连续采煤机履带行走系统驱动功率匹配与试验

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３］履带滚动接触相比，连续采煤机行走机构履带机架的滑动摩擦副导致了巨大的内部摩擦功耗［．因此行
走机构的驱动功率匹配成为重要的难题．另一方面，目前连续采煤机行走机构设计与分析一直沿用常规履带系统设计理论和方法，而忽略了它们的区别，造成了驱动功率匹配不合理的问题．本文分析了连续采煤机行走机构的特殊内部结构，将其细分为５个主要摩擦环节，并引入到履带行走系统牵引力学模型中，建立了牵引驱动功率的匹配算法，并应用实例进行了具体分析．最后利用某型连续采煤机进行了相关试验，对结果进行了验证分析．
Ｐｏｗｅｒｍａｔｃｈａｎｄｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔｏｆｔｒａｃｋｅｄｔｒａｖｅｌｌｉｎｇｓｙｓｔｅｍｏｆｃｏｎｔｉｎｕｏｕｓｍｉｎｅｒ
ＳＵＹｕｅｗｅｎ，ＺＨＵＡｉｂｉｎ，ＣＨＥＮＷｅｉ，ＸＩＥＹｏｕｂａｉ
第３４卷第３期２００９年３月
煤炭学报ＪＯＵＲＮＡＬＯＦＣＨＩＮＡＣＯＡＬＳＯＣＩＥＴＹ
Ｖｏｌ．３４Ｎｏ．３Ｍａｒ．２００９
文章编号：０２５３－９９９３（２００９）０３－０４１５－０５
连续采煤机履带行走系统驱动功率匹配与试验
宿月文，朱爱斌，陈渭，谢友柏
（西安交通大学现代设计及转子轴承系统教育部重点实验室，陕西西安７１００４９）
摘要：在履带行走系统的内部摩擦系统和履带－地面行驶动力学分析的基础上，明确了其内部摩擦结构的变化是导致其牵引性能改变的主要原因，并总结出了各内部摩擦环节，以及直驶、转向及最大工作负载３种工况下的结构参数和动力匹配理论．实车测试功率匹配结果与理论计算值误差在１０％左右，表明应用该牵引动力匹配算法可合理进行连续采煤机整体设计和动力选型．关键词：连续采煤机；履带系统；功率匹配；摩擦阻力中图分类号：ＴＤ４２１６５文献标识码：Ａ
－－收稿日期：２００８０４１１责任编辑：许书阁基金项目：国家自然科学基金资助项目（５０８０５１１５）；高等学校博士点专项科研基金资助项目（２００５０６９８０１６）作者简介：宿月文（１９７９ —），男，山西忻州人，博士研究生．Ｅ－ｍａｉｌ：ｓｕｙｗ＠ｍａｉｌｘｊｔｕｅｄｕｃｎ
５－６］，本文不再赘述．已有诸多文献作出分析［
２履带行走机构内部摩擦系统分析
７－８］连续采煤机履带行走机构内部摩擦力及功耗可归纳为以下几项［：驱动轮和履带链的啮合摩擦力
Ｆ及功耗Ｐ；驱动轮轴承摩擦力矩Ｔ及功耗Ｐ；导向轮轴承摩擦力矩Ｔ及功耗Ｐ；履带板之间的铰ｒ１ｒ１ｒ２ｒ２ｒ３ｒ３接摩擦阻力Ｆ和功耗Ｐ；车身与履带之间的摩擦阻力Ｆ和功耗Ｐ．ｒ４ｒ４ｒ５ｒ５（１）驱动轮和履带的啮合摩擦力ＦＦＦ）ｔａｎ（９０ ° ／ｚ），ＰｚＦＶ μ ｒ１及功耗Ｐｒ１分别为Ｆｒ１＝１（Ｋ＋０ｒ１＝ｒ１ｓＴ／（２ｒ，其中，μ Ｎ；ＦｋＮ；ｚ为驱动轮齿数；ｓ为轮 π Ｋ）１为啮合摩擦因数；ＦＫ为牵引力，ｋ０为履带预张紧力，齿啮合弧长；Ｖｓ．Ｔ为驱动轮线速度，ｍ／（２）驱动轮轴承摩擦功耗Ｐ和导向轮轴承摩擦功耗Ｐ可由Ｔ（Ｄｄ）ｆＦ／４，ＰＴＶ μ ｒ２ｒ３ｒ２，ｒ３＝２，３＋２，３２，３ｐｒ２，ｒ３＝Ｔ／ｒ确定，其中，Ｔ为驱动轮（导向轮）轴承摩擦阻力矩，ｋＮ ·ｍ；Ｄ为驱动轮（导向轮）轴承外径，２，３ｒ２，ｒ３２，３
４］．但是对于采用无负重轮负重轮在履带链上的滚动摩擦［
图１连续采煤机行走机构Ｆｉｇ１Ｔｈｅｔｒａｖｅｌｉｎｇｓｙｓｔｅｍｏｆｃｏｎｔｉｎｕｏｕｓｍｉｎｅｒ
型式的履带车辆，其最后一项内部摩擦变为机架和履带链之间的滑动摩擦．该项滑动摩擦力是造成功率损耗的主要
式中，Ｔ，Ｔ，Ｔ分别为消耗在克服两侧履带行走机构内部摩擦的驱动力矩；１２分别为两侧电机扭矩；Ｔｒ１ｒ２Ｖ，Ｖ，ｉ分别为两侧履带滑转率．１２分别为两侧履带的实际速度；ｉｓ１ｓ２通常在履带式机械系统设计中，为简化计算，一般取内摩擦因数为００７．但是在连续采煤机行走系统中并不适用，必须对履带系统各个内摩擦环节进行详细分析．另外，履带机械的转向阻力矩和土壤阻力
第３期
宿月文等：连续采煤机履带行走系统驱动功率匹配与试验
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ｍ；ｄ为驱动轮（导向轮）轴承内径，ｍ；μ 为轴承摩擦因数，履带车辆一般采用滚动轴承，摩擦因数２，３２，３介于０００１０～０００２５；ｆ对于中等冲击情况，一般取１２～１８）；Ｆ为驱动轮（导向轮）ｐ为载荷系数（上下边履带力的矢量和，ｋＮ；Ｐ为驱动轮（导向轮）轴承摩擦功耗，ｋＷ；ｒ为驱动轮（导向轮）节ｒ２，ｒ３２，３圆半径，ｍ．（３）履带板之间的铰接摩擦阻力Ｆ及功耗Ｐ分别为Ｆ（ＦＦ）ｄ（ｚｔ），Ｐ（ＦＦ）× μ π／ｒ４ｒ４ｒ４＝Ｋ＋０４ｒ４＝Ｋ＋０ｄＶ（２ｒ，其中，μ 为销的直径，ｍ；ｔ为驱动轮节距． μ ４１Ｔ／Ｋ）４为销与销套摩擦因数；ｄ（４）车身与履带之间的摩擦阻力Ｆ及功耗Ｐ分别为ＦＧ，ＰＦＶ，其中， μ μ ｒ５ｒ５ｒ５＝５ｒ５＝ｒ５Ｔ５为机架和履带之间的摩擦因数对于图１所示无负重轮形式底盘结构，则取值为机架与履带的滑动摩擦因数；Ｇ为整车质量，ｋＮ．根据上述分析以及工程应用情况，连续采煤机内部摩擦功耗占有相当大的比例，且远大于通常履带内摩擦计算的经验系数１０％，另外直观估计，内摩擦阻力中机架－履带的滑动摩擦力是消耗驱动力的主要因素．相对而言，其他４项摩擦阻力较小．另外，由于履带车辆的工作条件和环境一般都比较复杂，导致
Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ａｃｏｎｃｌｕｓｉｏｎｃａｎｂｅｇｏｔｔｅｎｂｙｔｈｅａｎａｌｙｓｉｓｏｆｓｐｅｃｉａｌｓｔｒｕｃｔｕｒｅｏｆｔｒａｃｋｓｙｓｔｅｍｉｎｃｏｎｔｉｎｕｏｕｓｍｉｎｅｒｓｔｈａｔｉｎｎｅｒｆｒｉｃｔｉｏｎｏｆｖｅｈｉｃｌｅｓｗａｓｍａｊｏｒｆａｃｔｏｒｔｏｃａｕｓｅｔｒａｃｔｉｖｅｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅｃｈａｎｇｅ．Ａｐｏｗｅｒｍａｔｃｈｍｅｔｈｏｄｗａｓｐｒｏｐｏｓｅｄｆｏｒｐｏｗｅｒｍａｔｃｈｂｅｔｗｅｅｎｓｔｒｕｃｔｕｒａｌｐａｒａｍｅｔｅｒｓａｎｄｄｒｉｖｉｎｇｓｙｓｔｅｍｕｎｄｅｒｔｈｒｅｅｄｉｆｆｅｒｅｎｔｗｏｒｋｉｎｇｃｏｎｄｉｔｉｏｎｓ．Ｏｎｖｅｈｉｃｌｅｍｅａｓｕｒｅｍｅｎｔｗａｓｃａｒｒｉｅｄｏｕｔ．Ｔｈｅｒｅｓｕｌｔｓｓｈｏｗｔｈａｔｔｈｅｄｉｆｆｅｒｅｎｃｅｂｅｔｗｅｅｎｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔａｌａｎｄｔｈｅｏｒｅｔｉｃａｌｖａｌｕｅｓｉｓａｂｏｕｔ１０％．Ｔｈｉｓｐｏｗｅｒｍａｔｃｈｍｅｔｈｏｄｃａｎｂｅｕｓｅｄｆｏｒｉｎｔｅｇｒａｌｄｅｓｉｇｎａｎｄｓｅｌｅｃｔｉｏｎｏｆｄｒｉｖｉｎｇｍｏｔｏｒ．Ｋｅｙｗｏｒｄｓ：ｃｏｎｔｉｎｕｏｕｓｍｉｎｅｒ；ｔｒａｃｋｓｙｓｔｅｍ；ｐｏｗｅｒｍａｔｃｈｉｎｇ；ｆｒｉｃｔｉｏｎａｌｒｅｓｉｓｔａｎｃｅ高效连续采煤机短臂采煤与长臂采煤互相补充构成了现代大型矿井的最佳生产模式，连续采煤机及其配套设备在开采边角煤、 “ 三下煤” 、不规则块段以及工作面巷道掘进等方面发挥着越来越大的作用，逐
原因．因此，下面将在详细考虑内部摩擦的情况下，分析直线和转向行驶２种工况下的行走系统的牵引平衡方程．直线行驶时，根据力学平衡原理，履带系统有效牵引力及功率、电机扭矩和功率之间的关系为Ｆｉ／ｒｒＰ， η ｄ１＝Ｔ１Ｋ１－Ｔｒ１／Ｋ１－ＦＲ，ｄ１＝Ｐ１ｔ－Ｐｒ１－ＦＲＶ１（１）式中，Ｆ为单侧履带产生的挂钩牵引力；Ｔ为传动比；ｒ为单侧驱动轮半径；Ｔ为ｄ１１为单侧电机扭矩；ｉＫ１ｒ１为单侧履带产生的有效输出功消耗在克服一侧履带行走机构内部摩擦的驱动力矩；ＦＲ为行驶阻力；Ｐｄ１率；Ｐ为单侧履带内部摩擦功率；Ｖ１为单侧电机功率； η ｔ为传动效率；Ｐｒ１１为单侧履带实际速度．直驶时，两侧履带运行状态相同．当ＦＦ０时，即为空车状态．ｄ１＝ｄ２＝转向工况下，由力矩平衡原理Ｍμ ＝０５Ｂ（Ｆ），ｄ１－Ｆｄ２式中，Ｍμ 为转向阻力矩；Ｂ为两条履带的中心距；Ｆ，Ｆ分别为两侧履带的挂钩牵引力．ｄ１ｄ２将式（１）代入式（２）得Ｍμ ＝０５Ｂ｛［（Ｔ）／ｒ０５Ｆ（Ｔ）／ｒ０５Ｆ｝．１－Ｔｒ１Ｋ１－Ｒ］－［２－Ｔｒ２Ｋ２－Ｒ］根据式（３）即可确定转向时两侧电机所需的扭矩和功率分别为Ｔ１＝ＴＴ０５ＦＢ０５ＦＢＶＶｒ１＋Ｒ－Ｍｒ２＋Ｒ＋Ｍ１２ μ／ μ／，Ｔ，Ｐ，Ｐ，２＝１＝Ｔ１２＝Ｔ２ｉｉ（１－ｉ）（１－ｉ） η η ｓ１ｔｓ２ｔ（３）（２）
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煤炭学报
２００９年第３４卷
源自文库
１履带行走系统牵引平衡分析
连续采煤机履带行走机构采取了直接将机架压在履带上的结构型式（图１），这种内部结构变化导致了车辆的牵引特性发生很大改变．根据履带车辆牵引力学原理，驱动力首先经过车辆内部系统，然后传递到地面，由地面形成推动力．因此车辆内部系统的摩擦会造成驱动力的损失．通常履带车辆的内部摩擦包括驱动轮和履带链的啮合摩擦，各种轴承摩擦，履带板之间的铰接摩擦以及
１－２］．行走机构是连续采煤机的重要组成部分，对整机起着支撑、连渐成为提高矿井综合效益的必要手段［
接与行走的作用，同时也是发挥其调动灵活、高效开采等优势的基础条件．连续采煤机行走机构通常采用履带系统，但又不同于常规的坦克、挖掘机用的履带系统，其主要区别就是它去掉了负重轮，履带与机架直接以滑动摩擦副接触，从而减少了部件，降低了机构复杂性，提高了可靠性．但是，与常规的负重轮与
（ＫｅｙＬａｂｏｒａｔｏｒｙｏｆＥｄｕｃａｔｉｏｎＭｉｎｉｓｔｒｙｆｏｒＭｏｄｅｒｎＤｅｓｉｇｎａｎｄＲｏｔｏｒＢｅａｒｉｎｇＳｙｓｔｅｍ，Ｘｉ ’ ａｎＪｉａｏｔｏｎｇＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙ，Ｘｉ ’ ａｎ７１００４９，Ｃｈｉｎａ）