhuǎn)偏心力,筆者在計(jì)算過程中將此偏心力用周期性水平方向外力Fb和豎直方向外力Fa代替。根據(jù)上述簡化原理,得到采煤機(jī)截割部滾筒水平方向和豎直方向所受的交變載荷[6]:

(2)

式中:Fbmax為滾筒水平方向受力最大值;Famax為滾筒豎直方向受力最大值;t為時(shí)間;F0為滾筒水平方向所受平均載荷;F1為滾筒豎直方向所受平均載荷;ωb為滾筒所受外力在水平方向的變化頻率;ωa為滾筒所受外力在豎直方向的變化頻率;Fp為滾筒偏心力最大值;ω為滾筒旋轉(zhuǎn)角速度,ω=ωb=ωa。

旋轉(zhuǎn)中心O點(diǎn)所受外力矩主要包括激振力矩、采煤機(jī)搖臂和滾筒重力產(chǎn)生的力矩,其中,FbL1sinφ1、FaL1cosφ1為激振力矩,(m2gL1cosφ1)/2、m1gL1cosφ1為重力產(chǎn)生的力矩。

由于搖臂繞旋轉(zhuǎn)中心O點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)角θ較小,因此近似認(rèn)為sinθ等于θ,可得液壓缸位移xh為:

xh=L2sinθ=L2θ

(3)

將上述各式代入式(1),整理得到振動(dòng)方程為:

(Fbmax+Fp+F1)sin(ωt)L1sinφ1+Mc+[Famax+

Fp+F0-(2m1+m2)g/2]sin(ωt)L1cosφ1

(4)

式中:θ′為搖臂繞旋轉(zhuǎn)中心O點(diǎn)的旋轉(zhuǎn)角速度;Mc為截割阻力矩。

4 仿真分析

針對采煤機(jī)切割部振動(dòng)模型,應(yīng)用Simulink軟件工具箱進(jìn)行動(dòng)態(tài)仿真。各參數(shù)具體取值如下:m1為100 kg,m2為600 kg,g為9.8 m/s2,ω為3.07 rad/s,Fa+Fp為20 000 N,F0為40 000 N,Fb+Fp為2 000 N,F1為30 000 N,L1為2.3 mm,L2為0.85 m。通過設(shè)置不同的搖臂舉升角φ1,研究采煤機(jī)搖臂系統(tǒng)的振動(dòng)特性。

搖臂舉升角為42°時(shí)采煤機(jī)搖臂系統(tǒng)振動(dòng)特性如圖3所示。由時(shí)域圖可以看出,搖臂擺角的振動(dòng)幅值最大值約為0.05 rad,搖臂擺角角位移主要在零值上下波動(dòng)。通過頻域圖可以看出,振動(dòng)過程中,在頻率0.601 2 Hz處出現(xiàn)峰值50.35,在頻率2.505 Hz處出現(xiàn)峰值61.42。

▲圖3 搖臂舉升角為42°時(shí)采煤機(jī)搖臂系統(tǒng)振動(dòng)特性

搖臂舉升角為0°時(shí)采煤機(jī)搖臂系統(tǒng)振動(dòng)特性如圖4所示。由時(shí)域圖可以看出,搖臂擺角的振動(dòng)幅值最大值約為0.02 rad,在搖臂舉升角減小后,搖臂擺角振動(dòng)幅值明顯減小。通過頻域圖可以看出,振動(dòng)過程中,在頻率0.601 1 Hz處出現(xiàn)峰值31.14,在頻率2.805 Hz處出現(xiàn)峰值89.09。

▲圖4 搖臂舉升角為0°時(shí)采煤機(jī)搖臂系統(tǒng)振動(dòng)特性

搖臂舉升角為-21°時(shí)采煤機(jī)搖臂系統(tǒng)振動(dòng)特性如圖5所示。 由時(shí)域圖可以看出,搖臂擺角的振動(dòng)幅值最大值約為0.012 rad,搖臂擺角角位移主要在零值上下波動(dòng)。通過頻域圖可以看出,振動(dòng)過程中,在頻率0.600 9 Hz處出現(xiàn)峰值12.04,在頻率1.603 Hz處出現(xiàn)峰值39.49,峰值明顯減小。

▲圖5 搖臂舉升角為-21°時(shí)采煤機(jī)搖臂系統(tǒng)振動(dòng)特性

通過上述分析可知,采煤機(jī)搖臂舉升角為42°時(shí)振動(dòng)幅值最大,搖臂舉升角為-21°時(shí)振動(dòng)幅值最小,擺角振動(dòng)頻率主要集中在1～5 Hz低頻區(qū)域內(nèi),因此搖臂振動(dòng)加速度對搖臂舉升角的變化不敏感。分析搖臂振動(dòng)幅值變化原因,主要是搖臂舉升角增大時(shí),沿采煤機(jī)牽引方向作用于滾筒上的外力增大,導(dǎo)致?lián)u臂旋轉(zhuǎn)中心O點(diǎn)所受力矩增大,舉升液壓缸時(shí)剛度減小,最終引起搖臂振動(dòng)幅值增大。

5 結(jié)束語

筆者建立采煤機(jī)切割部振動(dòng)模型,應(yīng)用MATLAB軟件對采煤機(jī)搖臂系統(tǒng)在不同搖臂舉升角時(shí)的振動(dòng)特性進(jìn)行了分析。分析結(jié)果表明,搖臂舉升角為42°時(shí)振動(dòng)幅值最大,搖臂舉升角為-21°時(shí)振動(dòng)幅值最小,隨著搖臂舉升角的逐漸增大,搖臂振動(dòng)幅值也逐漸增大。搖臂舉升角逐漸增大時(shí),沿采煤機(jī)牽引方向作用于滾筒s上的外力增大,導(dǎo)致?lián)u臂旋轉(zhuǎn)中心O點(diǎn)所受力矩增大,舉升液壓缸時(shí)剛度減小,最終引起搖臂振動(dòng)幅值增大。分析結(jié)果可以為采煤機(jī)搖臂系統(tǒng)的減振提供技術(shù)參考。