基于多傳感器的采煤機滑靴受力檢測系統研究

田立勇，李文政，隋 然

(1.遼寧工程技術大學 機械工程學院，遼寧 阜新 123000; 2.中國葛洲壩集團建設工程有限公司，云南 昆明 650217)

采煤機滑靴包括平滑靴與導向滑靴，是連接采煤機與刮板輸送機的主要部件，有支承采煤機整機質量、為采煤機行走導向、承受采煤機的側向力等作用。其在采煤機運行過程中受力狀態有:受拉、受壓、受扭等，極易發生損壞[1]。因此，研究采煤機滑靴力學特性，對其強度分析及后續結構優化等工作的開展有重要意義。

目前，很多采煤機生產廠家及科研院所針對采煤機滑靴進行了大量研究，文獻[2]以滾筒實驗載荷為激勵對采煤機剛柔耦合動力學模型進行了仿真研究，得到了不同俯仰角、側傾角情況下的滑靴受力變化規律;文獻[3]利用ADAMS建立導向滑靴模型并進行運動學仿真分析，研究導向滑靴運行速度的波動情況;文獻[4]采用ANSYS對導向滑靴、銷排的模態特性和疲勞壽命進行仿真分析，得到了導向滑靴和銷排第1～4階的模態頻率;文獻[5]針對導向滑靴使用中的損壞情況進行結構改進，并利用有限元法進行整體強度的分析與校核;文獻[6]在分析導向滑靴力學特性的基礎上提出一種焊接方法用于修復導向滑靴裂紋;文獻[7]研究了導向滑靴在3種典型工況下的受力并進行有限元分析，對其設計和維護提出若干點優化建議;文獻[8]對導向滑靴焊接基材及耐磨熔覆層材料進行配比試驗并研究其對耐磨性的影響;文獻[9]通過平滑靴銷軸傳感器測試研究了采煤機在不同截割工況下的平滑靴銷軸載荷并分析載荷特性;文獻[10]利用ABAQUS分析了導向滑靴的受力情況并進行失效分析;文獻[11]針對平滑靴不轉問題開展研究，利用CAE軟件對平滑靴插槽進行了改進與分析。

現階段，采煤機滑靴的相關研究大多針對單一種類滑靴利用有限元軟件進行強度分析校核與結構優化，存在缺乏實驗驗證問題。因此，筆者提出一種基于多種傳感器的滑靴受力檢測系統方案，該方案通過平滑靴銷軸傳感器、導向滑靴銷軸傳感器、導向滑靴拉力傳感器及導向滑靴耳板應變傳感器實時獲取工作過程中采煤機兩種滑靴的載荷數據，并利用ANSYS對實驗數據進行仿真分析，得到最大斜切受載時采煤機滑靴最大應力及位移，為滑靴的優化設計提供基礎。

1 斜切工況下滑靴載荷計算

斜切工況即斜切進刀工況，斜切進刀是采煤機沿刮板輸送機彎曲段逐漸截入煤壁的進刀方式，其工作原理如圖1所示。

箭頭方向為采煤機運行方向。進刀時，采煤機沿刮板輸送機S彎前進，前滾筒斜切截割煤壁，直到前后滾筒達到要求截深，同時刮板輸送機逐漸被支架推成一條直線，采煤機沿直線采煤至工作面端頭后反向運行截割。開始下一次斜切進刀時，重復上述過程。

1.1 采煤機整機受力分析

采煤機工作時煤層賦存條件復雜，多存在煤層傾角及俯(仰)角，其沿彎曲段溜槽行走截割煤巖，會受到截割阻力、煤壁對滾筒推力(滾筒軸向力)、牽引阻力、滑靴支反力等。

圖2為采煤機斜切工況俯(仰)采空間力學模型[12-14]，面向煤壁，以采煤機中心為坐標原點O建立三維坐標系O-XYZ，過坐標原點平行于采煤機機身寬度方向，且指向采空區為X軸正半軸;過坐標原點平行于采煤機機身長度，且指向牽引方向為Y軸的正半軸;垂直于面XOY且向上方向為Z軸正半軸，規定采煤機牽引方向為前向。

根據力系及力矩平衡原理，可建立采煤機整機受力矩陣方程:

AN+B|N|=b

(1)

圖1 斜切進刀工作原理Fig.1 Working principle of oblique feed cutter

圖2 采煤機斜切工況俯(仰)采空間力學模型Fig.2 Spatial mechanical model of coal mining under oblique cutting condition

A=

B51=B52=-μ(H0+H2)

B65=-μ(B0+B3)

B66=-μ(B0-B3)

b1=(PX1+PX2)cosθ+Gsinαcosβ

b2=2T+(PX1+PX2)sinθ-Gsinα-(PY1+PY2);

b3=Gcosαsinβ-2T-(PZ1+PZ2)

b4=PX2(Lsinθyb2+H0-H1)-(PZ1-PZ2)×

(B1+B2)-PX1(Lsinθyb1+H1-H0)

b5=PY1(Lsinθyb1+H1-H0)+PY2(Lsinθyb2+

式中，PX1，PX2分別為采煤機前、后滾筒的軸向力，kN;PZ1，PZ2分別為前、后滾筒的截割阻力，kN;PY1，PY2分別為前、后滾筒的牽引阻力，kN;N1，N2分別為前、后平滑靴Z軸方向支撐反力，kN;N3，N4分別為前、后導向滑靴Z軸方向支撐反力，kN;N5，N6分別為前、后導向滑靴X軸方向支撐反力，kN;T為采煤機單個牽引機構沿Y軸方向的分力，kN;F為采煤機單個牽引機構沿Z軸方向的分力，kN;G為采煤機自重，kN;Bi為各受力作用點沿X軸方向的位置尺寸，m;Li為各受力作用點沿Y軸方向的位置尺寸，m;Hi為各受力作用點沿Z軸方向的位置尺寸，m;θ為采煤機機身擺角，rad;θyb1，θyb2分別為采煤機前、后搖臂的擺角，rad;α，β分別為采煤機的俯(仰)角與煤層傾角，rad;μ為摩擦因數。

1.2 滾筒截割載荷理論計算

滾筒的大部分工作負載來源于截齒，前蘇聯鎬形截齒力學模型計算方法及國內相關研究[15-17]表明，采煤機截割純煤時，單個磨鈍截齒所受截割阻力Zi、牽引阻力Yi以及軸向力Xi存在式(2)所示關系:

(2)

式中,Z0為鋒利截齒的截割阻力，kN;f′為截割阻力系數;K′y為平均接觸應力與單向抗壓強度的比值;σy為煤的單軸抗壓強度，MPa;Sd為截齒磨損面積，cm2;Ky為煤巖體壓張系數;A為煤巖的截割阻抗，N/mm;β0為截齒楔入煤巖體的角度，rad;bp為截齒計算寬度，cm;B為煤巖的脆性程度系數;h為切削厚度，cm;t為平均截距，cm;Km為煤巖體裸露系數;Ka為截角影響系數;Kf為截齒前刃面形狀系數;Kp為截齒配置系數;Kφ為截齒前刀面影響系數。

圖3 滾筒受力分析Fig.3 Cylinder force analysis diagram

圖3為采煤機前后滾筒在某一位置YOZ面內的受力情況，其中，ω為滾筒旋轉方向示意;hi,hmax分別為采煤機滾筒在受力方向與前進方向的位置變化量。對第i個截齒上的截割阻力、牽引阻力和軸向力沿著垂直方向、水平方向和軸向進行分解，再將參與截割的所有截齒3個方向的分力逐個疊加即可得到截割滾筒的瞬時三向載荷。

(3)

式中，n為參與截割的截齒數;φi為第i個截齒齒尖位置角;Ps為滾筒螺旋葉片裝煤反力;Rs為葉片的裝煤反力，N;Dsr為滾筒有效直徑，m;Dg為筒轂直徑，m;δ為葉片的厚度，m;Z為葉片的頭數;L為葉片的導程，m;B為滾筒瞬時截深，m;Wz為推移原煤的阻力系數;Ψ為滾筒充滿系數;γ為松散煤密度，t/m3;Xq為切入煤壁時滾筒附加軸向力，N;D為滾筒直徑，m;L1為采煤機導向滑靴間距，m;L2為采煤機后滑靴中心到前滾筒煤壁側端面中心的距離，m;α0為切入煤壁時采煤機的最大旋轉角度，rad;K2為工作條件系數。

1.3 滑靴接觸載荷理論計算

根據式(1)～(3)，通過Matlab編程，在斜切工況下(煤層傾角16°，俯仰角-10°，采煤機前、后搖臂擺角分別為30°，-18°)，結合煤巖性質與采煤機結構參數，依據圖4所示的求解流程圖進行求解。

圖4 采煤機滑靴載荷計算流程Fig.4 Flow chart of the load calculation for shearer sliding boots

圖5 采煤機滾筒三向截割載荷與滑靴載荷Fig.5 Three-direction cutting load of shearer drum and sliding boot load curves

截取10組截割載荷數據繪制如圖5(a)所示曲線，并將其作為輸入載荷，求解得到斜切工況下采煤機滑靴接觸載荷，繪制曲線如圖5(b)所示。

前滾筒因其參與截割截齒數大于后滾筒，故其截割載荷大于后滾筒截割載荷;行走部滑靴載荷隨滾筒外載荷波動而波動，變化幅度呈隨機無規律非周期性變化，同種滑靴受力大小基本相同，后側滑靴所受的載荷要略大于前側滑靴所受載荷，除此之外，兩平滑靴所受支撐力之和大于兩導向滑靴所受支撐力之和。采煤機滾筒三向截割載荷均值及行走部滑靴所受各接觸載荷理論計算值均值見表1。

表1 變量理論計算值均值
Table 1 Mean value of theoretical calculation of sliding Boot contact load

截割載荷PX1PX2PY1PY2PZ1PZ2均值/kN33.522.213799.3173131接觸載荷N1N2N3N4N5N6均值/kN289325112116190221

2 采煤機滑靴力學特性測試系統方案

采煤機滑靴力學特性測試系統主要包括平滑靴載荷測試系統及導向滑靴載荷測試系統兩部分。該系統采用平滑靴銷軸傳感器、導向滑靴銷軸傳感器、導向滑靴拉力傳感器及導向滑靴耳板應變傳感器相結合的方式測量采煤機滑靴所受載荷[18-20]，各傳感器編號及位置見表2。

表2 傳感器編號及位置
Table 2 Sensor number and location

傳感器名稱采集編號(曲線編號)位置平滑靴銷軸傳感器10048-1(Z向)10048-2(Y向)前10028-1(Z向)10028-2(Y向)后10079-1,3(F1Z,F2Z)10083-1,3(F3Z,F4Z)10079-2,4(F1Y,F2Y)10083-2,4(F3Y,F4Y)前導向滑靴銷軸傳感器10037-1,3(F1Z′,F2Z′)10059-1,3(F3Z′,F4Z′)10037-2,4(F1Y′,F2Y′)10059-2,4(F3Y′,F4Y′)后導向滑靴銷軸拉力傳感器10039-1前10061-1后導向滑靴耳板應變傳感器10073-1,2,3,4前10077-1,2,3,4后

2.1 平滑靴載荷測試系統

圖6為平滑靴載荷測試系統現場安裝圖。該系統主要測量平滑靴與采煤機機體連接的銷軸受力，對現有平滑靴在滿足強度的基礎上對其進行結構改造，加裝增板并安裝無線應變采集模塊，采用平滑靴銷軸傳感器替換原有銷軸，該傳感器對平滑靴銷軸受力進行數據采集并通過無線傳輸將數據傳輸到數據采集終端計算。

圖6 平滑靴載荷測試系統現場安裝Fig.6 Installation diagram of smooth boots load test system

2.2 導向滑靴載荷測試系統

導向滑靴通過銷軸與采煤機牽引部殼體及行走鏈輪相連接，通過分析銷軸受力情況可直接獲取導向滑靴受力狀態。圖7為導向滑靴載荷測試系統安裝示意圖。該系統采用銷軸傳感器替換原有銷軸，測量牽引部殼體、行走鏈輪與導向滑靴接觸面處施加給銷軸的剪切力F1～F4;將原有銷軸內部螺桿替換為銷軸拉力傳感器，測量導向滑靴銷軸內螺桿拉力，反映導向滑靴銷軸軸向力;在導向滑靴耳板兩側安裝應變傳感器，測量耳板受力數據，側面反映銷軸是否受力。各傳感器與安裝在采煤機機身指定空腔內的無線應變采集模塊相連接，進行數據采集后通過無線傳輸將數據傳輸到數據采集終端計算。

圖7 導向滑靴載荷測試系統安裝示意Fig.7 Installation diagram of load test system for guide slide boots

2.3 傳感器數據標定

在實驗開始測試前，為保證實驗所用傳感器采集數據的準確性，需規定實驗條件下提前對傳感器進行標定。標定時，將標準量作為傳感器的輸入量，對傳感器各受力方向的力分別標定，通過施加0,100,200,300,400 kN的力，同一載荷下多次測量，測量其對應電壓，取平均值，最后進行數據擬合，得擬合公式為

前、后平滑靴銷軸傳感器擬合公式:

(4)

前導向滑靴銷軸傳感器擬合公式:

(5)

后導向滑靴銷軸傳感器擬合公式:

(6)

前、后導向滑靴銷軸拉力傳感器擬合公式:

(7)

前導向滑靴耳板應變傳感器擬合公式:

(8)

后導向滑靴耳板應變傳感器擬合公式:

(9)

式中,k=0.624 35x/2 000，x為實際測試微應變值。

3 現場實驗及數據分析

3.1 現場實驗

現場實驗依托于國家能源煤礦采掘機械裝備研發試驗中心，實驗現場如圖8所示。

圖8 測試系統實驗現場Fig.8 Test system experiment site

實驗選用MG500/1130-WD型電牽引采煤機及SGZ1000/1050型刮板輸送機，實驗工況與理論工況保持一致:采煤機前后搖臂擺角分別為30°,-18°，俯仰角-10°。截割模擬煤壁以煤炭為主，輔以水泥、特骨料混合澆筑，普氏系數f=4，煤層傾角16°，保證其力學特性與井下實際煤壁基本一致，確保實驗數據準確性。

3.2 實驗數據分析

實驗過程包括采煤機空載運行(0～100 s)、斜切進刀(100～1 000 s)、平穩截割運行(1 000～1 200 s)3個階段。實驗所得斜切工況下采煤機滑靴各傳感器實驗應變曲線如圖9所示。

分析可知，各傳感器所得應變曲線變化趨勢基本相同:采煤機空載運行階段，由于滑靴除采煤機自重外不受其他外力作用，所以各傳感器測得應變信號較小，應變曲線趨于平穩呈直線狀;斜切進刀階段，采煤機截割滾筒開始截割煤壁，因受煤巖硬度不均、落煤以及刮板輸送機各中部槽高低不平等因素影響，傳感器測得應變信號隨機分布，所得應變曲線呈波動劇烈的折線狀，此階段，滑靴軸向載荷明顯大于豎直方向載荷;平穩截割運行階段，采煤機截割滾筒全部截入煤壁，煤巖性質變化較小，行走部滑靴受力趨于平穩，各應變曲線再次呈均勻的直線狀。

圖9 斜切工況下行走部滑靴各傳感器實驗應變曲線Fig.9 Experimental strain curves of various sensors for walking boots oblique cutting condition

根據實驗所得應變曲線以及擬合公式計算可知，斜切工況下采煤機滑靴所受接觸載荷實驗值及其均值與理論值均值對比誤差百分比見表3。

表3 滑靴接觸載荷實驗值及其均值誤差百分比
Table 3 Test values of sliding boots contact load and percentage error of its mean value

接觸載荷N1N2N3N4N5N6最大值/kN446424180240305300均值/kN315405120165220280百分比/%9.024.67.142.215.626.7

兩者間的變化趨勢較為一致，但實驗值要稍大于計算值，引起誤差的主要原因是刮板輸送機相鄰的中部槽及銷排的連接處存在高度差，當采煤機行走經過連接位置時，會產生一定的沖擊，從而導致滑靴實際受力增大;其次受落煤影響，滑靴受力也會相應有所增加。

4 滑靴力學特性仿真分析

滑靴作為采煤機牽引部的重要部件，其質量直接影響采煤機在井下的行走能力與生產能力。利用實驗分析所得數據，對滑靴進行最大斜切受載下的靜力學特性分析，不僅能真實的反映采煤機滑靴在運行過程中的受力情況，還能為后續滑靴結構優化提供基礎。本文先利用Solidworks建立采煤機滑靴三維模型，然后將數值模型與現場實驗數據導入ANSYS Workbench進行仿真分析。

如圖10為平滑靴最大斜切受載下應力云圖及位移云圖。分析可知前、后平滑靴應力均呈左右對稱分布狀態，應力集中區主要分布在平滑靴銷軸連接孔處，最大應力均為121.85 MPa，平滑靴形變位移基本呈左右對稱分布，且從下到上逐漸增大，最大位移為27.75 μm，位于平滑靴銷軸連接孔頂部靠外側位置。

圖11為導向滑靴最大斜切受載下應變云圖及位移云圖，分析可知耳板連接內側拐腳處為前、后導向滑靴主要應力集中位置，最大應力分別為989.06,1 121.10 MPa，最大形變位移主要分布在靠近采空區側耳板頂部，最大形變位移分別為8.43，10.30 mm，由于前、后導向滑靴材料相同，但后導向滑靴受力大于前導向滑靴，所以比較而言后導向滑靴比前導向滑靴更易損壞。

圖10 平滑靴最大斜切受載下應力云圖及位移云圖Fig.10 Stress and displacement nephograms of smooth boots under maximum oblique shear load

圖11 導向滑靴最大斜切受載下應力云圖及位移云圖Fig.11 Stress and displacement nephograms of guide boots under maximum oblique shear load

5 結 論

(1)基于多傳感器融合的采煤機滑靴受力檢測系統是一種新的滑靴力學特性檢測方式，該系統各傳感器通過與無線應變采集模塊連接進行采煤機運行過程中滑靴應變數據的實時采集與傳輸，對比分析滑靴載荷的理論值均值與實驗值均值可知，該方法可以實現滑靴的受力狀態檢測。

(2)現場實驗表明，空載階段滑靴受力較小，載荷波動不明顯;斜切進刀階段滑靴受力明顯增大，載荷呈隨機無規律非周期性劇烈波動;平穩運行階段滑靴受力減小但載荷相對平穩，波動不明顯。運行過程中，同種滑靴受力大小基本相同，后側滑靴所受載荷大于前側滑靴所受載荷。實驗過程中，滑靴最大載荷出現在斜切階段，前平滑靴Z向最大載荷為446 kN、后平滑靴Z向最大載荷為424 kN;前導向滑靴Z向最大載荷為180 kN、后導向滑靴Z向最大載荷為240 kN;前導向滑靴軸向最大載荷為305 kN、后導向滑靴軸向最大載荷為300 kN。

(3)基于實驗數據對采煤機滑靴進行有限元分析，分析得到最大斜切受載下各滑靴的最大應力、最大形變位移及其發生位置。分析結果表明，運行過程中采煤機平滑靴應力主要集中于銷軸連接孔處，最大應力121.85 MPa，最大形變位移27.75 μm;前、后導向滑靴應力主要集中于耳板連接內側拐角處，最大應力分別為989.06，1 121.10 MPa，最大形變位移分別為8.43,10.30 mm。