液壓支架安裝運輸車旋轉機構動態(tài)特性分析
鄧海順，鄭露，王傳禮，陳加勝
（1．安徽理工大學機械工程學院，安徽淮南232001；
2．徐州奧博機械科技有限公司，江蘇徐州221100）
摘要：為進一步提高液壓支架安裝運輸車旋轉機構偏載工況下旋轉調向的安全性，建立了旋轉機構的數(shù)學模型，分析了齒輪接觸力、旋轉板與液壓支架間摩擦阻力、主軸質心隨旋轉角的變化情況。以此為依據(jù)，改進了安裝運輸車旋轉支撐結構，并進行了試驗分析。結果表明：三種工況下，齒輪接觸力始終波動，僅X向偏載時啟動性能較好，Y向偏載對齒輪接觸力影響較大，X、Y均偏載時齒輪運動不平衡，易出現(xiàn)嚙合沖擊；隨著偏心距的增加，摩擦阻力激增明顯，均值變大，液壓支架和旋轉板之間的相對滑動趨勢越明顯，X、Y向均偏載時會出現(xiàn)最大摩擦阻力超過最大允許的靜摩擦力，旋轉板和液壓支架會發(fā)生瞬間滑動；隨著偏心距的增大，主軸轉速振動頻率和幅度增大，偏載對主軸轉動的穩(wěn)定性具有很大影響；主軸質心在X、Y平面內的位移和Z向攢動均隨著偏心距的增大而增大，且質心位置也隨著偏載量的增加而變得越分散。
關鍵詞：安裝運輸車旋轉機構；偏載；齒輪接觸力；轉速；摩擦阻力；主軸質心
0 引言
液壓支架是煤礦綜合機械化采煤工作面最主要的支護設備，因其具有縱橫向穩(wěn)定性好、防護性能強、移架速度快和對頂板適應性強等特點而被廣泛應用。隨著綜采工作面生產能力和推進速度的提高，液壓支架安全穩(wěn)定的運輸已成為礦井高產高效、安全生產的關鍵技術之一。針對傳統(tǒng)運輸設備存在效率低、安全性差、勞動強度高、功能單一等問題，國內相關企業(yè)研發(fā)了一種新型液壓支架安裝運輸車，不僅實現(xiàn)了整車調高功能，而且通過液壓力代替人力，實現(xiàn)了狹窄巷道的旋轉調位。安裝運輸車現(xiàn)多采用雙液壓缸一伸一縮直接拉動液壓支架兩側進行旋轉調向，即被動旋轉，其缺點是液壓缸連續(xù)動作多次，需反復調節(jié)鋼絲繩，雖可降低勞動強度，但其效率并不高。采用雙液壓缸驅動齒輪齒條旋轉換向，即主動旋轉，是一種新型換向方式，不僅大大降低了運輸作業(yè)過程中的勞動強度，還提高了設備的安全性和效率。
井下運輸空間狹小、環(huán)境惡劣，對運輸設備的安全性和穩(wěn)定性提出了更高的要求。由于液壓支架安裝運輸過程中的安放、傾斜、滑動等因素影響，實際運行過程中偏載是不可避免的，有必要研究安裝運輸車旋轉機構偏載工況下對其動態(tài)性能的影響，為該新型運輸設備的改進和完善提供參考。
1 工作原理
圖1為安裝運輸車運輸液壓支架的示意圖，液壓支架安放在旋轉板上，將其運送至采煤工作面。在巷道十字路口中間，需將液壓支架旋轉調向實現(xiàn)液壓支架的彎道運輸。旋轉機構主要由旋轉板、液控式雙缸齒條結構、齒輪、主軸等組成，其中旋轉板和主軸固定連接，主軸通過主軸軸承與整車車架相連，在主軸末端為傳動齒輪。兩個液壓缸連接兩個齒條對稱分布在旋轉齒輪兩側，液壓缸活塞桿的伸縮控制齒條的往復運動，驅動齒輪和旋轉板轉動。旋轉板和液壓支架依靠兩者之間的摩擦力防止其相對轉動，同步旋轉實現(xiàn)液壓支架的調向。
圖2為安裝運輸車在實際運輸時可能出現(xiàn)的情況，選取偏心距e為150、250、350 mm，分為三類：①僅X向偏載；②僅Y向偏載；③X、Y向均偏載。
2 基本參數(shù)
利用方程驅動曲線完成齒輪齒條的建模，并設定為單對齒完全嚙合狀態(tài)，建立旋轉機構的系統(tǒng)參數(shù)化模型。主要構件尺寸如下：旋轉板的長、寬、高分別為2 500、2 000、40 mm，齒數(shù)為45個，嚙合角為20。，齒寬為88 mm，模數(shù)為8 mm，齒條齒數(shù)為90個。
為了簡化分析過程，提高計算精度，取齒輪齒條為研究對象，基于Hertz理論，如圖3所示，建立動力學分析模型，其中C．為輪齒的嚙合阻尼，Ki為齒輪的接觸剛度，e．為齒輪誤差，v，為齒條的進給速度（其中i=1，2）。
齒輪齒條嚙合過程中，接觸力主要由彈性分量和阻尼分量兩部分組成，齒輪齒條的接觸力為：
式中，n為非線性彈簧力指數(shù)；C。為最大嚙合阻尼系數(shù)，N．s/mm；d。為最大穿入深度，mm；，為阻尼分量，用分段函數(shù)表示；x為輪齒間的距離，mm。K為接觸剛度，N/mm3/2。
由式(1)可知，齒輪接觸力主要和接觸剛度K、嚙合阻尼系數(shù)C、非線性指數(shù)n等有關，剛度K可用下式表示：
式中，R1、R2為兩齒廓面在嚙合點處的曲率半徑。R。=(mz．sina) /2（其中i=1，2），m為模數(shù)，z為嚙合齒輪的齒數(shù)，a為節(jié)圓壓力角；u1，u2為材料泊松比；E．，E，為材料彈性模量，N/mm2。
嚙合阻尼系數(shù)C計算方式為：
式中：e。為彈性恢復系數(shù)；d為穿透深度，mm;△為碰撞速度，m m/s。
調用ADAMS軟件中IMPACT函數(shù)定義齒輪齒條接觸，根據(jù)文獻[13]，取碰撞力指數(shù)n為1.5，最大阻尼時的擊穿深度d為0.1 mm�？紤]碰撞時的摩擦，齒輪齒條都按無潤滑處理，取動摩擦系數(shù)為0. 15，靜摩擦系數(shù)為0.1。假設液壓支架的質量為25 t。將上述計算參數(shù)代入式(2)~(5)，可得接觸剛度K為1 800 000 N/mm”2，阻尼系數(shù)C為10 N．s/mm。由驅動液壓缸的作用面積和乳化液泵的流量，計算可得齒條直線進給速度約為30 mm/s。旋轉過程中液壓支架受到的離心力由摩擦力提供，為防止液壓支架和旋轉板之間相對滑動，取最大偏心距e—為350 mm，最大靜摩擦系數(shù)u為0.3，最大允許靜摩擦力為fm。，為125 kN。
3 結果分析
3.1 齒輪嚙合接觸力
圖4為不同工況下，偏心距為350 mm時齒輪齒條接觸力隨旋轉角變化的曲線。由圖4可見：齒輪接觸力隨著旋轉板的旋轉，均表現(xiàn)出一定程度的波動。相對于圖4(a)、(b)和(c)中齒輪接觸力在開始旋轉就出現(xiàn)較大的幅值。這表明，由于僅X向偏載支撐面積相對較大，相對于僅Y向偏載和X、Y向均偏載時，齒輪旋轉啟動動態(tài)性能較好。
圖5為三種工況下齒輪接觸力均值的變化圖，在三種不同工況下，隨著偏心距e的增大，齒輪接觸力的均值隨之增大，僅X向偏載時均值最小，XY向均偏載時均值最大，由此可知y向偏載對齒輪接觸力影響較大。
圖6為三種工況下齒輪接觸力方差的變化圖，在三種不同工況下，僅X向偏載和僅Y向偏載齒輪接觸力的方差較小且差距較小，X、Y均偏載的齒輪接觸力方差在大偏距下較大，這說明僅X向偏載和僅Y向偏載齒輪運動較為平穩(wěn)，碰撞情況較少，X、Y均偏載在大偏心距情況齒輪運動不平穩(wěn)，易出現(xiàn)碰撞，即嚙合沖擊。
3.2摩擦阻力
圖7為不同偏載工況下，偏心距為350 mm時液壓支架與旋轉板間摩擦阻力隨旋轉角變化情況。由圖7可見：液壓支架和旋轉板之間摩擦阻力始終存在一定程度的波動，峰值的出現(xiàn)具有一定的隨機性。在三種工況下，僅X向偏載的摩擦阻力小于僅y向偏載，y向偏載造成的離心力較大。圖7 (a)和(b)的摩擦阻力整體較小且較接近，表明在僅X向偏載和僅Y向偏載對摩擦阻力的影響相差不大。圖7 (c)中的摩擦阻力整體偏大，表明此時液壓支架的質心和主軸軸線不共線，受到較大的離心力作用而產生較大的摩擦阻力。
圖8為三種工況下摩擦阻力均值的變化圖。隨著偏心距的增加摩擦阻力激增明顯，其均值越大，即液壓支架和旋轉板之間的相對滑動趨勢越明顯。在三種工況下，僅X向偏載的摩擦阻力均值最小，表明y向偏載對液壓支架的摩擦力影響較大。隨著偏心距e的增大，僅X向偏載和僅y向偏載的摩擦阻力均值隨之增大，X、y向均偏載的摩擦阻力先增大后減小，表明X向偏載和y向偏載隨著旋轉角度的變化能夠相互抵消，起到穩(wěn)定液壓支架和旋轉板之間連接的作用。
圖9為三種工況下摩擦阻力方差的變化圖。在三種不同工況下，僅X向偏載和僅y向偏載的摩擦阻力方差都很接近，且在大偏載下，X、Y向均偏載的摩擦阻力方差較大，這表明僅X向偏載和僅y向偏載摩擦阻力穩(wěn)定性在三種工況下都很接近，X、Y向均偏載的摩擦阻力的波動性較強，較易出現(xiàn)液壓支架與旋轉板相互滑動的情況。
3.3主軸轉速
圖10為在三種偏載工況下，不同偏心距下主軸轉速隨旋轉角變化的曲線。由齒條進給速度為30 mm/s，可得主軸轉速的理論值為0. 005 r/s。由于齒輪齒條的嚙合沖擊，主軸轉速呈現(xiàn)一定的振動特性。在偏載的影響下，主軸轉速穩(wěn)定在理論值附近上下波動，且幅值隨偏心距的變化而變化。
由圖10可見：在偏載的影響下，隨著偏心距的增大，主軸轉速的振動頻率和幅度增大，即偏載對主軸轉動的穩(wěn)定性具有較大影響。且圖10 (c)中的曲線相對于圖10 (a)、(b)，主軸轉速振動的頻率和幅度整體偏大。在偏心距為350 mm時，圖10 (b)比圖10 (a)的主軸質心波動幅度大，表明y向偏載對主軸穩(wěn)定性影響較大。
3.4 質心在XY平面的位移
圖11為在三種偏載工況下，不同偏心距下主軸質心在X、Y平面的位移隨旋轉角度變化的散點圖。主軸質心在X、Y平面初始坐標為(O，0)，比較三組曲線的變化規(guī)律，主軸質心在平面內有較小的徑向位移，且基本圍繞質心的平衡位置點產生的；在偏載的影響下，主軸質心在平面內的位移均隨偏心距的增大而增大，且質心的位置也隨偏載程度的增加而變得越分散，即主軸在失穩(wěn)力的作用下產生了離心現(xiàn)象，導致整個主軸圍繞著平衡位置渦動，引起主軸的回轉誤差；且圖11(a)、(b)中主軸質心的位置基本呈扇形分布，而圖11 (c)的主軸質心的位置相對較分散且無規(guī)律，即X、Y向均偏載的工況下，主軸的對中性能最差。
3.5 質心在Z向位移
圖12為在三種偏載工況下，不同偏心距下主軸質心在Z軸位移隨旋轉角度變化的散點圖。由圖12可見：主軸在旋轉過程中，由于受到偏載作用的影響，導致其質心位置在Z軸方向有一個較小的位移，且位移量在平衡位置處上下波動，呈現(xiàn)一定的振動特性；隨著偏載程度的增加，主軸在Z軸方向上的攢動越明顯；圖12(a)中，在偏心距為e=150、250 mm的工況條件下，主軸質心的位移呈帶狀分布，維持良好的工作狀態(tài)，在偏心距為e為350 mm時，偏載使主軸質心在Z軸方向上的位移均出現(xiàn)較大的波動，對主軸的工作性能和強度產生顯著的影響；在偏心距為35 0 mm時，相對于圖12(a)、(b)中的位移，圖12(c)中的位移整體較大，即在X、Y方向的復雜偏載工況下，主軸的軸向攢動明顯。
4試驗分析
依據(jù)上述分析結果，采用兩種措施改善安裝運輸車偏載工況下的性能：①在旋轉板下沿y向對稱加裝一組支撐結構，強化承受偏載能力，尤其y向偏載能力；②在旋轉板的中心支撐位置加裝彈性滾珠，降低主軸質心波動對旋轉板正常工作的影響。
對改進后的安裝運輸車進行了現(xiàn)場試驗，如圖13所示，實測25 t液壓支架的中心位置，采用與理論分析中相同的三種偏載工況，對液壓支架進行旋轉調向，正反旋轉110。，連續(xù)運轉多次，液壓支架與旋轉板支架之間未出現(xiàn)相對滑動，運行過程平穩(wěn)，沒有出現(xiàn)明顯的晃動和噪聲�？梢�，相比于改進前安裝運輸車旋轉調向的動態(tài)性能得到了明顯的改善。
為進一步考察改進后旋轉機構的穩(wěn)定性，對無偏心和三種工況偏心距下的驅動液壓力進行了測量，選擇安裝運輸車穩(wěn)定運行時的壓力值，取3次測量值進行平均化處理，經計算轉化為液壓缸活塞桿的驅動力，無偏心情況下的液壓缸驅動力為155. 162 3 kN。三種工況不同偏心距下的驅動液壓力如表1所示，隨著偏心距e的增大，液壓缸驅動力稍有增大，且在三種偏載下，液壓缸驅動力相差較小，稍稍大于無偏心時的液壓缸驅動力�？梢姡瑢πD機構進行改進后，安裝運輸車承受偏載的性能得到了有效提高。
5 結論
1)三種偏載工況下齒輪接觸力均存在周期性波動，嚙合沖擊始終存在，僅X向偏載啟動時性能較好。隨著偏心距的增大，齒輪接觸力的均值隨之增大，僅X向偏載時均值最小，X、Y向均偏載時均值最大，Y向偏載對齒輪接觸力影響較大。僅X向偏載和僅Y向偏載齒輪運動較為平穩(wěn)，碰撞較少，X、Y均偏載在大偏心距情況齒輪運動不平穩(wěn)，易出現(xiàn)嚙合沖擊。
2)液壓支架和旋轉板之間摩擦阻力始終存在一定程度的波動。隨著偏心距的增加，摩擦阻力的激增明顯，其均值越大，液壓支架和旋轉板之間的相對滑動趨勢越明顯。X、Y向均偏載時會出現(xiàn)最大摩擦阻力超過最大允許的靜摩擦力，旋轉板和液壓支架會發(fā)生瞬間滑動。僅X向偏載和僅Y向偏載對摩擦阻力的影響相差不大，X、Y向均偏載摩擦阻力整體偏大，此時受到較大的離心力作用而產生較大的摩擦阻力。
3)在偏載的影響下，隨著偏心距的增大，主軸轉速的振動頻率和幅度增大，即偏載對主軸轉動的穩(wěn)定性具有很大影響。
4)三種偏載工況下主軸質心在X、Y平面內有較小的徑向位移，且基本圍繞質心的平衡位置點產生的；主軸質心在X、y平面內的位移均隨著偏心距的增大而增大，且隨著偏載程度的增加而變得分散，導致整個主軸圍繞平衡位置渦動，引起主軸的回轉誤差。X、Y向均偏載時主軸的對中性能最差。
5)在三種偏載工況下，主軸在旋轉過程中，受到偏載作用其質心位置在Z軸方向有一個較小的位移，且在平衡位置處上下波動；隨著偏載程度的增加，主軸在Z軸方向上的攢動越明顯。
6)依據(jù)仿真結論，對旋轉板支撐進行了改進，試驗分析表明其有效改善了安裝運輸車旋轉機構的動態(tài)性能。
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