楊 陽(yáng)，趙悅岑，李 明

(重慶大學(xué) 機(jī)械傳動(dòng)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,重慶400044)

在重載、高速齒輪傳動(dòng)中，常出現(xiàn)較大的沖擊載荷、振動(dòng)和噪聲，甚至出現(xiàn)齒根裂紋、斷齒等故障，影響傳動(dòng)系統(tǒng)的可靠性和使用壽命。因此研究如何減小系統(tǒng)沖擊載荷，提高傳動(dòng)系統(tǒng)的可靠性和使用壽命具有重要意義。

采煤機(jī)的運(yùn)行工況惡劣、負(fù)載較大，傳動(dòng)系統(tǒng)常出現(xiàn)磨損、斷齒、膠合等故障。因此，筆者以采煤機(jī)的傳動(dòng)系統(tǒng)為例，研究降低傳動(dòng)系統(tǒng)沖擊載荷的方法，建立包含電機(jī)動(dòng)態(tài)模型、耦合輪系和行星輪系動(dòng)力學(xué)模型的采煤機(jī)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)機(jī)電耦合模型。在運(yùn)行過(guò)程中，通過(guò)動(dòng)態(tài)優(yōu)化采煤機(jī)的運(yùn)動(dòng)參數(shù)來(lái)降低截割傳動(dòng)系統(tǒng)的沖擊載荷，并搭建實(shí)驗(yàn)臺(tái)架，驗(yàn)證通過(guò)動(dòng)態(tài)優(yōu)化參數(shù)降低傳動(dòng)系統(tǒng)沖擊載荷方法的有效性。

1 動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)機(jī)電耦合模型

為研究采煤機(jī)運(yùn)動(dòng)參數(shù)動(dòng)態(tài)優(yōu)化對(duì)截割傳動(dòng)系統(tǒng)中沖擊載荷的影響，建立了截割傳動(dòng)系統(tǒng)和牽引傳動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模型。

1.1 截割傳動(dòng)系統(tǒng)建模

采煤機(jī)截割動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)由3臺(tái)電動(dòng)機(jī)、耦合輪系和行星輪系構(gòu)成，如圖1所示。耦合輪系是由3個(gè)輸入齒輪和1個(gè)輸出齒輪構(gòu)成的定軸輪系，匯集3臺(tái)電機(jī)的動(dòng)力。耦合輪系和行星輪系均有3條傳動(dòng)路線，每條傳動(dòng)路線分擔(dān)1/3的負(fù)載，可提高傳動(dòng)系統(tǒng)的功率密度，減小系統(tǒng)體積。

圖1 截割動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)Fig. 1 Powertrain of the cutting unit

采用旋轉(zhuǎn)正交坐標(biāo)系(dq坐標(biāo)系)建立電機(jī)動(dòng)態(tài)模型[12-13]，dq坐標(biāo)系等效電路如圖2所示。圖中usd和isd為d軸的定子電壓和電流;urd和ird為d軸的轉(zhuǎn)子電壓和電流;usq和isq為q軸的定子電壓和電流;urq和irq為q軸的轉(zhuǎn)子電壓和電流；Rs和Rr為定子和轉(zhuǎn)子電阻；ψsd和ψsq為d軸和q軸定子磁鏈;ψrd和ψrq為d軸和q軸轉(zhuǎn)子磁鏈；ω為dq坐標(biāo)系相對(duì)于定子的旋轉(zhuǎn)角速度;ωr為電角速度；Lls和Llr為定子和轉(zhuǎn)子漏感;Lm為定子與轉(zhuǎn)子同軸等效繞組間的互感；Ls和Lr為定子和轉(zhuǎn)子等效兩相繞組的自感。

圖2 電機(jī)的動(dòng)態(tài)等效電路Fig. 2 Dynamic equivalent circuit of the motor

將電機(jī)動(dòng)態(tài)模型轉(zhuǎn)化為矩陣形式：

(1)

(2)

電機(jī)的電磁轉(zhuǎn)矩為：

Tm=1.5np(ψsdisq-ψsqisd)，

(3)

式中np為電機(jī)轉(zhuǎn)速。

耦合輪系的動(dòng)力學(xué)模型如圖3所示。該模型考慮了齒輪的慣量、齒輪的質(zhì)量、齒輪間嚙合剛度、徑向支撐剛度、阻尼等因素。圖中rcp和rcs分別為主動(dòng)齒輪和從動(dòng)齒輪的基圓半徑；θcpi和θcs分別為主動(dòng)齒輪i和從動(dòng)齒輪的旋轉(zhuǎn)角位移；xcpi和ycpi分別為主動(dòng)齒輪i(i=1,2,3)在x和y向的振動(dòng)位移;xcs和ycs分別為從動(dòng)齒輪在x和y向的振動(dòng)位移；αc為嚙合角;ψci為主動(dòng)齒輪i的位置角;ψci= (i-1)·120°；kcpix和ccpix分別為主動(dòng)齒輪i在x向的支撐剛度和阻尼;kcpiy和ccpiy分別為主動(dòng)齒輪i在y向的支撐剛度和阻尼;kcsx和ccsx分別為從動(dòng)齒輪在x向的支撐剛度和阻尼;kcsy和ccsy分別為從動(dòng)齒輪在y向的支撐剛度和阻尼；Icpi和Ics分別為主動(dòng)齒輪i和從動(dòng)齒輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；mcpi和mcs分別為主動(dòng)齒輪i和從動(dòng)齒輪的質(zhì)量；Fcpis為主動(dòng)齒輪i和從動(dòng)齒輪沿著嚙合線方向上的動(dòng)態(tài)嚙合力；Tcpi為作用在主動(dòng)齒輪i上的驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩;Tcs為作用在從動(dòng)齒輪上的負(fù)載轉(zhuǎn)矩。

圖3 耦合輪系動(dòng)力學(xué)模型Fig. 3 Coupled gear train dynamics model

耦合輪系的數(shù)學(xué)模型為：

(4)

行星輪系的動(dòng)力學(xué)模型如圖4所示。其中XOY為固定坐標(biāo)系，xoy為固聯(lián)在行星架上的旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系。在模型中考慮了齒輪和行星架的慣量、輪齒的彈性、齒輪間的嚙合阻尼、齒圈的切向支撐等因素。圖中θs、θpn和θr分別為太陽(yáng)輪、行星輪和齒圈在xoy坐標(biāo)系中的角位移;θc為行星架在XOY坐標(biāo)系中的角位移；krt和crt分別為齒圈的切向支撐剛度和阻尼；kspn和cspn分別為太陽(yáng)輪與行星輪間的時(shí)變嚙合剛度和嚙合阻尼；kpnr和cpnr分別為行星輪與齒圈間的時(shí)變嚙合剛度和嚙合阻尼。

圖4 行星輪系動(dòng)力學(xué)模型Fig. 4 Dynamic model of the planetary gear set

行星輪系的數(shù)學(xué)模型為：

(5)

式中：Is、Ip、Ic和Ir分別為太陽(yáng)輪、行星輪、行星架和齒圈的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；rsb、rpb和rrb分別為太陽(yáng)輪、行星輪和齒圈的基圓半徑;rc為行星輪中心分布圓的半徑；αt1為太陽(yáng)輪與行星輪的嚙合角;αt2為行星輪與齒圈的嚙合角；Ts為作用在太陽(yáng)輪上的輸入轉(zhuǎn)矩;Tc為作用在行星架上的負(fù)載轉(zhuǎn)矩；太陽(yáng)輪與行星輪間的動(dòng)態(tài)嚙合力Fspn和行星輪與齒圈間的動(dòng)態(tài)嚙合力Fpnr分別為：

(6)

(7)

1.2 牽引傳動(dòng)系統(tǒng)建模

采煤機(jī)牽引傳動(dòng)系統(tǒng)由三級(jí)定軸輪系和一級(jí)行星輪系構(gòu)成[14]。調(diào)節(jié)牽引速度時(shí)存在慣性力。因此在牽引模型中考慮了系統(tǒng)的慣性，數(shù)學(xué)模型為：

(8)

式中：mh為左右牽引動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量等效至機(jī)身的等效質(zhì)量與機(jī)身質(zhì)量之和；vq為牽引速度；Th為牽引電機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩；ih為牽引傳動(dòng)系統(tǒng)的傳動(dòng)比；rhp為銷(xiāo)輪的半徑；Fh為牽引阻力。

1.3 負(fù)載模型

作用在截割傳動(dòng)系統(tǒng)上的阻力矩為[15]：

(9)

式中：Rc為滾筒半徑；NT為參與截割的截齒數(shù)量；Zn可表達(dá)為：

(10)

式中：Ap為煤層平均截割阻抗；BT為截齒切削寬度；Kc和Kψ為經(jīng)驗(yàn)系數(shù)；bp為截齒寬度；βT為截齒相對(duì)于機(jī)身推進(jìn)方向的偏轉(zhuǎn)角；hc為截齒平均切削厚度：

hc=(1-cosφT)vq/(φTNT1nd)，

(11)

式中:φT為煤體對(duì)滾筒的圍包角；NT1為同一截線上的截齒數(shù)；nd為截割傳動(dòng)系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)速。

牽引阻力Fh由推進(jìn)阻力Fhp、摩擦阻力Fhf和機(jī)身重力沿坡道的分力FhG構(gòu)成。其表達(dá)式為：

Fh=Fhp+Fhf+FhG。

(12)

作用在滾筒上的推進(jìn)阻力與截割阻力呈比例關(guān)系，可表達(dá)為：

(13)

式中：Rd為截割半徑；kd3為與截齒磨損程度有關(guān)的系數(shù)，kd3= 0.6～0.8。

機(jī)體自重所導(dǎo)致的摩擦阻力可表達(dá)為：

Fhf=G·cosα·f，

(14)

式中：α為坡角度；f為摩擦阻力系數(shù)，取0.18;G取411 600 N。

機(jī)身重力沿坡道的分力，即：

FhG=Gsinα。

(15)

2 運(yùn)動(dòng)參數(shù)動(dòng)態(tài)優(yōu)化

2.1 目標(biāo)函數(shù)

截割傳動(dòng)系統(tǒng)中的沖擊載荷較大時(shí)，會(huì)加速齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)疲勞破壞，甚至導(dǎo)致齒輪出現(xiàn)齒根裂紋、斷齒等故障，影響生產(chǎn)。因此，選取截割傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)嚙合力均值最小為目標(biāo)函數(shù)，以提高傳動(dòng)系統(tǒng)的可靠性。評(píng)價(jià)函數(shù)為：

minf(x)=Fp，

(16)

式中Fp為行星輪系動(dòng)態(tài)嚙合力均值。

2.2 設(shè)計(jì)變量

截割傳動(dòng)系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)速和牽引速度均可調(diào)節(jié)，且二者影響截割傳動(dòng)系統(tǒng)中的沖擊載荷。因此，以截割傳動(dòng)系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)速nd和牽引速度vq為設(shè)計(jì)變量：

x=[nd,vq]T。

(17)

2.3 約束條件

2.3.1 截割傳動(dòng)系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)速和牽引速度

截割線速度是截割傳動(dòng)系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)速的函數(shù)，當(dāng)截割線速度較大時(shí)，截齒磨損嚴(yán)重。截割傳動(dòng)系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)速和牽引速度過(guò)大也影響采煤機(jī)運(yùn)行的安全性?？紤]截割傳動(dòng)系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)速和牽引速度的設(shè)計(jì)值時(shí)，約束設(shè)計(jì)變量為：

20≤nd≤35，

(18)

3≤vq≤7。

(19)

2.3.2 載荷波動(dòng)系數(shù)

在采煤機(jī)運(yùn)行過(guò)程中，參與截割的截齒數(shù)量和每個(gè)截齒的受力隨時(shí)間變化，使作用在滾筒上的切向阻力產(chǎn)生波動(dòng)，切向阻力的波動(dòng)幅度影響采煤機(jī)的穩(wěn)定性。因此，約束載荷波動(dòng)系數(shù)為：

(20)

2.3.3 截割電機(jī)轉(zhuǎn)矩和牽引電機(jī)轉(zhuǎn)矩

為確保采煤機(jī)正常運(yùn)行，截割電機(jī)和牽引電機(jī)的轉(zhuǎn)矩不大于其額定轉(zhuǎn)矩即可。

Tmc≤Tmc_額，

(21)

Tmh≤Tmh_額，

(22)

式中：Tmc為截割電機(jī)轉(zhuǎn)矩；Tmh為牽引電機(jī)轉(zhuǎn)矩。

2.4 運(yùn)動(dòng)參數(shù)動(dòng)態(tài)優(yōu)化模型

遺傳算法具有全局優(yōu)化能力強(qiáng)、優(yōu)化速度快、優(yōu)化精度高等優(yōu)點(diǎn)，利用該算法對(duì)2個(gè)運(yùn)動(dòng)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化。圖5為運(yùn)動(dòng)參數(shù)動(dòng)態(tài)優(yōu)化分析模型的原理圖，在第1節(jié)所建立的模型基礎(chǔ)上，運(yùn)用了運(yùn)動(dòng)參數(shù)優(yōu)化的方法。在采煤機(jī)運(yùn)行過(guò)程中，根據(jù)當(dāng)前的工況，采用遺傳算法獲得設(shè)計(jì)變量的最優(yōu)值nd_opt和vq_opt。以截割傳動(dòng)系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)速和牽引速度的最優(yōu)值為目標(biāo)，以最大的電機(jī)加速度進(jìn)行調(diào)速，即調(diào)速時(shí)間已為最佳，使截割傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)嚙合力均值最小。

圖5 運(yùn)動(dòng)參數(shù)動(dòng)態(tài)優(yōu)化分析模型的原理圖Fig. 5 Diagram of kinematic parameter optimization

3 仿真分析

3.1 采煤機(jī)參數(shù)

將運(yùn)動(dòng)參數(shù)動(dòng)態(tài)優(yōu)化應(yīng)用于某型采煤機(jī)，采煤機(jī)的主要參數(shù)如表1所示。

表1 采煤機(jī)主要參數(shù)

3.2 單一載荷突變工況下運(yùn)動(dòng)參數(shù)動(dòng)態(tài)優(yōu)化結(jié)果分析

在采煤機(jī)運(yùn)行過(guò)程中，工況復(fù)雜多變，在不同工況下，運(yùn)動(dòng)參數(shù)的最優(yōu)值不同。在運(yùn)行過(guò)程中，根據(jù)工況信息動(dòng)態(tài)優(yōu)化截割傳動(dòng)系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)速和牽引速度。

第3 s時(shí)，截割傳動(dòng)系統(tǒng)負(fù)載轉(zhuǎn)矩突變?cè)黾?，伴隨著牽引阻力突變?cè)黾樱馗顐鲃?dòng)系統(tǒng)中的動(dòng)態(tài)嚙合力增加(圖7～9)；截割傳動(dòng)系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)速和牽引速度略有減小(圖6)。在第3.55 s時(shí)，截割電機(jī)和牽引電機(jī)以運(yùn)動(dòng)參數(shù)的最優(yōu)值為目標(biāo)進(jìn)行調(diào)速，截割傳動(dòng)系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)速由23.69 r/min逐漸增加至30.15 r/min，牽引速度由5.441 m/min逐漸減小至4.473 m/min(圖6)。隨著截割傳動(dòng)系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)速增加和牽引速度減小，截割傳動(dòng)系統(tǒng)負(fù)載轉(zhuǎn)矩及牽引阻力逐漸減小，截割傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)嚙合力也逐漸減小(圖7～9)。

圖6 截割傳動(dòng)系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)速和牽引速度Fig. 6 Cutting system output speed and hauling speed

圖7 截割傳動(dòng)系統(tǒng)負(fù)載轉(zhuǎn)矩Fig. 7 Load torque on the cutting system

圖8 牽引阻力Fig. 8 Traction resistance

圖9 耦合輪系嚙合力Fc和行星輪系動(dòng)態(tài)嚙合力FpFig. 9 Dynamic mesh forces of the coupling andplanetary gear sets

3.3 實(shí)際載荷突變工況下運(yùn)動(dòng)參數(shù)動(dòng)態(tài)優(yōu)化結(jié)果分析

實(shí)際采煤過(guò)程中，載荷突變的情況較為復(fù)雜，采煤機(jī)截割負(fù)載中存在著低頻成分和隨機(jī)成分[16]。將截割阻抗由180 kN/m突變?cè)黾又?50 kN/m，在此基礎(chǔ)上疊加低頻成分(0.5 Hz)和隨機(jī)成分，來(lái)模擬實(shí)際采煤過(guò)程中載荷突變的工況，在此工況下分析運(yùn)動(dòng)參數(shù)動(dòng)態(tài)優(yōu)化對(duì)實(shí)際采煤過(guò)程中截割傳動(dòng)系統(tǒng)沖擊載荷的影響。圖10為截割傳動(dòng)系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)速和牽引速度的優(yōu)化結(jié)果，圖11為截割傳動(dòng)系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)速和牽引速度的實(shí)際值，圖12為作用在截割傳動(dòng)系統(tǒng)上的負(fù)載轉(zhuǎn)矩，圖13為牽引阻力的變化曲線，圖14為截割傳動(dòng)系統(tǒng)耦合輪系和行星輪系的動(dòng)態(tài)嚙合力。

圖10 截割輸出轉(zhuǎn)速nd_opt和牽引速度目標(biāo)值vq_optFig. 10 Cutting system target output speedand target hauling speed

圖11 截割傳動(dòng)系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)速nd和牽引速度vqFig. 11 Cutting system output speed andhauling speed

在第3 s時(shí)，截割阻抗突變?cè)黾樱S著截割傳動(dòng)系統(tǒng)負(fù)載轉(zhuǎn)矩和牽引阻力突變?cè)黾?，耦合輪系和行星輪系?dòng)態(tài)嚙合力也增加(圖12～14)。此外，截割傳動(dòng)系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)速目標(biāo)值增加，牽引速度目標(biāo)值減小，由于負(fù)載中存在波動(dòng)成分，運(yùn)動(dòng)參數(shù)最優(yōu)值也存在波動(dòng)(圖10)。隨后截割電機(jī)和牽引電機(jī)按照目標(biāo)值進(jìn)行調(diào)速，由于電機(jī)加速度的限制，截割輸出轉(zhuǎn)速和牽引速度逐漸變化至目標(biāo)值，如圖11所示。隨著截割傳動(dòng)系統(tǒng)輸出速度和牽引速度變化，截割負(fù)載轉(zhuǎn)矩和牽引阻力逐漸減小，耦合輪系和行星輪系的動(dòng)態(tài)嚙合力也逐漸減小(圖12～14)。

圖12 截割傳動(dòng)系統(tǒng)負(fù)載轉(zhuǎn)矩Fig. 12 Load torque on the cutting system

圖13 牽引阻力Fig. 13 Traction resistance

圖14 耦合輪系嚙合力Fc和行星輪系動(dòng)態(tài)嚙合力FpFig. 14 Dynamic mesh forces of the couplimg andplanetary gear sets

3.4 牽引調(diào)速結(jié)果分析

當(dāng)負(fù)載突變時(shí)，工程應(yīng)用中主要采用牽引調(diào)速的方法。對(duì)比了運(yùn)動(dòng)參數(shù)動(dòng)態(tài)優(yōu)化與牽引調(diào)速的結(jié)果以分析動(dòng)態(tài)參數(shù)優(yōu)化的效果。圖15～18為牽引調(diào)速的結(jié)果，其中圖15為截割傳動(dòng)系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)速和牽引速度的實(shí)際值，圖16為作用在截割傳動(dòng)系統(tǒng)上的負(fù)載轉(zhuǎn)矩，圖17為牽引阻力的變化曲線，圖18為截割傳動(dòng)系統(tǒng)耦合輪系和行星輪系的動(dòng)態(tài)嚙合力。在第3 s時(shí)，截割阻抗由180 kN/m突變?cè)黾又?50 kN/m，截割傳動(dòng)系統(tǒng)負(fù)載轉(zhuǎn)矩、牽引阻力及耦合輪系和行星輪系動(dòng)態(tài)嚙合力增加(圖16～18)。在第3.5 s時(shí)，牽引部開(kāi)始調(diào)速，牽引速度由5.404 m/min逐漸減小至3.562 m/min，使截割傳動(dòng)系統(tǒng)負(fù)載轉(zhuǎn)矩、牽引阻力以及耦合輪系和行星輪系動(dòng)態(tài)嚙合力逐漸減小。

圖15 截割傳動(dòng)系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)速nd和牽引速度vqFig. 15 Cutting system output speed and hauling speed

圖16 截割傳動(dòng)系統(tǒng)負(fù)載轉(zhuǎn)矩Fig. 16 Load torque on the cutting system

圖17 牽引阻力Fig. 17 Traction resistance

圖18 耦合輪系嚙合力Fc和行星輪系動(dòng)態(tài)嚙合力FpFig. 18 Dynamic mesh forces of the couplingand planetary gear sets

通過(guò)運(yùn)動(dòng)參數(shù)動(dòng)態(tài)優(yōu)化與牽引調(diào)速的對(duì)比可知，相比于牽引調(diào)速，運(yùn)動(dòng)參數(shù)動(dòng)態(tài)優(yōu)化的方法使調(diào)速持續(xù)時(shí)間由3.68 s減少至2.15 s，減少41.6%，大幅度地降低了減小沖擊載荷所需的調(diào)速時(shí)間。

4 實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

建立了采煤機(jī)截割動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的實(shí)驗(yàn)臺(tái)架，如圖19所示。臺(tái)架由3臺(tái)驅(qū)動(dòng)電機(jī)、耦合輪系、行星輪系、飛輪、升速箱和測(cè)功機(jī)組成。驅(qū)動(dòng)電機(jī)的額定功率為15 kW、額定轉(zhuǎn)速為1 481 r/min，飛輪用于模擬系統(tǒng)的慣量。在測(cè)控系統(tǒng)中建立了牽引系統(tǒng)的模型，與截割動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)裝置相配合，進(jìn)行運(yùn)動(dòng)參數(shù)優(yōu)化對(duì)截割傳動(dòng)系統(tǒng)沖擊載荷影響的實(shí)驗(yàn)。

圖19 實(shí)驗(yàn)臺(tái)架Fig. 19 Test bench

通過(guò)控制器調(diào)節(jié)測(cè)功機(jī)施加的負(fù)載轉(zhuǎn)矩，模擬負(fù)載突變工況，以研究運(yùn)動(dòng)參數(shù)優(yōu)化對(duì)截割傳動(dòng)系統(tǒng)沖擊載荷的影響。通過(guò)離線優(yōu)化獲得截割傳動(dòng)系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)速和牽引速度的最優(yōu)值，將截割傳動(dòng)系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)速最優(yōu)值用于調(diào)節(jié)截割傳動(dòng)系統(tǒng)的轉(zhuǎn)速，將牽引速度最優(yōu)值用于牽引系統(tǒng)模型的計(jì)算，將傳感器測(cè)得的截割傳動(dòng)系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)速和牽引模型輸出的牽引速度用于計(jì)算負(fù)載轉(zhuǎn)矩的目標(biāo)值。

圖20和21分別為實(shí)驗(yàn)臺(tái)架測(cè)得的截割傳動(dòng)系統(tǒng)負(fù)載轉(zhuǎn)矩、耦合輪系輸入轉(zhuǎn)矩和行星輪系輸入轉(zhuǎn)矩。由于無(wú)法測(cè)得齒輪間動(dòng)態(tài)嚙合力，因此使用輪系的輸入轉(zhuǎn)矩反映傳動(dòng)系統(tǒng)中的沖擊載荷。在第17.6 s時(shí)，測(cè)功機(jī)施加突變負(fù)載，使截割傳動(dòng)系統(tǒng)負(fù)載轉(zhuǎn)矩、耦合輪系和行星輪系輸入轉(zhuǎn)矩突變?cè)黾?。在?8.1 s時(shí)，截割電機(jī)和牽引電機(jī)以運(yùn)動(dòng)參數(shù)最優(yōu)值為目標(biāo)值進(jìn)行調(diào)速，截割傳動(dòng)系統(tǒng)負(fù)載轉(zhuǎn)矩、耦合輪系和行星輪系輸入轉(zhuǎn)矩略有增大后逐漸減小。升速箱增大了測(cè)功機(jī)轉(zhuǎn)速，便于加載。但是它使測(cè)功機(jī)轉(zhuǎn)子等效至飛輪輸出端的等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量非常大，在變速過(guò)程中產(chǎn)生非常大的慣性轉(zhuǎn)矩。因此，在調(diào)速時(shí)，圖20和21中的轉(zhuǎn)矩略有增大后逐漸減小。

圖20 實(shí)驗(yàn)測(cè)得的截割傳動(dòng)系統(tǒng)負(fù)載轉(zhuǎn)矩Fig. 20 Test result of load torque on the cutting system

圖21 實(shí)驗(yàn)測(cè)得的耦合輪系輸入轉(zhuǎn)矩Tc和行星輪系輸入轉(zhuǎn)矩TpFig. 21 Test result for input torques of coupling andplanetary gear sets

在單一載荷突變工況，實(shí)驗(yàn)結(jié)果的趨勢(shì)與仿真結(jié)果的趨勢(shì)相似，即隨著負(fù)載的突變?cè)龃?，傳?dòng)系統(tǒng)中的沖擊載荷也增大。隨后截割電機(jī)和牽引電機(jī)以動(dòng)態(tài)參數(shù)最優(yōu)值為目標(biāo)進(jìn)行調(diào)速，在實(shí)驗(yàn)中，調(diào)速過(guò)程持續(xù)約2.37 s，與對(duì)應(yīng)的仿真結(jié)果中的2.15 s相近。因此在實(shí)驗(yàn)和仿真過(guò)程中，負(fù)載轉(zhuǎn)矩和輪系間動(dòng)態(tài)嚙合力均呈現(xiàn)先增大后減小的趨勢(shì)，驗(yàn)證了運(yùn)動(dòng)參數(shù)優(yōu)化的有效性。

5 結(jié) 論

1)建立了采煤機(jī)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的模型，分析了運(yùn)動(dòng)參數(shù)動(dòng)態(tài)優(yōu)化對(duì)截割傳動(dòng)系統(tǒng)沖擊載荷的影響，通過(guò)臺(tái)架實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了仿真結(jié)果。

2)以截割傳動(dòng)系統(tǒng)行星輪系動(dòng)態(tài)嚙合力均值最小為優(yōu)化目標(biāo)，在系統(tǒng)運(yùn)行過(guò)程中，根據(jù)當(dāng)前工況采用遺傳算法獲取截割傳動(dòng)系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)速和牽引速度的最優(yōu)值。在單一載荷突變工況下，運(yùn)動(dòng)參數(shù)動(dòng)態(tài)優(yōu)化使截割傳動(dòng)系統(tǒng)負(fù)載轉(zhuǎn)矩、耦合輪系和行星輪系動(dòng)態(tài)嚙合力減小，提高了傳動(dòng)系統(tǒng)可靠性。通過(guò)將截割阻抗數(shù)值由180 kN/m突變?cè)黾又?50 kN/m，并在此基礎(chǔ)上疊加低頻成分(0.5 Hz)和隨機(jī)成分，模擬了采煤機(jī)實(shí)際工作時(shí)載荷突變的運(yùn)行工況，通過(guò)仿真得到了與單一載荷突變工況下相同的結(jié)論。此外，對(duì)比了牽引調(diào)速和動(dòng)態(tài)參數(shù)優(yōu)化兩種方法的調(diào)速效果，發(fā)現(xiàn)動(dòng)態(tài)參數(shù)優(yōu)化可以加快載荷降低的速率，縮短調(diào)速時(shí)間。

3)通過(guò)臺(tái)架實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了運(yùn)動(dòng)參數(shù)動(dòng)態(tài)優(yōu)化對(duì)截割傳動(dòng)系統(tǒng)沖擊載荷的影響。截割傳動(dòng)系統(tǒng)負(fù)載轉(zhuǎn)矩和傳動(dòng)系統(tǒng)沖擊載荷的實(shí)驗(yàn)與仿真結(jié)果的趨勢(shì)相似，調(diào)速持續(xù)時(shí)間的實(shí)驗(yàn)結(jié)果約為2.37 s，與仿真結(jié)果中的2.15 s相近，驗(yàn)證了運(yùn)動(dòng)參數(shù)優(yōu)化的有效性。