掘進機剛柔耦合模型的動力學分析

李國霞 王義亮 楊兆建

(1.太原理工大學機械與運載工程學院，山西省太原市，030024；2.煤礦綜采裝備山西省重點實驗室，山西省太原市，030024)

在掘進機截割煤巖時，由于存在工作環境惡劣、工況復雜、截割載荷多變等因素，因此掘進機極易產生劇烈振動，而劇烈的振動又會造成截齒磨損、關鍵零部件疲勞破壞、液壓系統失效、電氣元件破壞等問題，直接導致掘進機生產效率下降。

近年來，國內外學者對掘進機的振動特性進行了大量研究，但大多集中在對截割機構振動特性的研究，由于掘進機在實際工作過程中除截割臂外，后支撐、電控箱振動也很劇烈，且電控箱作為掘進機各類電氣元件的載體，對其振動特性的研究也非常必要。基于此，本文建立了以截割臂、機架、回轉臺、后支撐、電控箱為柔性體的掘進機剛柔耦合模型，對其施加截割載荷進行動力學分析，得到掘進機各關鍵部件的振動特性，為掘進機及電控箱的動力學研究提供理論依據。

1 截割載荷模擬

在UG中建立掘進機截割頭和巖壁的三維模型，并導入LS-DYNA中。因為截齒在截割煤巖過程中的變形較小，且此次仿真主要關注截齒在截割煤巖過程中受到的動態合外力，故將截割頭設定為剛體，選用剛體材料(Rigid)，而巖壁是一種各向異性且顯示脆性、非均勻的材料，故選用193#材料(MAT_DRUCKER_PRAGER)，巖壁和截齒的材料參數見表1。

表1 巖壁和截齒的材料參數

根據精度要求，對截割頭采用精度為3的自由網格劃分，巖壁采用單元長度為0.03 m的四面體網格劃分，建立有限元模型。為了保證巖壁被截割單元失效刪除后，剩下的單元仍能夠參與接觸，將截割頭和巖壁的接觸類型設置為面面接觸中的侵蝕接觸(ESTS)。同時為了模擬真實工況的巖壁，對其不參與截割的面施加無反射邊界條件，并根據某型縱軸式掘進機的實際截割工況，對截割頭施加41.6 rad/min 的恒定旋轉速度和3 m/min 的橫切速度，仿真時長選取8 s，導出的文件在LS-DYNA求解器中進行求解。截割仿真的有限元模型如圖1所示。

由圖1(b)可以看出，在截割過程中，參與截割的巖壁單元所受應力較大，未截割巖壁也會受到截割載荷的影響，仿真較好地模擬了巖壁實際工況下的受載狀態。

掘進機橫截工況下截割頭所受的載荷曲線如圖2所示。

圖2中Fx、Fy、Fz分別為截割頭所受到的牽引阻力、側向力和截割阻力，由于煤巖各向異性的性質以及煤巖崩落導致截割載荷以隨機載荷為主，且實際工況中煤巖材質復雜多變，難以得到其具體參數，截割仿真所選用的是較為理想化的巖壁模型，得到的載荷與實際值相比偏小且相對趨于平穩。

2 建立剛柔耦合模型

為了保證有限元仿真能順利進行，在遵從原結構特征的前提下，對該掘進機的三維模型進行簡化，并選用一塊長方體薄板來模擬地面，確保簡化模型無干涉后，導入workbench中。

由于掘進機的振動來源主要是截齒在截割過程中受到的非線性瞬時沖擊載荷，而傳動齒輪在嚙合過程中產生的內部激勵對振動影響較小，故本次仿真主要考慮掘進機自身的固有特性。

根據剛柔耦合模型的建立理論，將掘進機各部件中振動較小以及自身變形可忽略不計的部件(鏟板、履帶、運輸機構、操作室、泵站)設置為剛性體；由于電控箱在振動傳遞路徑的尾端，其箱體變形對其他部件影響較小，且仿真研究對象為電控箱質心的振動特性，故也將電控箱設置為剛性體；因為在截割仿真中，截割頭為剛體材料，為了保證兩次仿真中載荷條件的一致性，需將此次仿真的截割頭也設置為剛性體。將截割臂、回轉臺、機架、后支撐設置為柔性體進行網格劃分，建立的掘進機剛柔耦合模型如圖3所示。

圖3 掘進機剛柔耦合模型

3 受迫振動分析

3.1 仿真設置

除自身重力外，將截割仿真所得到的三向力、三向力矩曲線施加到掘進機剛柔耦合模型上，并根據實際工況將鏟板、履帶、后支撐與底板的接觸設置μ為0.7的摩擦接觸，其余為綁定接觸，對底板底面施加固定約束。

由于掘進機振動的優勢頻率主要集中在200 Hz以下，為了保證仿真順利進行且采樣結果不失真，將掘進機受迫振動仿真的采樣頻率設置為1000 Hz。求解設置中的求解類型和弱彈簧設置都保持默認設置，打開大變形開關。

3.2 仿真結果分析

對仿真所得的橫截工況下各關鍵傳遞部件的總振動加速度a及三向振動加速度ax、ay、az的最大值和均值進行統計，統計結果見表2。截割部、機架、電控箱的三向振動加速度響應及其頻譜分析曲線分別如圖4、圖5和圖6所示，其中x、y、z三向分別為掘進機的水平橫向、水平縱向和豎直方向。

表2 振動加速度統計表 m·s-2

圖4 截割部三向振動加速度響應及其頻譜分析曲線

由表2可以看出，振動傳遞路徑上各關鍵部件的振動加速度a的大小關系為：截割部>回轉臺>機架；且各關鍵部件的三向振動情況均為x向、z向振動劇烈，y向振動較弱。仿真所得與實際工況掘進機振動響應相符，仿真結果可信。

圖5 機架三向振動加速度響應及其頻譜分析曲線

由圖4、圖5和圖6的加速度響應曲線可知，截割部從0.01 s開始振動，電控箱在0.04 s左右開始振動，體現了振動的傳遞性；由圖4、圖5和圖6的頻譜分析曲線可知，截割部在14 Hz、28 Hz以及63 Hz左右振動劇烈，機架振動較弱，無明顯峰值，電控箱在25 Hz以下、62 Hz和125 Hz左右振動劇烈。

圖6 電控箱三向振動加速度響應及其頻譜分析曲線

對比表2各關鍵部件的振動響應可見，電控箱振動加速度高于機架，說明該掘進機現有的后支撐及隔振器減振效果不理想；且橫截工況下，截割部、回轉臺、機架的三向振動加速度大小關系均為x向>z向>y向，后支撐z向振動加速度略高于x向，y向振動最弱，而電控箱z向振動加速度明顯高于x向高于y向，表明該掘進機現有隔振器z向減振效果較差，分析結果為掘進機的減振研究提供了理論方向。

4 結語

該剛柔耦合模型的受迫振動仿真結果較真實地反映了橫向截割工況下掘進機的振動特性：截割部在14 Hz、28 Hz以及63 Hz左右振動劇烈；本體部振動較弱，頻譜圖無明顯峰值；電控箱在25 Hz以下、62 Hz以及125 Hz左右振動劇烈。且由分析結果可知，現有的電控箱減振措施在豎直方向上的減振效果較差，該仿真結果為掘進機的進一步動力學分析及減振研究提供了理論基礎。