本发明涉及采煤机相关技术领域，特别是一种超大采高采煤机设计参数的确定方法及超大采高采煤机。
背景技术：
采高超过3.5米的采煤机为大采高采煤机，采高超过7米为超大采高采煤机。
现有的工作面平均采高在8.8米的井田，例如上湾井田基本构造形态为一单斜构造，其岩层走向为n25°w，倾向s65°w，倾角为1°～3°，具宽缓波状起伏，断裂褶曲不发育，只是局部岩层面小的褶曲起伏，一般宽度都不大，最大约5m。总体来看，虽本区存在小型的断层，井田构造仍属简单类型。工作面平均采高在8.8m左右，为提升回采率避免资源浪费，需要一次采全高，目前国内外均没有能够满足要求的成套开采装备，需进行全新开发。
例如，陕蒙地区矿区特厚煤层煤质硬度大，开采效率高，对开采成套装备智能化要求越来越高，对高端智能化大功率超大采高采煤机有着迫切的需求。目前，德国eickhoff和美国joy公司均有大采高机型推出，但无论国内外现有成套开采装备采高均在7m左右，无法满足上湾特厚煤层一次性采全高的需求。
超大采高采煤机作为高产高效矿井建设三机综采设备的之一，具有结构复杂、布局紧凑、强度要求高、制造工艺繁杂、使用可靠性高等特点，是8.8米超大采高成套装备课题研发的核心设备。
通过梳理和分析，传统设计思路和方法存在以下的缺点：
1.采用传统设计方法，设备的主要参数多采用类比方法，在设计过程中缺少科学的计算，导致创新能力不足。
2.传统设计方法系统性不足，设计方案难以进行建模分析，方案整体性差，整机稳定性、可靠性难以保证。
3.传统的设计方法无法对主要零部件进行科学的定量的分析，为了保证零部件的可靠性，往往采用加大尺寸的方法，导致设备自重过大，过度的消耗采煤机的牵引能力。
技术实现要素：
基于此，有必要针对现有技术在设计超大采高采煤机时，缺少系统分析支持，未能全面考虑产品设计方案的整体性、稳定性和可靠性的技术问题，提供一种超大采高采煤机设计参数的确定方法及超大采高采煤机。
本发明一种超大采高采煤机设计参数的确定方法，包括：
根据所述采煤机的工作要求，确定所述采煤机的整机技术参数；；
确定所述采煤机的整机受力平衡方程，根据所述整机受力平衡方程，确定所述采煤机的结构尺寸设计参数；
使用有限元分析，利用力学云图对采煤机的部件进行轻量化设计。
进一步地，所述整机技术参数包括：牵引速度、滚筒转速、采高、生产能力、装机功率、牵引力和机面高度。
更进一步地，所述根据所述采煤机的工作要求，确定所述采煤机的整机技术参数，具体包括：
确定所述采煤机的牵引速度vt、所述采煤机的截割部的滚筒上同一截线上的同位齿数z、以及所述采煤机的最大切削厚度hmax；
确定所述采煤机的截割部的滚筒转速
所述采煤机的最大切削厚度，采用如下方式确定：
获取待切割煤的性质指数；
获取采煤机的滚筒上的截齿刀刃宽度；
根据所述待切割煤的性质指数、以及所述截齿刀刃宽度，确定截割比能耗与切削厚度的关系曲线；
从所述截割比能耗与切削厚度的关系曲线中，选择截割比能耗最小时的切削厚度作为最大切削厚度。
再进一步地，所述待切割煤的性质指数包括待切割煤的截割阻抗a、以及待切割煤的脆性程度指数b，所述截割比能耗与切削厚度的关系曲线由
进一步地，所述确定所述采煤机的整机受力平衡方程，具体包括：
确定所述采煤机的整机受力平衡方程为
b＝[b1b2b3b4b5b6]t；
b1＝(fgx1 fgx2-ft)cos(β) mgsin(β)；
b2＝mgcos(β)cos(α)-(fgy1 fgy2)cos(β)；
b3＝fgx1 fgx2 mgsin(α)；
b4＝mg*cos(α)*cos(β)*w fgz1*(t r*sin(α1)) fgz2*(t r*sin(α2)) (fgy1 fgy2)*d；
b5＝(fgz2-fgz1)*d fgz1*(h r*cos(α1))-fgz2*(h r*cos(α2)) mg*sin(β)*w；
b6＝-fgy1*(h r*cos(α1)) fgy2*(h r*cos(a2))-fgx1*(t r*cos(α1))-fgx2*(t r*cos(α2)) mg*cos(α)cos(β)*k mg*sin(β)*g；
其中：
行走牵引力为ft，左滚筒水平载荷为fgxl、竖直载荷为fgyl、轴向载荷为fgxl、扭矩为mgl；右滚筒水平载荷为fgx2、竖直载荷为fgy2、轴向载荷为fgx2、扭矩为mg2；左平滑靴的支撑力为fky1、右平滑靴的支撑力为fky2；左导向滑靴竖直支撑力为fdy1，左导向滑靴轴向支撑力为fdx1、右导向滑靴竖直支撑力为fdy2、右导向滑靴轴向支撑力为fdx2；刮板机的俯角为β，刮板机的侧倾角为α；左摇臂的转角为α1、右摇臂的转角为α2；
摇臂长度为r，摇臂铰接点与机身底面的距离为t，导向滑靴距整机中心为l，平滑靴距整机中心为n，平滑靴和导向滑靴在z向距离为m，平滑靴和导向滑靴在y向距离为j，截割臂的回转铰接点距机身中心为h，整机重心距两个平滑靴连线的距离为w，整机重心与整机中心间的距离为k，整机重心与平滑靴底板间的距离为g，滑靴与刮板输送机中部槽的摩擦系数为μ；
采煤机沿重心方向的位移为y，采煤机的俯角变形为θ、侧摆角变形为φ。
更进一步地，所述确定所述采煤机的整机受力平衡方程，具体还包括：
限定：
fdy1＝kd(y-a*θ dφ)；
fdy2＝kd(y b*θ dφ)；
式中a＝n-k、b＝n k、c＝m-w、d＝w、e＝l-k、f＝l k。
进一步地，所述根据所述采煤机的工作要求，确定所述采煤机的整机技术参数，具体包括：
根据所述采煤机的电机电流时间曲线，确定所述采煤机的装机功率装机功率。
更进一步地，所述根据所述采煤机的电机电流时间曲线，确定所述采煤机的装机功率装机功率，具体包括：
对所述采煤机的电机电流时间曲线进行小波变换，得到关于所述电机电流时间曲线的小波变换系数；
根据所述电机电流时间曲线的小波变换系数，确定所述采煤机的装机功率。
更进一步地，所述根据所述采煤机的电机电流时间曲线，确定所述采煤机的装机功率装机功率，具体包括：
根据所述采煤机在矿区来压前牵引速度与电机电流时间曲线，确定所述采煤机在矿区来压前的装机功率；
根据所述采煤机在矿区来压后牵引速度与电机电流时间曲线，确定所述采煤机在矿区来压后的装机功率。
本发明提供一种超大采高采煤机，采用如前所述的超大采高采煤机设计参数的确定方法，确定所述采煤机的设计参数。
本发明通过科学的计算，合理选取产品的主要技术参数；通过建立较为全面的力学模型对整机进行系统的分析，解决产品设计方案的整体性、稳定性和可靠性问题；通过有限元分析合理进行主要部件的轻量化设计，指导首台8.8米自主研发超大采高采煤机的研发工作。
附图说明
图1为本发明一种超大采高采煤机设计参数的确定方法的工作流程图；
图2为滚筒破煤的切屑形状示意图；
图3为单位能耗、截割阻力与切削厚度的关系示意图；
图4为超大采高采煤机的结构示意图；
图5为滑靴四点支撑的小变形协调简图；
图6为信号的多重小波分解图；
图7为本发明最佳实施例一种超大采高采煤机设计参数的确定方法的工作流程图。
具体实施方式
下面结合附图和具体实施例对本发明做进一步详细的说明。
如图1所示为本发明一种超大采高采煤机设计参数的确定方法的工作流程图，包括：
步骤s101，根据所述采煤机的工作要求，确定所述采煤机的整机技术参数；
步骤s102，确定所述采煤机的整机受力平衡方程，根据所述整机受力平衡方程，确定所述采煤机的结构尺寸设计参数；
步骤s103，使用有限元分析，利用力学云图对采煤机的部件进行轻量化设计。
具体来说，步骤s101通过科学的计算确定采煤机主要参数，例如：牵引速度、滚筒转速、采高、生产能力、装机功率、牵引力和机面高度等技术参数。
步骤s102建立采煤机的整机受力平衡方程，通过平衡方程确定采煤机方案的总体尺寸。
最后，步骤s103，使用有限元分析，利用力学云图对主要部件进行轻量化设计。
本发明通过科学的计算，合理选取产品的主要技术参数；通过建立较为全面的力学模型对整机进行系统的分析，解决产品设计方案的整体性、稳定性和可靠性问题；通过有限元分析合理进行主要部件的轻量化设计，指导首台8.8米自主研发超大采高采煤机的研发工作。
本发明改变了以往采煤机靠类比方法进行改型设计的思路，为今后采煤机的创新设计指明了道路，其科学性、系统性的研究方法，可为后期超大采高采煤机的设计研发提供较高的指引和参考价值。
在其中一个实施例中，所述整机技术参数包括：牵引速度、滚筒转速、采高、生产能力、装机功率、牵引力和机面高度。
在其中一个实施例中，所述根据所述采煤机的工作要求，确定所述采煤机的整机技术参数，具体包括：
确定所述采煤机的牵引速度vt、所述采煤机的截割部的滚筒上同一截线上的同位齿数z、以及所述采煤机的最大切削厚度hmax；
确定所述采煤机的截割部的滚筒转速
所述采煤机的最大切削厚度，采用如下方式确定：
获取待切割煤的性质指数；
获取采煤机的滚筒上的截齿刀刃宽度；
根据所述待切割煤的性质指数、以及所述截齿刀刃宽度，确定截割比能耗与切削厚度的关系曲线；
从所述截割比能耗与切削厚度的关系曲线中，选择截割比能耗最小时的切削厚度作为最大切削厚度。
牵引速度和滚筒转速是采煤机的重要参数之一，对于其取值合理性而言，影响因素很多,如工作机构的设计参数(螺旋头数、升角、螺距、直径、截齿形状等)；截齿排列、数目、质量和磨损程度、电机功率、煤的物理力学性质、工作面的地质条件、以及采煤机配套设备的综合生产能力等。
切削厚度是指滚筒每转一圈一个截齿对煤壁截下的切削厚度。滚筒式工作机构的切屑为月牙状，即切削厚度是变化的，如图2所示，图2中b为截深、d1为滚筒截割直径、vp为截齿切削线速度。切削的最大厚度可用采煤机的牵引速度与转速的比值表示：
式中，vt—采煤机的牵引速度，优选为9.3m/min；
n—滚筒转速，r/min；
hmax—最大切削厚度，mm；
z—同一截线上的同位齿数，优选为4。
具体来说，滚筒转速与截齿的切削速度成正比。截割阻力主要取决于每个截齿每次的切削厚度，并成正比关系，因此切削厚度的大小基本可以反映截割阻力的变化规律。根据切削厚度与单位能耗的关系，将消耗单位能耗最低的切削厚度称为最大切削厚度。
本实施例通过截割比能耗与切削厚度的关系曲线，能够更为准确地确定最大切削厚度。
在其中一个实施例中，所述待切割煤的性质指数包括待切割煤的截割阻抗a、以及待切割煤的脆性程度指数b，所述截割比能耗与切削厚度的关系曲线由
截割效率是反映截割破碎煤所消耗的能量大小，通常可用截割比能耗来表示，即
式中，a—煤的截割阻抗，取决于煤的硬度与强度；
b—截齿刀刃宽度；
h—切削厚度；
b—煤的脆性程度与指数；
公式5-2表明，截割比能耗与煤的性质a、b、刀具宽度b和切削厚度h有关。在煤的性质一定时，截割比能耗主要受切削厚度的影响。现有的研究和统计表资料表明，当截齿配置中的截距一定时，切削厚度与单位能耗近似呈双曲线的变化关系，如图3所示。
从图3可以计算出，最大切削厚度为85.175mm，取整hmax＝85mm。
代入公式5-1，即
根据经验，滚筒转速n＝27.3rpm。
在其中一个实施例中，所述确定所述采煤机的整机受力平衡方程，具体包括：
确定所述采煤机的整机受力平衡方程为
b＝[b1b2b3b4b5b6]t；
b1＝(fgx1 fgx2-ft)cos(β) mgsin(β)；
b2＝mgcos(β)cos(α)-(fgy1 fgy2)cos(β)；
b3＝fgx1 fgx2 mgsin(α)；
b4＝mg*cos(α)*cos(β)*w fgz1*(t r*sin(α1)) fgz2*(t r*sin(α2)) (fgy1 fgy2)*d
b6＝-fgy1*(h r*cos(α1)) fgy2*(h r*cos(a2))-fgx1*(t r*cos(α1))-fgx2*(t r*cos(α2)) mg*cos(α)cos(β)*k mg*sin(β)*g；
b5＝(fgz2-fgz1)*d fgz1*(h r*cos(α1))-fgz2*(h r*cos(α2)) mg*sin(β)*w；
其中：
行走牵引力为ft，左滚筒水平载荷为fgx1、竖直载荷为fgy1、轴向载荷为fgz1、扭矩为mg1；右滚筒水平载荷为fgx2、竖直载荷为fgy2、轴向载荷为fgz2、扭矩为mg2；左平滑靴的支撑力为fky1、右平滑靴的支撑力为fky2；左导向滑靴竖直支撑力为fdy1，左导向滑靴轴向支撑力为fdz1、右导向滑靴竖直支撑力为fdy2、右导向滑靴轴向支撑力为fdz2；刮板机的俯角为β，刮板机的侧倾角为α；左摇臂的转角为α1、右摇臂的转角为α2；
摇臂长度为r，摇臂铰接点与机身底面的距离为t，导向滑靴距整机中心为l，平滑靴距整机中心为n，平滑靴和导向滑靴在z向距离为m，平滑靴和导向滑靴在y向距离为j，截割臂的回转铰接点距机身中心为h，整机重心距两个平滑靴连线的距离为w，整机重心与整机中心间的距离为k，整机重心与平滑靴底板间的距离为g，滑靴与刮板输送机中部槽的摩擦系数为μ；
采煤机沿重心方向的位移为y，采煤机的俯角变形为θ、侧摆角变形为φ。
具体来说，如图4所示为超大采高采煤机的结构示意图。令x轴左、右平滑靴的连线，采煤机行进方向为正；y轴位于左、右导向滑靴的中心，向上为正；z轴与滚筒轴线方向平行，面向采空侧为正。
采煤机整机参数符号设定，令：行走牵引力为ft，左滚筒水平载荷为fgx1、竖直载荷为fgy1、轴向载荷为fgx1、扭矩为mg1；右滚筒水平载荷为fgx2、竖直载荷为fgt2、轴向载荷为fgz2、扭矩为mg2；左、右平滑靴的支撑力为fky1、fky2；左、右导向滑靴竖直和轴向支撑力为fdy1、fdy2、fds1、fdz2；刮板机的俯角为β，刮板机的侧倾角为α；左、右摇臂的转角为α1、α2。
结构尺寸参数设定如下：摇臂长度为r，摇臂铰接点与机身底面的距离为t，导向滑靴距整机中心为l，平滑靴距整机中心为n，平滑靴和导向滑靴在z向距离为m，平滑靴和导向滑靴在y向距离为j，截割臂的回转铰接点距机身中心为h，整机重心距两个平滑靴连线的距离为w，整机重心与整机中心间的距离为k，整机重心与平滑靴底板间的距离为g，滑靴与刮板输送机中部槽的摩擦系数为μ。
采用理论力学受力分析方法，建立整机受力平衡方程：
由∑x＝0可得：
(|fdy1| |fdy2| fhy1 fhy2 |fdz1| |fdz2|)μ＝(fgx1 fgx2-ft)cos(β) mgsin(β)(6-1)
由∑y＝0可得：
fdy1 fdy2 fhy1 fhy2 (|fdz1| |fdz2|)μ＝mgcos(β)cos(α)-(fgy1 fgy2)cos(β)(6-2)
由∑z＝0可得：
(|fdy1| |fdy2| fhy1 fhy2)μ fdz1 fdz2＝fgz1 fgz2 mg*sin(α)(6-3)
由∑mx＝0可得：
(fdy1 fdy2 (|fdz1| |fdz2|)μ)*m (fdz1 fdz2 (|fdy1| |fdy2|)μ)*j＝mg*cos(α)*cos(β)*w fgz1*(t r*sin(α1)) fgz2*(t r*sin(α2)) (fgy1 fgy2)*d(6-4)
由∑my＝0可得：
(|fdy1|-|fdy2|)*μ*l (fdz1-fdz2)*l (fhy1-fhy2)*μ*n＝(fgx2-fgx1)*d fgz1*(h r*cos(α1))-fgx2*(h r*cos(α2)) mg*sin(β)*w(6-5)
由∑mz＝0可得：
(fdy1-fdy2 (|fdx1|-|fdx2|)μ)l (fhy1-fhy2)*n＝-fgy1*(h r*cos(α1)) fgy2*(h r*cos(α2))-fgz1*(t rcos(α1))-fgz2*(t r*cos(α2)) mg*cos(α)cos(β)*k mg*sin(β)*g(6-6)
整理后得：
ax＝b(6-7)
式中：
在系数矩阵a中，当fdy1＜0时i＝-1、fdy1≥0时i＝1，当fdy2＜0时j＝-1，fdy2≥0时j＝1，当fdx1＜0时m＝-1、当fdx1≥0时m＝1，当fdx2＜0时n＝-1、当fdx2≥0时n＝1。
b＝[b1b2b3b4b5b6]t
其中：b1＝(fgx1 fgx2-ft)cos(β) mgsin(β)；
b2＝mgcos(β)cos(α)-(fgy1 fgy2)cos(β)；
b3＝fgx1 fgx2 mgsin(α)；
b4＝mg*cos(α)*cos(β)*w fgz1*(t r*sin(α1)) fgz2*(t r*sin(α2)) (fgy1 fgy2)*d；
b5＝(fgz2-fgz1)*d fgz1*(h r*cos(α1))-fgz2*(h r*cos(α2)) mg*sin(β)*w；
b6＝-fgy1*(h r*cos(α1)) fgy2*(h r*cos(a2))-fgx1*(t r*cos(α1))-fgx2*(t r*cos(α2)) mg*cos(α)cos(β)*k mg*sin(β)*g。
在采煤机的重心位置建立坐标系，如图5所示，令采煤机沿重心方向的位移为y，采煤机的俯角变形为θ、侧摆角变形为φ，令
本实施例通过受力模型及平衡方程较为全面的阐述了采煤机在实际工作中受到的复杂力学关系，可以在假定其余已经量的前提下求取任意未知量，在采煤机总体方案设计中可以方便的通过根据煤矿现场地质条件及材料的力学性能，确定总体方案的结构尺寸。
在其中一个实施例中，所述确定所述采煤机的整机受力平衡方程，具体还包括：
限定：
fdy1＝kd(y-a*θ dφ)；
fdy2＝kd(y b*θ dφ)；
式中a＝n-k、b＝n k、c＝m-w、d＝w、e＝l-k、f＝l k。
如图5所示，采煤机与刮板输送机间为四点支撑，属于过约束问题，所以采用经典理论力学方法很难对其进行求解，为此，本实施例引入小变形协调原理进行计算。
在采煤机的重心位置建立坐标系，如图5所示，令采煤机沿重心方向的位移为y，采煤机的俯角变形为θ、侧摆角变形为φ，则四个滑靴处的四点的支撑力可表示为：
fdy1＝kd(y-a*θ dφ)(6-10)
fdy2＝kd(y b*θ dφ)(6-11)
式中a＝n-k、b＝n k、c＝m-w、d＝w、e＝l-k、f＝l k。
令
在其中一个实施例中，所述根据所述采煤机的工作要求，确定所述采煤机的整机技术参数，具体包括：
根据所述采煤机的电机电流时间曲线，确定所述采煤机的装机功率装机功率。
本实施例通过电机电流时间曲线，准确确定所述采煤机的装机功率装机功率。
在其中一个实施例中，所述根据所述采煤机的电机电流时间曲线，确定所述采煤机的装机功率装机功率，具体包括：
对所述采煤机的电机电流时间曲线进行小波变换，得到关于所述电机电流时间曲线的小波变换系数；
根据所述电机电流时间曲线的小波变换系数，确定所述采煤机的装机功率。
具体来说，对数据进行筛选、过滤，利用曲线拟合算法(小波分析法)推定该采煤机功率、牵引力等需求。
利用小波分析函数可以对指定频带和时间段内的信号成分进行分析，突破傅里叶变换在时域没有任何分辨力的缺陷。由于采煤机负载信号在时域和频域内均有良好的局部变化性质，小波变换可以准确的抓住瞬变信号特征，且对该频率成分采用逐渐精细的时域或空域取样步长，从而聚焦到信号的任意细节。
式中，a—伸缩因子或尺度因子；
平移因子；
ψa，b(t)—小波函数；
设信号为f(t)，则f(t)的连续小波变换为：
小波函数分析原理：对于非平稳信号，通过小波变换将信号处理成两个部分：高频部分和低频部分，如图6所示，g表示高通过滤器，h表示低通过滤器。通过进一步采用傅里叶变换ftt处理，得到高频和低频分量的幅频特性；随着小波分析尺度加大，峰值显著减少，在大尺度下，信号逐次变成类直方图。
在其中一个实施例中，所述根据所述采煤机的电机电流时间曲线，确定所述采煤机的装机功率装机功率，具体包括：
根据所述采煤机在矿区来压前牵引速度与电机电流时间曲线，确定所述采煤机在矿区来压前的装机功率；
根据所述采煤机在矿区来压后牵引速度与电机电流时间曲线，确定所述采煤机在矿区来压后的装机功率。
本发明一种超大采高采煤机，采用如前所述的超大采高采煤机设计参数的确定方法，确定所述采煤机的设计参数。
如图7所示，作为本发明最佳实施例，一种超大采高采煤机设计参数的确定方法的工作流程图，包括：
步骤s701，根据所述采煤机的工作要求，确定所述采煤机的整机技术参数，包括：牵引速度、滚筒转速、采高、生产能力、装机功率、牵引力和机面高度等技术参数；
步骤s702，建立力学模型和平衡方程，通过过平衡方程确定采煤机方案的总体尺寸；
步骤s703，使用有限元分析，利用力学云图对主要部件进行轻量化设计。
具体来说，本实施例通过科学的计算确定采煤机主要参数，例如：牵引速度、滚筒转速、采高、生产能力、装机功率、牵引力和机面高度等技术参数。
其中，采煤机切削厚度与牵引速度、滚筒转速的匹配关系分析如下：
牵引速度和滚筒转速是采煤机的重要参数之一，对于其取值合理性而言，影响因素很多,如工作机构的设计参数(螺旋头数、升角、螺距、直径、截齿形状等)；截齿排列、数目、质量和磨损程度、电机功率、煤的物理力学性质、工作面的地质条件、以及采煤机配套设备的综合生产能力等。
切削厚度是指滚筒每转一圈一个截齿对煤壁截下的切削厚度。滚筒式工作机构的切屑为月牙状，即切削厚度是变化的，如图2所示。切削的最大厚度可用采煤机的牵引速度与转速的比值表示，即
式中，vt—采煤机的牵引速度，9.3m/min；
n—滚筒转速，r/min；
hmax—最大切削厚度，mm；
z—同一截线上的同位齿数，取4。
滚筒转速与截齿的切削速度成正比。截割阻力主要取决于每个截齿每次的切削厚度，并成正比关系，因此切削厚度的大小基本可以反映截割阻力的变化规律。根据切削厚度与单位能耗的关系，将消耗单位能耗最低的切削厚度称为最大切削厚度。
截割效率是反映截割破碎煤所消耗的能量大小，通常可用截割比能耗来表示，即
式中，a—煤的截割阻抗，取决于煤的硬度与强度；
b—截齿刀刃宽度；
h—切削厚度；
b—煤的脆性程度与指数；
公式5-2表明，截割比能耗与煤的性质a、b、刀具宽度b和切削厚度h有关。在煤的性质一定时，截割比能耗主要受切削厚度的影响。现有的研究和统计表资料表明，当截齿配置中的截距一定时，切削厚度与单位能耗近似呈双曲线的变化关系，如图3所示。
从图3可以计算出，最大切削厚度为85.175mm，取整hmax＝85mm。
代入公式5-1，即
根据经验，滚筒转速n＝27.3rpmrpm。
采高的确定
经过勘探测量，神东上湾煤矿四盘区的煤层厚度在7.95～9.25m之间，平均厚度可达8.9m，结合工作面三机配套情况，所需最大采高应达8.8m。
生产能力的计算
工作面设计年产1500万吨计算，每年工作日330天，每天产量需要4.55万吨，工作面长度300m，高8.8m，截深0.865m，每天需要割煤取整数15刀。
采煤机每天工作16h，开机率75％，则开机时间t＝16×0.75＝12h；每个截深需要增加20min斜切进刀时间，所以为保证产能需要，每小时采煤机行走速度计算：
vavq＝n(l-l1)/(t×60-n×t1)(5-3)
＝15×(300-30)/(12×60-15×20)
≈9.6m/min
vavq—采煤机割煤时所需平均行走速度
n—工作面平均日循环数，取15刀；
l—工作面煤体长度，取300m；
l1—工作面生产时采用斜切进刀开机窝方式，开机窝长度取30m；
t—工作面每天开机时间，取12h；
t1—开机窝时间，取20min；
即采煤机行走速度s≥9.6m/min；
按照长时在最大牵引速度70％左右运行的要求，并结合牵引传动系统齿数、模数的结构合理性选取。
mg1100/3030-gwd型采煤机设计牵引速度13.2m/min，能够满足产煤需求。
装机功率、牵引力需求研究
现场采集相近开采条件采煤机各部件温度、电流、速度等负载数据，对数据进行筛选、过滤，利用曲线拟合算法(小波分析法)推定该采煤机功率、牵引力等需求。
利用小波分析函数可以对指定频带和时间段内的信号成分进行分析，突破傅里叶变换在时域没有任何分辨力的缺陷。由于采煤机负载信号在时域和频域内均有良好的局部变化性质，小波变换可以准确的抓住瞬变信号特征，且对该频率成分采用逐渐精细的时域或空域取样步长，从而聚焦到信号的任意细节。
式中，a—伸缩因子或尺度因子；
平移因子；
ψa，b(t)—小波函数；
设信号为f(t)，则f(t)的连续小波变换为：
小波函数分析原理：对于非平稳信号，通过小波变换将信号处理成两个部分：高频部分和低频部分，如图6所示，g表示高通过滤器，h表示低通过滤器。通过进一步采用傅里叶变换ftt处理，得到高频和低频分量的幅频特性；随着小波分析尺度加大，峰值显著减少，在大尺度下，信号逐次变成类直方图。
通过数据采集推算，大柳塔矿来压前后功率分布是：
来压前：截割功率830kw；牵引功率124.1kw；牵引力980kn
来压后：截割功率615kw；牵引功率90.4kw；牵引力764kn
根据采高变化情况，类比推定得出上湾矿采煤机功率分布：
来压前(采高7.1m)：
前截割功率＝830kw×7.1m/5.5m＝1072kw；
前牵引功率＝124kw×7.1m/5.5m＝160.2kw；
前牵引力＝1265kn；
来压后(采高8.8m)：
截割功率＝615kw×8.8m/7.1m＝762kw；
牵引功率＝90kw×8.8m/7.1m＝112kw；
牵引力＝947kn；
机面高度的计算
上湾矿运输巷高度4500mm，运输车辆需托起运输机，上下各预留100mm米到巷道顶板、地面安全距离，可以确定采煤机机面高度≤4300mm。上湾矿8.8米大采高工作面设计最小采高为5600mm，三机配套液压支架顶梁厚度为977mm，根据大采高工作面三机配套经验，采煤机与液压支架的过机间隙一般不小于450mm，据此推算采煤机机面高度不能大于4173mm。根据采煤机过煤高度参数以及牵引力、牵引功率的需求，结合采高采煤机重心及轻量化设计需求，确定采煤机实际机面高度4100mm。
过煤高度的核算
根据上湾矿产能计算每小时运煤量2841吨，运输机槽有效内宽1200mm，运煤速度最高1.68m/s，取中间速度0.84m/s计算，过煤高度h≥602mm即能满足要求。考虑到神东地区煤层片帮影响，8.8m以上采高采煤机过煤高度应不小于1700mm。实际采煤机过煤高度1825mm，能够满足过煤需求。
由于井下煤层赋存条件多样，采煤机的工作环境极其恶劣，受力情况复杂，一种超大采高采煤机数字设计方法完善了采煤机受力模型，使得分析模型尽可能接近实际的工况条件。
如图4所示：令x轴左、右平滑靴的连线，采煤机行进方向为正；y轴位于左、右导向滑靴的中心，向上为正；z轴与滚筒轴线方向平行，面向采空侧为正。
采煤机整机参数符号设定，令：行走牵引力为ft，左滚筒水平载荷为fgx1、竖直载荷为fgy1、轴向载荷为fgz1、扭矩为mg1；右滚筒水平载荷为fgx2、竖直载荷为fgy2、轴向载荷为fgx2、扭矩为mg2；左、右平滑靴的支撑力为fky1、fky2；左、右导向滑靴竖直和轴向支撑力为fdy1、fdy2、fdz2、fdz2；刮板机的俯角为β，刮板机的侧倾角为α；左、右摇臂的转角为α1、α2。
结构尺寸参数设定如下：摇臂长度为r，摇臂铰接点与机身底面的距离为t，导向滑靴距整机中心为l，平滑靴距整机中心为n，平滑靴和导向滑靴在z向距离为m，平滑靴和导向滑靴在y向距离为j，截割臂的回转铰接点距机身中心为h，整机重心距两个平滑靴连线的距离为w，整机重心与整机中心间的距离为k，整机重心与平滑靴底板间的距离为g，滑靴与刮板输送机中部槽的摩擦系数为μ。
采用理论力学受力分析方法，建立整机受力平衡方程：
由∑x＝0可得：
(|fdy1| |fdy2| fhy1 fhy2 |fdz1| |fdz2|)μ＝(fgx1 fgx2-ft)cos(β) mgsin(β)(6-1)
由∑y＝0可得：
fdy1 fdy2 fhy1 fhy2 (|fdz1| |fdz2|)μ＝mgcos(β)cos(α)-(fgy1 fgy2)cos(β)(6-2)
由∑z＝0可得：
(|fdy1| |fdy2| fhy1 fhy2)μ fdz1 fdz2＝fgz1 fgz2 mg*sin(α)(6-3)
由∑mx＝0可得：
(fdy1 fdy2 (|fdz1| |fdz2|)μ)*m (fdz1 fdz2 (|fdy1| |fdy2|)μ)*j＝mg*cos(α)*cos(β)*w fgz1*(t r*sin(α1)) fgz2*(t r*sin(α2)) (fgy1 fgy2)*d(6-4)
由∑my＝0可得：
(|fdy1|-|fdy2|)*μ*l (fdz1-fdz2)*l (fhy1-fhy2)*μ*n＝(fgx2-fgx1)*d fgz1*(h r*cos(α1))-fgx2*(h r*cos(α2)) mg*sin(β)*w(6-5)
由∑mz＝0可得：
(fdy1-fdy2 (|fdx1|-|fdx2|)μ)l (fhy1-fhy2)*n＝-fgy1*(h r*cos(α1)) fgy2*(h r*cos(α2))-fgz1*(t rcos(α1))-fgz2*(t r*cos(α2)) mg*cos(α)cos(β)*k mg*sin(β)*g(6-6)
整理后得：
ax＝b(6-7)
式中：
在系数矩阵a中，当fdy1＜0时i＝-1、fdy1≥0时i＝1，当fdy2＜0时j＝-1，fdy2≥0时j＝1，当fdx1＜0时m＝-1、当fdx1≥0时m＝1，当fdx2＜0时n＝-1、当fdx2≥0时n＝1。
b＝[b1b2b3b4b5b6]t
其中：b1＝(fgx1 fgx2-ft)cos(β) mgsin(β)；
b2＝mgcos(β)cos(α)-(fgy1 fgy2)cos(β)；
b3＝fgx1 fgx2 mgsin(α)；
b4＝mg*cos(α)*cos(β)*w fgz1*(t r*sin(α1)) fgz2*(t r*sin(α2)) (fgy1 fgy2)*d；
b5＝(fgz2-fgz1)*d fgz1*(h r*cos(α1))-fgz2*(h r*cos(α2)) mg*sin(β)*w；
b6＝-fgy1*(h r*cos(α1)) fgy2*(h r*cos(a2))-fgx1*(t r*cos(α1))-fgx2*(t r*cos(α2)) mg*cos(α)cos(β)*k mg*sin(β)*g。
在采煤机的重心位置建立坐标系，如图5所示，令采煤机沿重心方向的位移为y，采煤机的俯角变形为θ、侧摆角变形为φ，令
本受力模型及平衡方程较为全面的阐述了采煤机在实际工作中受到的复杂力学关系，可以在假定其余已经量的前提下求取任意未知量，在采煤机总体方案设计中可以方便的通过根据煤矿现场地质条件及材料的力学性能，确定总体方案的结构尺寸。
在主要零部件的轻量化设计方面，主要针对摇臂壳体，牵引部壳体以及行走箱三大类壳体进行了三维建模和有限元分析，根据受力云图和应力大小针对受力小的部分进行了镂空和减薄处理，在处理后重新进行校核，大大的减少了整机重量，减少了牵引力的自重耗损，提高了采煤机的能耗效率。例如在行走箱壳体设计时通过受力分析在不降低壳体整体强度的前提下减重达到13％。
优点和积极效果
本发明为一种超大采高采煤机数字化设计方法，是通过基于矿井实际条件的基础上通过科学的计算确定新开发采煤机的主要技术参数，通过建立较为完善的力学模型进行力学分析，再利用现在强大软件工具进行主要零部件的轻量化设计而建立的一套科学、系统的设计理念与方法，其优点在于：
新型采煤机各主要参数的选取较为合理，更加切合煤矿生产实际；
力学模型更加完善，对采煤机整机方案的受力分析及结构设计更加合理，为新型采煤机整机的稳定性和可靠性设计提供了依据；
利用三维建模和有限元分析，可以直观的对主要零部件进行轻量化设计，有益于摆脱传统设计方法导致的采煤机傻大笨粗的形象；
实施方式举例
一种超大采高采煤机数字化设计方法成功的指导了我公司自主研制出mg1100/3030-gwd型采煤机，其采高达到8.8米，解决了神东矿区上湾煤矿8.8米超大采高成套装备中自主研发采煤机的技术难题，其主要技术参数如下：
该设备自2019年10月投入生产以来，在神东矿区上湾煤矿已经累计出煤14.1万吨。最高日产17刀，日产出原煤5万余吨。
以上所述实施例仅表达了本发明的几种实施方式，其描述较为具体和详细，但并不能因此而理解为对本发明专利范围的限制。应当指出的是，对于本领域的普通技术人员来说，在不脱离本发明构思的前提下，还可以做出若干变形和改进，这些都属于本发明的保护范围。因此，本发明专利的保护范围应以所附权利要求为准。
1.一种超大采高采煤机设计参数的确定方法，其特征在于，包括：
根据所述采煤机的工作要求，确定所述采煤机的整机技术参数；
确定所述采煤机的整机受力平衡方程，根据所述整机受力平衡方程，确定所述采煤机的结构尺寸设计参数；
使用有限元分析，利用力学云图对采煤机的部件进行轻量化设计。
2.根据权利要求1所述的超大采高采煤机设计参数的确定方法，其特征在于，所述整机技术参数包括：牵引速度、滚筒转速、采高、生产能力、装机功率、牵引力和机面高度。
3.根据权利要求2所述的超大采高采煤机设计参数的确定方法，其特征在于，所述根据所述采煤机的工作要求，确定所述采煤机的整机技术参数，具体包括：
确定所述采煤机的牵引速度vt、所述采煤机的截割部的滚筒上同一截线上的同位齿数z、以及所述采煤机的最大切削厚度hmax；
确定所述采煤机的截割部的滚筒转速
所述采煤机的最大切削厚度，采用如下方式确定：
获取待切割煤的性质指数；
获取采煤机的滚筒上的截齿刀刃宽度；
根据所述待切割煤的性质指数、以及所述截齿刀刃宽度，确定截割比能耗与切削厚度的关系曲线；
从所述截割比能耗与切削厚度的关系曲线中，选择截割比能耗最小时的切削厚度作为最大切削厚度。
4.根据权利要求3所述的超大采高采煤机设计参数的确定方法，其特征在于，所述待切割煤的性质指数包括待切割煤的截割阻抗a、以及待切割煤的脆性程度指数b，所述截割比能耗与切削厚度的关系曲线由
5.根据权利要求1所述的超大采高采煤机设计参数的确定方法，其特征在于，所述确定所述采煤机的整机受力平衡方程，具体包括：
确定所述采煤机的整机受力平衡方程为
b＝[b1b2b3b4b5b6]t；
b1＝(fgx1 fgx2-ft)cos(β) mgsin(β)；
b2＝mgcos(β)cos(α)-(fgy1 fgy2)cos(β)；
b3＝fgx1 fgx2 mgsin(α)；
b4＝mg*cos(α)*cos(β)*w fgz1*(t r*sin(α1)) fgz2*(t r*sin(α2)) (fgy1 fgy2)*d；
b5＝(fgz2-fgz1)*d fgz1*(h r*cos(α1))-fgz2*(h r*cos(α2)) mg*sin(β)*w；
b6＝-fgy1*(h r*cos(α1)) fgy2*(h r*cos(a2))-fgx1*(t r*cos(α1))-fgx2*(t r*cos(α2)) mg*cos(α)cos(β)*k mg*sin(β)*g；
其中：
行走牵引力为ft，左滚筒水平载荷为fgx1、竖直载荷为fgy1、轴向载荷为fgz1、扭矩为mg1；右滚筒水平载荷为fgx2、竖直载荷为fgy2、轴向载荷为fgz2、扭矩为mg2；左平滑靴的支撑力为fky1、右平滑靴的支撑力为fky2；左导向滑靴竖直支撑力为fdy1，左导向滑靴轴向支撑力为fdz1、右导向滑靴竖直支撑力为fdy2、右导向滑靴轴向支撑力为fdz2；刮板机的俯角为β，刮板机的侧倾角为α；左摇臂的转角为α1、右摇臂的转角为α2；
摇臂长度为r，摇臂铰接点与机身底面的距离为t，导向滑靴距整机中心为l，平滑靴距整机中心为n，平滑靴和导向滑靴在z向距离为m，平滑靴和导向滑靴在y向距离为j，截割臂的回转铰接点距机身中心为h，整机重心距两个平滑靴连线的距离为w，整机重心与整机中心间的距离为k，整机重心与平滑靴底板间的距离为g，滑靴与刮板输送机中部槽的摩擦系数为μ；
采煤机沿重心方向的位移为y，采煤机的俯角变形为θ、侧摆角变形为φ。
6.根据权利要求5所述的超大采高采煤机设计参数的确定方法，其特征在于，所述确定所述采煤机的整机受力平衡方程，具体还包括：
限定：
fdy1＝kd(y-a*θ dφ)；
fdy2＝kd(y b*θ dφ)；
式中a＝n-k、b＝n k、c＝m-w、d＝w、e＝l-k、f＝l k。
7.根据权利要求1所述的超大采高采煤机设计参数的确定方法，其特征在于，所述根据所述采煤机的工作要求，确定所述采煤机的整机技术参数，具体包括：
根据所述采煤机的电机电流时间曲线，确定所述采煤机的装机功率装机功率。
8.根据权利要求7所述的超大采高采煤机设计参数的确定方法，其特征在于，所述根据所述采煤机的电机电流时间曲线，确定所述采煤机的装机功率装机功率，具体包括：
对所述采煤机的电机电流时间曲线进行小波变换，得到关于所述电机电流时间曲线的小波变换系数；
根据所述电机电流时间曲线的小波变换系数，确定所述采煤机的装机功率。
9.根据权利要求7所述的超大采高采煤机设计参数的确定方法，其特征在于，所述根据所述采煤机的电机电流时间曲线，确定所述采煤机的装机功率装机功率，具体包括：
根据所述采煤机在矿区来压前牵引速度与电机电流时间曲线，确定所述采煤机在矿区来压前的装机功率；
根据所述采煤机在矿区来压后牵引速度与电机电流时间曲线，确定所述采煤机在矿区来压后的装机功率。
10.一种超大采高采煤机，其特征在于，采用如权利要求1至9任一项所述的超大采高采煤机设计参数的确定方法，确定所述采煤机的设计参数。
技术总结