張艷軍，李孝宇

(黑龍江科技大學 機械工程學院，哈爾濱 150022)

基于Automation Studio 的采煤機滾筒調(diào)高液壓系統(tǒng)設計

張艷軍，李孝宇

(黑龍江科技大學 機械工程學院，哈爾濱 150022)

針對雙滾筒采煤機單泵調(diào)高液壓系統(tǒng)在使用中的不足，采用Automation Studio軟件對滾筒調(diào)高過程進行仿真。采用中位機能是“H”形換向閥的單泵調(diào)高系統(tǒng)，調(diào)高時一個液壓缸的負載會轉(zhuǎn)移附加在另外一個液壓缸上，導致一個液壓缸承擔兩個滾筒的調(diào)高負載壓力，增大液壓缸負荷，降低系統(tǒng)的可靠性。同時，另一個液壓缸調(diào)高位置可能會發(fā)生小的偏移。設計采用中位機能是“M”形換向閥采煤機單泵液壓調(diào)高系統(tǒng)，可以克服“H”形換向閥的缺陷。該設計提高了調(diào)高系統(tǒng)可靠性，可以為采煤機液壓調(diào)高系統(tǒng)設計提供參考。

采煤機; 滾筒; 調(diào)高系統(tǒng); Automation Studio 仿真

0 引 言

為適應煤層高度和臥底量的變化，要求滾筒式采煤機的工作機構(gòu)(搖臂)時時都可調(diào)整其工作高度。工作機構(gòu)高度的調(diào)整一般采用液壓的方式來實現(xiàn)。井下的工作條件惡劣,調(diào)高的負載具有重載、動載和隨機性等特點，要求液壓調(diào)高系統(tǒng)具有穩(wěn)定性和可靠性[1]。采煤機液壓調(diào)高系統(tǒng)在使用過程出現(xiàn)各種故障和問題，對此很多學者在理論和結(jié)構(gòu)上進行研究分析并加以改進，取得很多成果[2-6]。筆者主要對設有安全閥的單液壓泵調(diào)高液壓系統(tǒng)進行理論分析，應用Automation Studio軟件進行仿真，指出存在的問題及原因,進行調(diào)高系統(tǒng)分析設計。

1 采煤機調(diào)高液壓系統(tǒng)

采煤機調(diào)高液壓系統(tǒng)及其元部件是為實現(xiàn)采煤機滾筒的調(diào)高需要而設置的。主要由液壓元、部件由電動機、齒輪泵、調(diào)高液壓缸及其液壓控制閥、高壓溢流閥、安全閥、背壓溢流閥、調(diào)高換向閥組、壓力表等組成[7]。

液壓泵從油池吸油,在調(diào)高換向閥未操作狀態(tài)下,液壓泵排油經(jīng)兩個調(diào)高換向閥和背壓溢流閥回油池。當一個調(diào)高換向閥操作時,即操作左或右滾筒升降時,液壓泵排油經(jīng)調(diào)高換向閥進入調(diào)高液壓缸,調(diào)高液壓缸排油腔的油液經(jīng)另一個調(diào)高換向閥和背壓溢流閥回油池,直到調(diào)高換向閥停止工作，即滾筒調(diào)整到位為止。在液壓泵排油油路上設有防止系統(tǒng)壓力過載的安全閥、壓力表,在背壓溢流閥的前端設置有壓力表。在調(diào)高液壓缸上設置有液壓鎖以保證將滾筒鎖定在所需的高度位置,另外在液壓缸處還設置安全閥,以防止工作機構(gòu)、液壓缸受載荷過大造成機械損傷[7]。系統(tǒng)原理如圖1所示。

圖1 調(diào)高液壓系統(tǒng)原理Fig.1 Higher hydraulic system schematic diagram

2 調(diào)高機構(gòu)受力分析

采煤機截割煤巖時，滾筒受到的外力主要有沿采煤機牽引方向的推進阻力Py、垂直牽引方向截割阻力PZ、滾筒和搖臂重力G、滾筒軸向力A[8]。

(1)推進阻力

影響推進阻力的因素復雜，很難精確計算，常采用近似估算方法。

式中：T——采煤機最大牽引力,N；

K1——前后滾筒截割阻力比。

(2)截割阻力

根據(jù)截割理論，作用在單個截齒上截割阻力PZ′為

PZ′=Ahmaxsinφi，

式中：A——煤巖截割阻抗,kN/m；

hmax——最大截割深度,m；

φi——截齒在分布圓上位置角,(°)。

PZ′在垂直于運動方向的分力PZ″為：

PZ″=PZ″sinφ，

PZ=∑PZ″=Ahmax∑sin2φ。

(3)液壓缸拉力

圖2為調(diào)高機構(gòu)受力示意。作用在搖臂上的力矩主要有：推進阻力力矩、截割阻力力矩、滾筒和搖臂自重產(chǎn)生的力矩、慣性阻力矩、轉(zhuǎn)動摩擦阻力矩。上述力矩根據(jù)圖2可計算得到。

圖2 調(diào)高機構(gòu)受力計算示意Fig.2 Schematic diagram of stress calculation for height adjustment mechanism

推進阻力力矩My

截割阻力力矩MZ

滾筒和搖臂自重產(chǎn)生的力矩MG

MG=GL1cosα，

式中：G——滾筒和搖臂折算到滾筒軸上重力,N。

轉(zhuǎn)動摩擦阻力矩Mμ

Mμ=∑μRZN，

式中：μ——摩擦系數(shù)；

RZ——搖臂支撐銷軸直徑,m；

N——搖臂支撐銷軸支反力,N。

慣性阻力矩Mg

Mg=Jε，

式中：J——回轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)動慣量,N·m·s2；

ε——角加速度,rad/s2。

調(diào)高油缸驅(qū)動力矩M1

M1=FLRsinγ,

由力矩平衡方程∑M0=0，得

M1=MZ-MG+Mμ+Mg+My,

液壓缸拉力F

F=(MZ-MG+Mμ+Mg+My)/(LRsinγ),

如果考慮液壓缸的黏性摩擦阻力，則F為

F=MZ-MG+Mμ+Mg+My/LRsinγ+Bev,

式中：Be——黏性阻尼系數(shù),(N·s)/m；

v——液壓缸活塞速度,m/s。

3 系統(tǒng)分析與仿真

3.1 安全閥的設置與換向閥的中位機能

雙滾筒式采煤機的調(diào)高液壓系統(tǒng)大多是設置一個調(diào)高液壓泵,通過兩個串聯(lián)的換向閥分別控制兩組調(diào)高液壓缸，如圖1所示，一種沒有安全閥的調(diào)高系統(tǒng)，其采用換向閥中位能是“H”形的。系統(tǒng)的限壓原理：假如液壓缸無桿腔壓力達到安全閥壓力卸荷,活塞桿縮回,若縮回距離為Δx,設液壓缸無桿腔作用面積為A1,有桿腔作用面積為A2。根據(jù)流量連續(xù)方程：

(1)

式中：CiP——液壓缸內(nèi)泄漏系數(shù),m5/(N·s)；

CeP——液壓缸外泄漏系數(shù),m5/(N·s)；

K——油液的體積彈性模量，Pa；

V——油缸的總?cè)莘e,m3；

A——油缸作用面積,m2。

忽略泄漏和油液的壓縮，式(1)簡化為

q=Adx/dt，

液壓缸無桿腔卸回的油液體積

V1=A1Δx，

液壓缸有桿腔容積的增量

V2=A2Δx。

顯然V2

采用“H”形換向閥會存在一個問題，因采煤機截割煤巖時的調(diào)高負荷較大,故液壓泵的工作壓力較高，設液壓缸1和2的外載各為F1、F2，，液壓缸2的兩腔壓力分別為P1、P2。 根據(jù)液壓缸活塞運動方程：

(2)

式中：m——運動部分質(zhì)量,kg；

Be——黏性阻尼系數(shù),(N·s)/m。

當液壓缸勻速時，忽略黏性阻尼，則式(2)簡化為：

F2=P2A2-P1A1，

當換向閥A處在左閥位(或右閥位)時,使液壓缸1活塞桿伸出(或縮回)。此時,液壓泵的工作壓力為P。

P=F1/A1，

由于“H”形換向閥的中位機能是各液口互相通的,即液壓缸2的非工作腔壓力顯然增為

P1=P=F1/A1，

而工作腔壓力則增為

由此可以看出,操作閥A時,會將液壓缸1上的負載壓力全部轉(zhuǎn)移到液壓缸2上,使其兩腔壓力同時大幅度增加(一個液壓缸承擔兩個滾筒的調(diào)高負載壓力)。這會導致安全閥不應有的卸荷,影響到采煤機正常工作。即使沒有達到安全閥的卸荷壓力,而將不應有的負載加到另一液壓缸上,提高液壓缸工作壓力的基準,同時還會產(chǎn)生壓力沖擊,這對機械強度和密封件的壽命都是有害的,會影響到系統(tǒng)的工作穩(wěn)定性能及可靠性。同時壓力沖擊可能引起液壓缸2的液壓鎖打開，液壓缸2活塞桿在負載的作用下克服液壓力發(fā)生移動，使得液壓缸2所調(diào)整的高度發(fā)生變化。圖3a是用AutomationStudio對液壓缸2工作腔壓力仿真結(jié)果，圖3b是液壓缸2位置仿真結(jié)果?？梢钥闯觯敳僮鰽換向閥時，液壓缸2工作腔壓力會產(chǎn)生壓力沖擊，同時壓力大幅度增加。從圖3b可以看出，當操作A換向閥時，液壓缸2位置會發(fā)生改變，也就是說操作A換向閥時對液壓缸2產(chǎn)生干擾。因此,設有安全閥的單液壓泵調(diào)高系統(tǒng),采用中位機能是“H”形的換向閥是不夠理想的。

a 工作腔壓力

b 位置

為避免操作換向閥A時而對液壓缸2產(chǎn)生影響，使兩者互不干擾，應采用中位機能是“M”形的換向閥，如圖4所示。

圖4 M形換向閥調(diào)高回路Fig.4 M type directional control valve raised circuit diagram

卸掉的油液體積

V1=A1Δx，

有桿腔容積的增量

V2=A2Δx。

顯然V2

圖5 改進后M換向閥調(diào)高回路Fig.5 Improved M reversing valve set high circuit diagram

3.2 搖臂下降時抖動

采煤機空載滾筒下調(diào)時,搖臂會發(fā)生抖動。圖6a是Automation Studio滾筒下調(diào)時進油腔曲線，圖6b回油腔壓力曲線。仿真結(jié)果表明，在搖臂下降過程中液壓缸進、回油腔壓力發(fā)生劇烈震蕩，而且在液壓缸進油腔產(chǎn)生負壓?；赜颓粔毫Ψ逯蹈?，形成了壓力沖擊。這是滾筒和搖臂自重引起的，在滾筒和搖臂自重作用下加速搖臂下降，當液壓泵供油量達不到液壓缸活塞運動速度要求時，液壓缸無桿腔壓力急劇下降，當壓力降到低于液壓鎖開啟壓力時，液壓鎖關閉，調(diào)高液壓缸停止運動。當壓力升高后液壓鎖再次開啟，搖臂繼續(xù)下調(diào)，如此反復，造成搖臂下調(diào)斷續(xù)工作。這種斷續(xù)會造成搖臂和滾筒巨大的回轉(zhuǎn)慣量，對液壓缸和液壓泵時斷時續(xù)產(chǎn)生液壓沖擊，會使液壓缸和液壓泵密封件損壞以及產(chǎn)生振動和噪聲。為平衡搖臂和滾筒的重力矩，在下調(diào)回油側(cè)加單向節(jié)流閥或單向順序閥，如圖7所示。滾筒下調(diào)時順序閥產(chǎn)生的背壓平衡搖臂和滾筒的重力矩，使得滾筒平穩(wěn)下調(diào)。

a 進油腔

b 回油腔

圖7 加單向順序閥調(diào)高回路Fig.7 Add one-way sequence valve raised circuit diagram

3.3 系統(tǒng)設計

根據(jù)以上分析將采用的改進設計回路整合在一起，得到如圖8所示單泵液壓調(diào)高系統(tǒng)。

圖8 單泵液壓調(diào)高系統(tǒng)Fig.8 Single pump hydraulic raised system diagram

系統(tǒng)采用“M”形換向閥，“M”形換向閥中位機能工作油口與進、回油口都不連通，操作換向時，兩組過載保護閥組油路互不相通，較好解決滾筒調(diào)高過程相互干擾的問題。

4 結(jié)束語

筆者采用Automation Studio軟件分析雙滾筒采煤機液壓調(diào)高系統(tǒng)，中位機能“H”形換向閥的單泵調(diào)高系統(tǒng)，操作一個換向閥時對另一個液壓缸產(chǎn)生干擾，影響采煤機的正常工作。為解決采煤機滾筒調(diào)高過程干擾問題，設計采用中位機能“M”形換向閥采煤機單泵液壓調(diào)高系統(tǒng)。Automation Studio軟件可以較好地反映液壓系統(tǒng)的動態(tài)性能，改進“M”形換向閥為實際的調(diào)高系統(tǒng)的設計提供了新的方法。

致謝：

該研究得到黑龍江科技大學碩士研究生創(chuàng)新科研項目(YJSCX2016-101HKD)的支持。

[1] 劉春生，荊 凱，萬 豐．采煤機滾筒記憶程控液壓調(diào)高系統(tǒng)的仿真[J]．中國工程機械學報，2007，5(2): 142-143．

[2] 劉春生，李春華.采煤機調(diào)高液壓系統(tǒng)的分析及邏輯設計[J].煤礦機械，1990(11)： 4-8.

[3] 劉春生.采煤機滾筒調(diào)高液壓系統(tǒng)的多功能液壓鎖[J].煤礦機械，2002(5)： 16-18.

[4] 劉士閣，劉文東，張 鋒.采煤機液壓調(diào)高系統(tǒng)改進[J].煤礦機械，2011,32(6)： 184-185.

[5] 王小斌，孫寶良.采煤機液壓系統(tǒng)故障分析及處理措施[J].煤礦機械，2000(1)： 45-46.

[6] 王本勇，劉春生，姜 偉.MG300-W采煤機液壓調(diào)高系統(tǒng)故障分析與排除[J].煤礦機械，2010,31(9)： 254-255.

[7] 侯清泉，王本勇，林海鵬.煤礦機械液壓傳動[M].哈爾濱： 哈爾濱工程大學出版社，2012： 132-134.

[8] 劉春生，于信偉，任昌玉.滾筒式工作機構(gòu)采煤機[M].哈爾濱： 哈爾濱工程大學出版社，2010： 165-168.

(編輯 晁曉筠 校對 李德根)

Design of height-regulating hydraulic system for shearer drum based on Automation Studio software

ZhangYanjun,LiXiaoyu

(School of Mechanical Engineering,Heilongjiang University of Science & Technology,Harbin 150022，China)

This paper is an effort to address the negative feature of single pump double drum shearer hydraulic system in use by simulating the drum height adjustment process using Automation Studio software.The median function working as a “single pump H” type reversing valve adjusting system suffers an disadvantage that height adjustment involves transferring the load from one hydraulic cylinder to other one and leaving one hydraulic cylinder subjected to the height adjustment load pressure of two rollers,thus causing an increase in hydraulic cylinder load and a reduction in the reliability of the system,accompanied by a small offset in another hydraulic cylinder position.To overcome the problem,the paper proposes a novel “hydraulic M” type reversing valve single pump of shearer height adjusting system.The result demonstrates that the design capable of improving the high reliability of the system may provide a reference for the design of coal mining machine hydraulic system.

shearer; drum; height adjusting system; Automation Studio simulation

2017-02-23

張艷軍(1970-),男，吉林省白山人，高級工程師，碩士，研究方向：機械設計，E-mail：zhangyanjun001@163.com。

10.3969/j.issn.2095-7262.2017.02.006

TD421.6

2095-7262(2017)02-0123-05

A