采煤机液压调姿牵引机构的力学特性与设计.pdf

第２２卷第３期２０１５年６月工程设计学报ＣｈｉｎｅｓｅＪｏｕｒｎａｌｏｆＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇＤｅｓｉｇｎＶｏｌ．２２Ｎｏ．３Ｊｕｎ．２０１５收稿日期２０１４－１２－２９．本刊网址在线期刊ｈｔｔｐ／／ｗｗｗ．ｊｏｕｒｎａｌｓ．ｚｊｕ．ｅｄｕ．ｃｎ／ｇｃｓｊｘｂ基金项目国家自然科学基金资助项目（５１２７４０９１）；黑龙江省教育厅科学技术研究基金资助项目（１２５３１００６）．作者简介刘春生（１９６１），男，山东牟平人，教授，从事机械设计和液压传动与控制方面的研究，Ｅ－ｍａｉｌｌｉｕ＿ｃｈｕｎｓｈｅｎｇ＠１６３．ｃｏｍ．ＤＯＩ１０．３７８５／ｊ．ｉｓｓｎ．１００６－７５４Ｘ．２０１５．０３．００７采煤机液压调姿牵引机构的力学特性与设计刘春生，田操（黑龙江科技大学机械工程学院，黑龙江哈尔滨１５００２２）摘要为改善采煤机整机受力状态、优化导向滑靴导向支撑方式、降低牵引机构故障率、增强采煤机工作的安全性和可靠性，针对传统采煤机牵引机构特点，提出一种采煤机液压调姿牵引机构．给出了主要结构参数的设计计算方法，建立了液压调姿牵引机构的力学模型，确定了牵引机构传动箱壳体摆角范围为０～１０和实现机身调姿范围为０～３０ｍｍ，并分析了牵引负载变化对液压调姿牵引机构主要设计参数的影响．结果表明当支撑点分别处于最高（ θ＝０）和最低位置（θ＝１０）时，牵引负载和油液可压缩性引起的相应牵引传动箱壳体摆动角度最大变化量分别为０．１７８和０．０７５４，支撑点高度最大变化量分别为０．００９５ｍｍ和０．４４７ｍｍ．研究表明，机身姿态受牵引负载变化和油液可压缩性共同作用的影响较小，液压调姿牵引机构可以满足对外负载变化的刚性需求．研究结果为采煤机液压调姿牵引机构的工程应用设计提供理论基础．关键词采煤机；牵引机构；液压调姿；力学模型；设计中图分类号ＴＤ４２１文献标志码Ａ文章编号１００６－７５４Ｘ（２０１５）０３－０２４３－０７ＴｈｅｍｅｃｈａｎｉｃａｌｐｒｏｐｅｒｔｉｅｓａｎｄｄｅｓｉｇｎｏｆｓｈｅａｒｅｒｈｙｄｒａｕｌｉｃａｄｊｕｓｔａｂｌｅｐｏｓｔｕｒｅｔｒａｃｔｉｏｎｍｅｃｈａｎｉｓｍＬＩＵＣｈｕｎ－ｓｈｅｎｇ，ＴＩＡＮＣａｏ（ＳｃｈｏｏｌｏｆＭｅｃｈａｎｉｃａｌＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，ＨｅｉｌｏｎｇｊｉａｎｇＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙｏｆＳｃｉｅｎｃｅ＆Ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙ，Ｈａｒｂｉｎ１５００２２，Ｃｈｉｎａ）ＡｂｓｔｒａｃｔＩｎｏｒｄｅｒｔｏｉｍｐｒｏｖｅｔｈｅｓｈｅａｒｅｒｓｔｒｅｓｓｓｔａｔｅ，ｏｐｔｉｍｉｚｅｔｈｅｓｕｐｐｏｒｔｍｅｔｈｏｄｏｆｇｕｉｄｉｎｇｓｌｉｄｉｎｇｂｏｏｔｓ，ｒｅｄｕｃｅｔｈｅｆａｉｌｕｒｅｒａｔｅｏｆｔｒａｃｔｉｏｎｍｅｃｈａｎｉｓｍａｎｄｅｎｈａｎｃｅｔｈｅｓａｆｅｔｙａｎｄｒｅｌｉａｂｉｌｉｔｙｏｆｓｈｅａｒｅｒ，ａｓｈｅａｒｅｒｈｙｄｒａｕｌｉｃａｄｊｕｓｔａｂｌｅｐｏｓｔｕｒｅｔｒａｃｔｉｏｎｍｅｃｈａｎｉｓｍａｇａｉｎｓｔｔｈｅｔｒａｄｉｔｉｏｎａｌｔｒａｃ－ｔｉｏｎｍｅｃｈａｎｉｓｍｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓｗａｓｐｒｅｓｅｎｔｅｄ．Ｔｈｅｍａｉｎｓｔｒｕｃｔｕｒａｌｐａｒａｍｅｔｅｒｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎｍｅｔｈｏｄｗａｓｏｂｔａｉｎｅｄａｎｄｔｈｅｍｅｃｈａｎｉｃａｌｍｏｄｅｌｏｆｈｙｄｒａｕｌｉｃａｄｊｕｓｔａｂｌｅｐｏｓｔｕｒｅｔｒａｃｔｉｏｎｍｅｃｈａｎｉｓｍｗａｓｅｓｔａｂｌｉｓｈｅｄ．Ｔｈｅａｄｊｕｓｔｍｅｎｔｒａｎｇｅｏｆｓｈｅａｒｅｒｆｕｓｅｌａｇｅｗａｓｄｅｔｅｒｍｉｎｅｄａｔ０－３０ｍｍａｎｄｔｈｅｔｒａｎｓ－ｍｉｓｓｉｏｎｃａｓｅｓｈｅｌｌａｎｇｕｌａｒｒａｎｇｅｗａｓｄｅｔｅｒｍｉｎｅｄａｔ０－１０．Ａｎｄｔｈｅｉｍｐａｃｔｓｏｆｔｈｅｃｈａｎｇｅｏｆｔｒａｃ－ｔｉｖｅｏｎｔｈｅｍａｉｎｄｅｓｉｇｎｐａｒａｍｅｔｅｒｓｏｆｈｙｄｒａｕｌｉｃａｄｊｕｓｔａｂｌｅｐｏｓｔｕｒｅｔｒａｃｔｉｏｎｍｅｃｈａｎｉｓｍｗｅｒｅａｎａ－ｌｙｚｅｄ．Ｔｈｅｒｅｓｕｌｔｓｈｏｗｅｄｔｈａｔｄｕｅｔｏｔｈｅｃｈａｎｇｅｏｆｔｒａｃｔｉｖｅａｎｄｔｈｅｃｏｍｐｒｅｓｓｉｂｉｌｉｔｙｏｆｈｙｄｒａｕｌｉｃｏｉｌ，ｔｈｅｍａｘｉｍｕｍｖａｌｕｅｏｆｔｈｅａｎｇｕｌａｒｒａｎｇｅｏｆｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎｃａｓｅｓｈｅｌｌｗａｓ０．１７８ａｎｄ０．０７５４ｗｈｅｎｓｕｐｐｏｒｔｐｏｉｎｔｓｉｎｔｈｅｈｉｇｈｅｓｔ（θ＝０）ａｎｄｔｈｅｌｏｗｅｓｔｐｏｓｉｔｉｏｎ（θ＝１０）ｒｅｓｐｅｃｔｉｖｅｌｙ，ａｎｄｔｈｅｍｅａｓｕｒｅｏｆｔｈｅｃｈａｎｇｅｐｏｉｎｔｈｅｉｇｈｔｗａｓ０．００９５ｍｍａｎｄ０．４４７ｍｍ．Ｔｈｅｒｅｓｅａｒｃｈｉｎｄｉｃａｔｅｄｔｈａｔｔｈｅｉｍｐａｃｔｓｏｆｔｈｅｃｈａｎｇｅｏｆｔｒａｃｔｉｖｅａｎｄｔｈｅｃｏｍｐｒｅｓｓｉｂｉｌｉｔｙｏｆｈｙｄｒａｕｌｉｃｏｉｌｏｎｓｈｅａｒｅｒｐｏｓｔｕｒｅｗｅｒｅｓｍａｌｌ．Ｔｈｅｓｔｕｄｙｐｒｏｖｉｄｅｓｔｈｅｂａｓｉｓｆｏｒｔｈｅｓｕｂｓｅｑｕｅｎｔｒｅｓｅａｒｃｈｏｆｔｈｅｓｈｅａｒｅｒｈｙｄｒａｕｌｉｃａｄ－ｊｕｓｔａｂｌｅｐｏｓｔｕｒｅｔｒａｃｔｉｏｎｍｅｃｈａｎｉｓｍ．Ｋｅｙｗｏｒｄｓｓｈｅａｒｅｒ；ｔｒａｃｔｉｏｎｍｅｃｈａｎｉｓｍ；ｈｙｄｒａｕｌｉｃａｄｊｕｓｔａｂｌｅｐｏｓｔｕｒｅ；ｍｅｃｈａｎｉｃａｌｍｏｄｅｌ；ｄｅｓｉｇｎ随着双滚筒采煤机高产高效技术的迅猛发展，采煤机的性能指标不断提高，总装机功率达３０００ｋＷ以上，牵引力超过１５００ｋＮ．在采煤机各项性能指标提升的同时，牵引机构复杂的受力情况影响了采煤机工作的可靠性和安全性，牵引机构成为采煤机的主要故障部位之一［１－３］．为避免损坏所带来的不便与损失，需采取措施延长牵引机构的使用寿命，双驱动牵引应运而生，甚至可以实现多驱动牵引．多驱动牵引是实现延长牵引机构使用寿命的一个有效途径，可以在不增加机身大小的前提下，使牵引功率得到成倍增加，并将集中力分散在每个独立驱动的系统中［４－６］．目前多驱动牵引并没有得到实际应用，原因在于各驱动之间很难实现同步，存在导向干涉等问题．针对目前采煤机常规牵引机构及其组件的特点，本文提出了一种采煤机液压调姿牵引机构，并给出了主要机构的设计计算方法，进行了采煤机液压调姿牵引机构的可行性和力学平衡分析．１液压调姿牵引机构目前采煤机主要采用无链牵引机构，采煤机通过行走轮与铺设在工作面刮板输送机溜槽上的齿轨相啮合实现驱动行走，并依靠套在齿轨上的导向滑靴实现行走驱动的导向和保证行走轮与齿轨的正常啮合．采煤机工作过程中，行走轮主要承受牵引力，４只滑靴起支撑整机重量并承受部分采煤的工作载荷［７］．基于“ 两点确定一条直线、三点确定一个平面” 的原理，当底板起伏较大、不平整时，４只滑靴支撑处于过约束状态，采煤机行走机构的正常工作受到约束，可能出现１只滑靴悬空或者结构强度不够导致损坏的现象．尤其对于大功率、大采高采煤机在大倾角、仰俯采复杂工况下，导向滑靴过载、压溃和行走轮磨损严重等现象时有发生［８－９］．液压调姿牵引机构在传统采煤机的牵引传动箱两侧安装液压缸，实现各行走轮负载均匀，改善导向滑靴受力状态，减少过载故障的发生，并为多驱动牵引实现提供有利条件．图１所示为液压调姿牵引机构的力学简图，图中Ｏ点为牵引传动箱壳体与机身的铰接点，Ｍ和Ｍ ′为左、右调姿液压缸与机身的铰接点，Ｎ和Ｎ ′为左、右液压缸与牵引传动箱壳体的铰接点．液压缸一方面承受采煤机牵引机构及整机的载荷，另一方面通过液压缸的伸缩运动转化为该支撑点的调姿，以保证导向滑靴最大程度地与齿轨接触，从而保证采煤机在底板起伏较大的工况下仍具有较好的通过性及平顺性．图中各符号的意义下Ｌ回转中心Ｏ至液压缸铰接点Ｍ（Ｍ ′）的距离，ｍｍ；Ｌ１回转中心Ｏ至液压缸铰接点Ｎ（Ｎ ′）的距离，ｍｍ；Ｌ２牵引传动箱壳体ＯＯ１的长度，ｍｍ；ＬＳ液压缸的长度，ｍｍ；Ｔ单牵引机构的牵引力，ｋＮ；Ｆ单牵引机构的垂直分力，ｋＮ，Ｆ＝Ｔｔａｎφ；Ｆ１，Ｆ２液压缸１和２所受外负载，ｋＮ；Ｆｘ，Ｆｙ采煤机对支撑点Ｏ的负载力，ｋＮ；ＦＮ４，ＦＮ６后导向滑靴受到的支持力和侧向力，ｋＮ，按参考文献［１０］解算； θ 牵引传动箱壳体ＯＯ１摆动后与竖直方向的夹角，（），为变量； λ，ω 安装位置角，均为设计参数，（），为不变量．图１液压调姿牵引机构简图Ｆｉｇ．１Ｈｙｄｒａｕｌｉｃａｄｊｕｓｔａｂｌｅｐｏｓｔｕｒｅｔｒａｃｔｉｏｎｍｅｃｈａｎｉｃａｌｄｉａｇｒａｍ２设计参数２．１调姿范围采煤机分析实例前、后支撑点跨度为７３００ｍｍ，配套重型刮板输送机型号为ＳＧＺ１０００／１４００，溜槽规格（长宽高）为１５００ｍｍ１０００ｍｍ３４５ｍｍ，机身跨越５节溜槽．为适应底板起伏不平及保证综采工作面的顺利推进，由多节溜槽联接组成一体的输送机需要满足在一定范围内可弯曲［１１］，允许溜槽之间的水平弯曲角度为－１．１～＋１．１，垂直弯曲角度为－３～＋３［１２］，允许底板铺设时横向倾斜角度误差不大于１．如图２所示，建立空间直角坐标系Ｏ－ｘｙｚ，若溜槽联接处不发生偏转，则溜槽上４个受力点在同一平面内，４个受力点Ａ，Ｂ，Ｃ，Ｄ位置坐标分别为Ａ（ｘＡ，ｙＡ，ｚＡ），Ｂ（ｘＢ，ｙＢ，ｚＢ），Ｃ（ｘＣ，ｙＣ，ｚＣ），Ｄ（ｘＤ，ｙＤ，ｚＤ）；若输送机弯曲程度达到最大，即每两节溜槽联接处受３个弯曲角度影响４４２工程设计学报第２２卷均向同一侧发生最大角度偏离，Ｂ，Ｃ两点分别偏至空间位置点Ｂ ′（ｘＢ ′，ｙＢ ′，ｚＢ ′）和Ｃ ′（ｘＣ ′，ｙＣ ′，ｚＣ ′），则点Ｂ ′偏离其他三点形成的平面ＡＣ ′ Ｄ，图２中所示点Ｂ ′到平面ＡＣ ′ Ｄ的垂直距离ｌ即为溜槽上偏离点至其他３个受力点所成平面的垂直距离．图２溜槽弯曲三维坐标图Ｆｉｇ．２３Ｄｃｏｏｒｄｉｎａｔｅｆｉｇｕｒｅｏｆｂｅｎｄｃｈｕｔｅ设平面ＡＣ ′ Ｄ的一个法向量为ｎ＝（ｘｎ，ｙｎ，１），向量ＡＤ＝（ｘＤ－ｘＡ，ｙＤ－ｙＡ，ｚＤ－ｚＡ），Ｃ ′ Ｄ＝（ｘＤ－ｘＣ ′，ｙＤ－ｙＣ ′，ｚＤ－ｚＣ ′），Ｂ ′ Ｄ＝（ｘＤ－ｘＢ ′，ｙＤ－ｙＢ ′，ｚＤ－ｚＢ ′），则有ｎ⊥ＡＤ且ｎ⊥Ｃ ′ Ｄ，那么ｎＡＤ＝０且ｎＣ ′ Ｄ＝０，则得ｌ＝｜ｎＢ ′ Ｄ｜｜ｎ｜ ≈７０．６４ｍｍ，即溜槽上４个受力点中一点至其他三点形成平面的最大垂直距离ｌ≈７０．６４ｍｍ．根据齿轨与输送机溜槽的结构和尺寸关系易知［１３－１４］，前、后支撑和导向滑靴中悬空点至其他３只滑靴形成平面的距离约为ｌ／２＝３５．３２ｍｍ．同时导向滑靴的结构设计对底板不平有一定适应能力，因此确定支撑点最大调姿范围ΔＨ＝３０ｍｍ．综合考虑采煤机牵引机构结构尺寸、液压缸狭窄工作空间的限制和调姿范围的设计要求，液压调姿结构尺寸参数为Ｌ＝２１９０ｍｍ，Ｌ１＝１８３６ｍｍ，Ｌ２＝１９５０ｍｍ，λ＝２３，ω＝２０，同时充分考虑液压调姿牵引机构的安全性、可靠性和工作空间限制，通过估算液压缸受力，选用液压缸缸径Ｄ＝１８０ｍｍ，杆径ｄ＝１００ｍｍ．２．２调姿范围和液压缸行程的关系由图１所示几何关系，可得牵引传动箱壳体摆动任意角度θ，机身铰接点Ｏ至行走轮中心轴线的垂直距离Ｈ为Ｈ＝Ｌ２ｃｏｓθ．（１）采煤机在工作面刮板输送机上处于静止状态时，牵引传动箱壳体ＯＯ１处于中位，牵引传动箱壳体ＯＯ１摆角θ最小， θｍｉｎ＝０，此时机身铰接点Ｏ至行走轮中心轴线的垂直距离最大，为Ｈｍａｘ＝Ｌ２．依据调姿范围ΔＨ＝Ｈｍａｘ－Ｈｍｉｎ＝３０ｍｍ，则支撑点调至最低位置时，机身铰接点Ｏ至行走轮中心轴线的垂直距离最小，为Ｈｍｉｎ＝１９２０ｍｍ，对应摆角θ 最大，为 θｍａｘ＝ａｒｃｃｏｓＨｍｉｎＨｍａｘ ≈１０．由图１，利用余弦定理，求得液压缸某一工作位置的长度为ＬＳ＝Ｌ２＋Ｌ２１－２ＬＬ１ｃｏｓ９０－（ω＋λθ ［］槡）．（２）采煤机在正常工况下工作时，前、后调姿牵引机构的液压缸对应油腔相互打通，以保证载荷均匀分布到每只滑靴上．当采煤机在底板起伏较大的工况下工作造成左、右牵引机构牵引负载不平衡时，则需要通过牵引传动箱壳体两侧油缸伸长或缩短协同调整支撑点高度，并均匀载荷．采煤机行走方向不同，左、右液压缸的工作状态不同，式中以“” 区分．当液压缸缩短时，按上符号计算；当液压缸伸长时，按下符号计算．通过式（１）和（２）可得到Ｈ与ＬＳ的关系式为ＬＳ＝Ｌ２＋Ｌ２１－２ＬＬ１ｃｏｓ９０－ω＋λ ａｒｃｃｏｓ（Ｈ／Ｌ２［］｛｝槡）．（３）通过式（３）可以得到机身铰接点Ｏ至行走轮中心轴线的垂直距离Ｈ与液压缸长度ＬＳ的非线性关系曲线，如图３所示．牵引传动箱壳体ＯＯ１摆角θ 为０～１０，牵引传动箱壳体ＯＯ１垂直于工作面处于中位点时，摆角为０，垂直距离Ｈ最大为１９５０ｍｍ，两侧液压缸伸出量相等，液压缸长度均为１６３８ｍｍ．在高度下调过程中，摆角θ不断增大，左右两侧液压缸分别作缩回和伸出运动，支撑点高度不断降低，液压缸的长度随支撑点高度的变化呈梯度增长．图３垂直距离Ｈ与液压缸长度ＬＳ的关系曲线Ｆｉｇ．３ＴｈｅｒｅｌａｔｉｏｎｃｕｒｖｅｏｆｐｅｒｐｅｎｄｉｃｕｌａｒｄｉｓｔａｎｃｅＨａｎｄｈｙｄｒａｕｌｉｃｃｙｌｉｎｄｅｒｌｅｎｇｔｈＬＳ２．３液压缸行程由图１所示，求得液压缸的理论最小行程Ｓｍｉｎ为５４２第３期刘春生，等采煤机液压调姿牵引机构的力学特性与设计Ｓｍｉｎ＝ＬＳｍａｘ－ＬＳｍｉｎ＝Ｌ２＋Ｌ２１－２ＬＬ１ｃｏｓ９０－（ω＋λ－θｍａｘ［］槡）－Ｌ２＋Ｌ２１－２ＬＬ１ｃｏｓ９０－（ω＋λ＋θｍａｘ［］）槡．理论计算液压缸最小行程Ｓｍｉｎ≈６２５ｍｍ，根据ＧＢ／Ｔ２３４９２００１液压缸行程系列标准值，圆整后取液压缸行程Ｓ＝７４０ｍｍ．３液压调姿牵引机构力学模型牵引机构驱动采煤机行走时，调姿牵引机构受到的外力主要有沿采煤机行走方向的牵引力Ｔ、沿行走反方向的摩擦力ｆ（ＦＮ４＋ＦＮ６）等．为简化机械结构力学模型，忽略一些对系统影响较小的因素，如假定铰接处不存在摩擦力．如图１所示，Ｏ点为支点，根据力矩平衡方程 ＭＯ＝０，则液压调姿牵引机构的静力平衡方程为Ｆ１Ｌ１ｓｉｎγ１＋Ｆ２Ｌ１ｓｉｎγ２＝Ｔ－（ＦＮ４＋ＦＮ６）［］ｆＬ２ｃｏｓθ＋（Ｆ＋ＦＮ４）Ｌ２ｓｉｎθ，（４）式中，ｆ为导向机构表面摩擦系数，取０．１８．由图１中几何关系推得式（４）中ｓｉｎ γ１和ｓｉｎ γ２分别为ｓｉｎγ１＝Ｌｓｉｎ９０－（ω＋λθΔθ［］）Ｌ２＋Ｌ２１－２ＬＬ１ｃｏｓ９０－（ω＋λθΔθ ［］槡），ｓｉｎγ２＝Ｌｓｉｎ９０－（ω＋λθΔθ［］）Ｌ２＋Ｌ２１－２ＬＬ１ｃｏｓ９０－（ω＋λθΔθ ［］槡）．负载增大要求调姿牵引机构具有较大的刚度，以保证无需姿态调整时采煤机仍能进行正常牵引工作．令液压缸两工作腔充满油液且处于封闭状态，受牵引力等外负载变化影响，液压缸负载和工作腔油液压力会发生变化，高压力将直接导致液压缸工作腔内油液体积被压缩，则液压缸１和２困油压力变化Δｐ１和Δｐ２分别为 Δｐ１＝β ｅＡ１Ｖ１ ΔＬＳ１，Δｐ２＝β ｅＡ２Ｖ２ ΔＬＳ２，（５）式中， β ｅ液压油有效体积弹性系数，取βｅ＝０．７ｋＮ／ｍｍ２； Δθ 油缸被压缩导致牵引传动箱壳体摆动的角度，（）；Ｖ１，Ｖ２液压缸有杆腔和无杆腔内的油液体积，ｍｍ３；Ａ１，Ａ２液压缸有杆腔和无杆腔的有效作用面积，ｍｍ２，Ａ１＝ π ４（Ｄ２－ｄ２），Ａ２＝ π ４Ｄ２； ΔＬＳ１，ΔＬＳ２液压缸１和２的长度压缩量，ｍｍ；由图１中几何关系推得式（５）中液压缸１和２的长度压缩量ΔＬＳ１和ΔＬＳ２分别为 ΔＬＳ１＝Ｌ２＋Ｌ２１－２ＬＬ１ｃｏｓ９０－（ω＋λθΔθ ［］槡）－ＬＳ１，（６） ΔＬＳ２＝ＬＳ２－Ｌ２＋Ｌ２１－２ＬＬ１ｃｏｓ９０－（ω＋λθΔθ ［］槡）．（７）当采煤机向左运动，Ｖ１＝Ａ１Ｓ－（ＬＳ１－ＬＳｍｉｎ［］），Ｖ２＝Ａ２（ＬＳ２－ＬＳｍｉｎ）；当采煤机向右运动，Ｖ１＝Ａ２（ＬＳ１－ＬＳｍｉｎ），Ｖ２＝Ａ１Ｓ－（ＬＳ２－ＬＳｍｉｎ［］）；假设液压缸处于背压腔的压力为ｐ０，则被压缩油液产生复位力，即液压缸１和２的负载力Ｆ１和Ｆ２分别为Ｆ１＝Δｐ１Ａ１＋ｐ０Ａ１－ｐ０Ａ２＝β ｅＡ２１Ｖ１ ΔＬＳ１＋ｐ０（Ａ１－Ａ２），（８）Ｆ２＝Δｐ２Ａ２＋ｐ０Ａ２－ｐ０Ａ１＝β ｅＡ２２Ｖ２ ΔＬＳ２＋ｐ０（Ａ２－Ａ１）．（９）将上面各式代入式（４）中，整理得液压调姿牵引机构的力学模型为ＬＬ１ｓｉｎ９０－（ω＋λθΔθ ［］） β ｅＡ２１Ｖ１Ｌ２＋Ｌ２１－２ＬＬ１ｃｏｓ９０－（ω＋λθΔθ ［］槡）－ＬＳ１＋ｐ０（Ａ１－Ａ２［］）Ｌ２＋Ｌ２１－２ＬＬ１ｃｏｓ９０－（ω＋λθΔθ ［］槡）＋ＬＬ１ｓｉｎ９０－（ω＋λθΔθ ［］） β ｅＡ２２Ｖ２ＬＳ２－Ｌ２＋Ｌ２１－２ＬＬ１ｃｏｓ９０－（ω＋λθΔθ ［］槡）＋ｐ０（Ａ２－Ａ１［］）Ｌ２＋Ｌ２１－２ＬＬ１ｃｏｓ９０－（ω＋λθΔθ ［］槡）＝Ｌ２ｃｏｓ（θΔθ）Ｔ－（ＦＮ４＋ＦＮ６）［］ｆ＋Ｌ２ｓｉｎ（θΔ θ）（Ｔｔａｎφ＋ＦＮ４）．（１０）采煤机行走方向不同，液压调姿牵引机构的力学模型不同，式中以“， ” 区分采煤机向左运动，按上符号计算；采煤机向右运动，按下符号计算．４设计实例分析通过上述建立的液压调姿牵引机构的力学模型，确定牵引传动箱壳体摆角θ的大小，即可求解出６４２工程设计学报第２２卷某一工况下因液压缸内油液压缩产生的牵引传动箱壳体的摆角变化量Δθ的大小，进而可以通过式（５）、（６）和（７）解出液压缸困油压力等参数的数值大小．为验证调姿牵引对整机运动系统的适用性，分析不同工况下液压调姿牵引机构主要结构参数的变化．工况不同，则采煤机受到的外负载不同，采煤机的牵引力、前后导向滑靴受到的支撑力和侧向力均随之发生变化，从式（１０）可以看出，这些因素的改变都直接影响液压缸的负载和困油压力的大小．以某大功率、大采高双滚筒采煤机为分析实例，该型号采煤机的煤层适应倾角α≤１２，取采煤机分别在具有煤层倾角０，２，４，６，８，１０，１２条件下向左牵引为分析实例的工况，整机受力计算按文献［１０］解算，可以得到不同工况下前后支撑导向滑靴的受力和牵引力的数值大小，分别代入式（１０）中，分析支撑点分别处于最低（ θ＝１０）和最高（θ＝０）工作位置时，油液压缩性对液压调姿牵引机构正常工作的影响．图４所示为牵引力与牵引传动箱壳体摆角关系曲线，图５和图６分别为牵引力与液压缸困油压力和被压缩长度的关系曲线，图７为牵引力与支撑点高度变化ΔＨ′ 关系曲线，图中实线表示θ＝０，虚线表示 θ＝１０．图４牵引力与牵引传动箱壳体摆角Δθ的关系曲线Ｆｉｇ．４Ｔｈｅｒｅｌａｔｉｏｎｃｕｒｖｅｏｆｔｒａｃｔｉｖｅｅｆｆｏｒｔａｎｄｔｉｌｔａｎｇｌｅ Δθｉｎｔｒａｃｔｉｏｎｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎｃａｓｅ图５牵引力与液压缸困油压力的关系曲线Ｆｉｇ．５Ｔｈｅｒｅｌａｔｉｏｎｃｕｒｖｅｏｆｔｒａｃｔｉｖｅｅｆｆｏｒｔａｎｄｈｙ－ｄｒａｕｌｉｃｃｙｌｉｎｄｅｒｔｒａｐｐｅｄｏｉｌｐｒｅｓｓｕｒｅ图６牵引力与液压缸被压缩长度的关系曲线Ｆｉｇ．６Ｔｈｅｒｅｌａｔｉｏｎｃｕｒｖｅｏｆｔｒａｃｔｉｖｅｅｆｆｏｒｔａｎｄｃｏｍ－ｐｒｅｓｓｅｄｌｅｎｇｔｈｏｆｈｙｄｒａｕｌｉｃｃｙｌｉｎｄｅｒ图７牵引力与支撑点高度变化ΔＨ′ 的关系曲线Ｆｉｇ．７ＴｈｅｒｅｌａｔｉｏｎｃｕｒｖｅｏｆｔｒａｃｔｉｖｅｅｆｆｏｒｔａｎｄｈｅｉｇｈｔｃｈａｎｇｉｎｇｉｎｓｕｐｐｏｒｔｉｎｇｐｏｉｎｔΔＨ′ 从图４中可以看出传动箱壳体摆角随牵引力变化均很小；在牵引力Ｔ由７１２ｋＮ增至１１４５ｋＮ过程中，当θ＝０，摆角Δθ仅由０．０８９增至０．１７８；当θ＝１０，摆角Δθ由０．０４５６增至０．０７５４，曲线变化率均很小，尤其在θ＝１０时，关系曲线近似一条水平直线，说明机构对外负载变化具有很好的刚性．从图５可以看出采煤机牵引力负载增大过程中，当θ＝０时，两液压缸的困油压力基本以相同速率递增，且液压缸１的困油压力略大于液压缸２，最大困油压力分别为１０．９ＭＰａ和１０．２７ＭＰａ；当θ＝１０时，两液压缸的困油压力明显增大，同时液压缸１的困油压力明显大于液压缸２，最大困油压力分别为３１．４６ＭＰａ和２６．３５ＭＰａ．从图６可以看出当θ＝０时，两液压缸被压缩长度变化趋势基本一致，近似重合在一条曲线上，最大压缩量均约为５．５９ｍｍ；当θ＝１０时，液压缸２被压缩长度略大于液压缸１，增长速率基本一致，液压缸１和２最大压缩长度分别为２．２７ｍｍ和２．４１ｍｍ．由于采煤机采高较大，支撑点高度变化过大会７４２第３期刘春生，等采煤机液压调姿牵引机构的力学特性与设计产生许多负面影响［１５］，因此需要考虑液压缸油液压缩引起的支撑点高度的变化量ΔＨ′，通过式（１）和图１中的几何关系可得 ΔＨ ′＝Ｌ２ｃｏｓθ－ｃｏｓ（θ＋Δθ ［］），进而可以得到如图７所示牵引力与支撑点高度变化ΔＨ′ 关系曲线．从图７中可以看出当θ＝０时，牵引力由７１２ｋＮ增至１１４５ｋＮ，支撑点高度变化ΔＨ′仅由０．００２４ｍｍ增加至０．００９５ｍｍ，因为变化量极小，从图中很难看出实曲线有很大变化，计算得到ΔＨ′／ΔＨ的数值也非常小，说明支撑点高度受液压缸压缩量变化影响非常小；当θ＝１０时，支撑点高度变化ΔＨ ′由０．２７ｍｍ增至最大０．４４７ｍｍ，且增长的速率明显大于当θ＝０时．综合分析图４至图７发现，在相同工况下，摆角 θ由０增至１０，液压缸困油压力明显增大，油缸被压缩长度ΔＬＳ和压缩产生的摆角Δθ均相应减小，支撑点高度变化ΔＨ′ 幅值却明显增大，原因在于在摆角θ由０增至１０过程中，支撑点高度变化的速率加快，相同Δθ变化量导致的ΔＨ′ 的变化量增加，因此θ＝１０时支撑点高度ΔＨ′ 明显偏大．左、右液压缸是对称结构布置的，在采煤机向右牵引时，两缸的工作状态及困油压力变化情况与向左牵引时规律相反．５结论１）针对传统采煤机牵引机构的结构特点，在牵引传动箱两侧安装液压缸，设计了一种支撑点可以上下调整并能均衡载荷的液压调姿牵引机构，给出了力平衡方程和确定主要结构参数的方法．２）当溜槽间水平、垂直与横向的铺设角度均向同一侧偏转使输送机弯曲程度达到最大时，给出了采煤机４个支撑点“ 别劲” 时悬空点偏离其他３个支撑点构成平面垂直距离的计算方法，并根据输送机与齿轨间的结构尺寸关系，应用空间向量计算方法确定了支撑点调姿范围为０～３０ｍｍ，牵引传动箱壳体的摆角范围为０～１０．３）建立了液压调姿牵引机构的力学模型，分析了液压调姿牵引机构负载刚度，各变量均在允许范围内，具有很好的刚度特性．结构设计满足实际应用要求，通过调整液压缸伸缩运动实现支撑点的调姿，达到适应底板起伏不平、均匀载荷的效果，可见采煤机液压调姿牵引机构是可行的，具有特殊平衡功能．参考文献［１］周甲伟，刘瑜，刘送永，等．采煤机行走机构动态啮合特性分析［Ｊ］．工程设计学报，２０１３，２０（３）２３０－２３５．ＺＨＯＵＪｉａ－ｗｅｉ，ＬＩＵＹｕ，ＬＩＵＳｏｎｇ－ｙｏｎｇ，ｅｔａｌ．Ｓｏｌｕ－ｔｉｏｎｏｆｍｅｃｈａｎｉｃａｌｍｏｄｅｌｏｆｗｈｏｌｅｓｈｅａｒｅｒｂａｓｅｄｏｎｔｈｅｌｅａｓｔｓｑｕａｒｅｐｒｉｎｃｉｐｌｅ［Ｊ］．ＣｈｉｎｅｓｅＪｏｕｒｎａｌｏｆＥｎｇｉｎｅｅｒ－ｉｎｇＤｅｓｉｇｎ，２０１３，２０（３）２３０－２３５．［２］王兴文，张勇涛，李英，等．采煤机行走部齿轮磨损的原因分析及预防措施［Ｊ］．煤矿机械，２０１３，３４（３）１９５－１９６．ＷＡＮＧＸｉｎｇ－ｗｅｎ，ＺＨＡＮＧＹｏｎｇ－ｔａｏ，ＬＩＹｉｎｇ，ｅｔａｌ．Ｗｅａｒｒｅａｓｏｎａｎａｌｙｓｉｓａｎｄｐｒｅｖｅｎｔｉｖｅｍｅａｓｕｒｅｓｏｎｗａｌｋ－ｉｎｇｗｈｅｅｌｓｏｆｓｈｅａｒｅｒｗａｌｋｉｎｇｐａｒｔ［Ｊ］．ＣｏａｌＭｉｎｅＭａ－ｃｈｉｎｅｒｙ，２０１３，３４（３）１９５－１９６．［３］赵亚东，谭超，徐建超．采煤机行走轮失效分析及改进方法［Ｊ］．煤矿机械，２０１１，３２（５）１６７－１６８．ＺＨＡＯＹａ－ｄｏｎｇ，ＴＡＮＣｈａｏ，ＸＵＪｉａｎ－ｃｈａｏ．Ａｎａｌｙｓｉｓｏｎｆａｉｌｕｒｅａｎｄｉｍｐｒｏｖｅｄｍｅｔｈｏｄｏｆｓｈｅａｒｅｒｗｈｅｅｌ［Ｊ］．ＣｏａｌＭｉｎｅＭａｃｈｉｎｅｒｙ，２０１１，３２（５）１６７－１６８．［４］周生保，苗增，赵静一，等．新型半挂车液压悬挂机构分析［Ｊ］．液压与气动，２０１１（４）１８－２１．ＺＨＯＵＳｈｅｎｇ－ｂａｏ，ＭＩＡＯＺｅｎｇ，ＺＨＡＯＪｉｎｇ－ｙｉ，ｅｔａｌ．Ｔｈｅａｎａｌｙ

版权申诉 word格式文档无特别注明外均可编辑修改；预览文档经过压缩，下载后原文更清晰！ 立即下载

关键词：: 采煤液压牵引机构力学特性设计行业标准煤矿开采 20201106165648648416 煤矿开采采矿技术煤矿文库，行业标准法律法规培训课件案例分析规程措施技术规范煤矿论文考试题库技术方案技术标书施工组织技术总结安全管理通知公告设计图纸实用文档图书资料文档下载在线阅读视频课程培训视频

矿业文库所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。