8.8m特厚煤层采煤机改造设计与受力分析

原长锁，贠瑞光

(1.国家能源集团神东煤炭集团有限责任公司 技术研究院，陕西 神木 719315；2.天地科技股份有限公司 上海分公司，上海 200030)

针对分层开采效率低、放顶煤开采造成资源浪费等问题[1-4]，神东煤炭集团决定采用一次性采全高的开采方式开采8.8m特厚煤层。经调研，国内外综采工作面实现的一次采全高最大记录为8.0m[5-7]，未有最大采高达8.8m的报道。研究发现，神东煤炭集团以往进口的7.0m采高7LS8采煤机，通过升级改造，最大采高可达8.8m。

7LS8采煤机的最大采高由7.0m增大到8.8m后，整机重量与负载将发生明显变化，如何保证升级改造后设备各零部件及其联接的强度和可靠性，是本研究成败的关键。从分析7LS8原机型技术特征入手，制定整机采高升级方案，建立8.8m特厚煤层采煤机整机受力模型并求解，根据求解结果对相关零部件及其联接强度进行改进与加强，从而保证升级改造后设备的使用可靠性。

1 7LS8采煤机原机型主要技术特征

JOY公司生产的7LS8采煤机主要技术特征如下[8]：

1)总装机功率2925kW，其中截割功率2×1100kW，牵引功率2×200kW，破碎功率270kW，泵站功率55kW。滚筒转速25.7r/min，重载牵引速度0～17.7m/min，重载牵引力1180kN，整机重量约202t。配套SGZ1400刮板输送机，机身高度(含顶护板)约3700mm，最大采高约7.0m。

2)整机主要由左右截割部、破碎机构、左右牵引箱、左右牵引块、电控箱、左右支撑组件、泵站调高系统、喷雾冷却系统、顶护板、拖缆装置等组成。

3)机身采用三段式结构，每两段之间采用销轴定位、采用螺栓副进行联接，机身三段之间没有共用的联接副。摇臂与机身之间采用锥形销轴铰接结构，通过机身上置式调高油缸，实现摇臂的升降功能。

4)摇臂总成采用分体式直摇臂结构，摇臂本体可左右互换；通过配置多级惰轮，实现摇臂长度的调节、传动运动与动力的作用。牵引块采用一级惰轮结构，链轮节距172mm。支撑组件采用分体框架式焊接结构，可配置调斜油缸，方便配置不同刮板机输送机时配套件的设计和采煤机位姿的调整。

5)除摇臂壳体采用铸件外，破碎机壳体、牵引箱壳体、外牵引块壳体、支撑组件、电控箱壳体等大型结构件均采用高强度板材焊接结构。

2 7LS8采煤机采高升级方案

2.1 采高与中部卧底量影响因素分析

长壁滚筒式采煤机最大采高和中部卧底量的计算公式为[9]：

Hmax=h+Lsinαmax+D/2

(1)

Smax=D/2-h+Lsinβmax

(2)

式中，Hmax为采煤机的最大采高，mm；Smax为采煤机的最大中部卧底量，mm；h为摇臂与机身铰接中心的高度，mm；L为摇臂的长度，mm；αmax为摇臂的最大上摆角，(°)；βmax为摇臂的最大下摆角，(°)；D为滚筒的直径，mm。

由式(1)与式(2)可知，采煤机的最大采高、中部卧底量，主要与摇臂和机身铰接中心高度、摇臂长度及其摆动范围和滚筒直径大小有关。因此，制定7LS8采煤机采高升级方案，须从以上因素进行研究。

2.2 7SL8采煤机升级改造方案

根据具体煤层地质条件与7LS8采煤机相关技术参数对比计算结果，7LS8采煤机在升级改造过程中，各部件的功率无需增大；通过变更相关部件的调速齿轮、改进动力学参数输出，即可满足8.8m特厚煤层的开采需要。根据大功率厚煤层采煤机的设计经验[10，11]，制定7LS8采煤机增大采高的初步方案：

2)牵引块重新设计制造，在高度方向增加一组与原牵引块相同的惰轮组件，支撑组件相应加高，将摇臂与机身铰接中心的高度提升约520mm。

3)通过增加两组与原摇臂相同的惰轮组件，将摇臂加长约680mm。

4)根据对调高油缸工作压力的校核结果和液压油的流量大小，将调高油缸内外径分别增大50mm，并对其闭锁装置进行了选型；根据摇臂需要摆动的角度，确定将调高油缸的基本长度和行程均增大10mm。

3 8.8m特厚煤层采煤机受力分析与求解

3.1 8.8m特厚煤层采煤机受力分析

针对神东煤炭集团8.8m特厚煤层采煤机待开采的近水平工作面条件，本文不再考虑由于工作面倾角或俯仰采角度造成的相关力。升级改造后的8.8m特厚煤层采煤机整机受力分析如图1所示，主要包含以下5个方面的力[13-16]：

图1 8.8m特厚煤层采煤机整机受力分析

1)前后滚筒受到的截割反力FY1与FY2、推进反力FX1与FX2、轴向力FZ1与FZ2以及受到煤壁摩擦力μFZ1与μFZ1。

2)左右导向滑靴受到销排的支撑力FD1与FD2、侧向压力FM1与FM2以及由二者产生的相应摩擦力μ(FD1+FM1)和μ(FD2+FM2)。

3)左右链轮受到销排的啮合反力FQ1与FQ2。

4)支撑滑靴受到铲煤板的支撑力FC1与FC2及相应摩擦力μFC1与μFC2。

5)采煤机自身的重力G。

按采煤机牵引行走方向，滚筒的转向与各力的方向亦如图1所示。以上各力中，滚筒受到的各力、链轮与销排啮合反力、采煤机自身的重力为已知力，其它力为待求解力。

3.2 8.8m特厚煤层采煤机受力求解方法

以采煤机重心为坐标原点，建立空间坐标系O-XYZ。坐标轴X方向为采煤机行走割煤方向，Y方向指向顶板，Z方向垂直于煤壁并指向采空侧。根据整机受力分析情况和力学平衡原理：

ΣFX=0；ΣFY=0；ΣFZ=0

(3)

ΣFXOY=0；ΣFXOZ=0；ΣFYOZ=0

(4)

式中，ΣFX、ΣFY、ΣFZ为分别为沿X、Y与Z坐标轴方向的所有力之和，N；ΣFXOY、ΣFXOZ、ΣFYOZ为分别为XOY、XOZ与YOZ平面内的力矩之和，N·m。

为校核8.8m特厚煤层采煤机的极限受载状态，滚筒的截割负载、链轮的牵引负载均按满载等最为恶劣情况计算。将已知的各力代入式(3)与式(4)，通过建立状态方程，并利用Matlab编程求解的方法[17]，可就得前后导向滑靴、支撑滑靴受到的6个支撑力或正压力FD1、FM1、FD2、FM2、FC1与FC2。

4 8.8m特厚煤层采煤机相关零部件强度校核、强度优化

4.1 特厚煤层采煤机关键零部件强度校核

得出整机的具体受力情况后，为了对关键零部件的强度进行校核，首先建立相关零部件三维简化模型；其次在涉及到欲校核的具体零部件时，需选定合适的分解结构；最后将相关三维模型导入有限元分析软件，设定约束和负载、划分网格，进行有限元强度校核[18-20]。

以左牵引箱壳体为例，介绍本次关键零部件强度校核过程。首先建立相关整机三维模型，以左牵引壳体与电控箱对接面为边界，将采煤机分为两个部分，取左牵引箱壳体所在部分为研究对象；将此部分导入有限元分析软件中，将其已知受力FX1、FY1、FZ1、μFZ1、FM1、FD1、μ(FD1+FM1)、FC1、μFC1、FQ1以及此部分重力G1输入，将左牵引箱壳体与电控箱壳体对接面作为约束面，如图2所示。划分网格、求解后即可得到左牵引箱壳体的负载应力云图，如图3所示。按此方法，亦可对摇臂壳体、牵引块壳体、支撑架、导向滑靴、支撑滑靴、链轮及其轴等关键零件以及部件间的联接件等进行强度校核计算。

图2 左牵引壳体强度校核三维模型

图3 左牵引壳体强度校核结果

对8.8m特厚煤层采煤机升级改造过程中的关键零部件强度校核发现：

1)摇臂加长、截割负载与滚筒重量增大后，摇臂壳体的工作负载相对改造前增加较多，须采取措施保证摇臂壳体的强度和承载能力。

2)滚筒与摇臂重量以及截割负载增加后，原调高油缸升降截割部的能力不足，须进行加强。

3)整机重量与负载增大后，一些关键部件间的联接强度相对改造前明显偏弱，须加强。

4.2 特厚煤层采煤机结构优化与加固

针对8.8m特厚煤层采煤机升级改造过程中部分关键零部件强度偏弱的问题，主要采取以下结构优化与加固措施：

1)优化了摇臂壳体壁厚和关键横断面结构尺寸，微调了摇臂壳体材质中的合金成分比例和热处理工艺参数，使摇臂壳体同时具有足够的强度、刚性和较好的韧性。

5)将导向滑靴与支撑滑靴分别由铸造结构、焊接结构改进为锻焊结构和整体锻造结构，优化二者耐磨层的尺寸，增大二者与各自所属组件的联接强度，提高了导向滑靴、支撑滑靴的强度、适应性，延长其使用寿命。

5 工业性试验

2018年3月下旬，该项目改造研制的MG1100/2925-WD型8.8m特厚煤层采煤机，在神东煤炭集团上湾煤矿12041综采工作面开始进行工业性试验，如图4所示。12041工作面煤层较为稳定，为近水平煤层，煤质硬度f=2～3；工作面倾斜长度299.2m，推进长度5254.8m，设计采高8.6m，总储量1754.6万t。截止到2019年3月底，共产原煤1300多万t，创造了一次采全高综采工作面最高月产146万t、最高日产5.84万t世界新纪录。项目新研制的摇臂、滚筒、牵引块、支撑组件、调高油缸等均达到了预期过煤量要求，整机结构优化与加固方案满足了现场使用要求。

图4 8.8m特厚煤层采煤机现场工业性试验

6 结 论

1)创新提出的整机受力分析模型与求解方法是准确的，能够指导采煤机的设计工作，具有较好的推广应用价值。

2)制定的8.8m特厚煤层采煤机改造设计方案、对关键零部件结构优化与加固方案是切实、有效的，为后续厚与特厚煤层采煤机的研制提供了技术借鉴。

3)对存在潜力可挖的采煤机，通过升级改造方式，拓展其适用性，既可快速响应现场使用需求，又能节省备件存储等运营成本，是一条较好的设备获取途径。