余阿東

（信陽(yáng)職業(yè)技術(shù)學(xué)院汽車與機(jī)電工程學(xué)院，河南 信陽(yáng) 464000）

1 引言

在煤礦立井運(yùn)輸裝備中，提升機(jī)箕斗是重要的裝載容器，國(guó)內(nèi)提升機(jī)箕斗名義載荷最大達(dá)32.5t，國(guó)外最大達(dá)50t[1-3]。為安全控制箕斗提升下放速度，箕斗起停速度曲線基本采用S型[4]，中間速度曲線為恒定值，即箕斗運(yùn)行的最大速度，因此箕斗大部分處于重載高速運(yùn)行狀態(tài)。在箕斗下放末端減速階段，若其制動(dòng)系統(tǒng)發(fā)生故障失靈，箕斗會(huì)對(duì)末端限位減振裝置造成重創(chuàng)，即發(fā)生下放過卷事故[5-6]。

箕斗過放對(duì)箕斗本體、其他輔助設(shè)備或井下人員有較大傷害，產(chǎn)生不可預(yù)估的經(jīng)濟(jì)人員損失[7-8]。早期，煤礦主要使用浸泡瀝青的枕木作為井下防撞梁緩沖吸收箕斗過放沖擊[9]，防撞梁緩沖能力不足，常致箕斗發(fā)生不同程度的變形甚至損壞。針對(duì)這種不足，文獻(xiàn)[10]提出在馬達(dá)出口并聯(lián)溢流緩沖回路，箕斗發(fā)生過放觸動(dòng)電磁閥切換至緩沖回路，進(jìn)而吸收箕斗過放沖擊，該系統(tǒng)只適用在馬達(dá)驅(qū)動(dòng)箕斗的煤礦中，推廣應(yīng)用較差；文獻(xiàn)[11]使用大流量插裝溢流閥、蓄能器組合緩沖吸收立井箕斗過卷沖擊，對(duì)比了插裝式溢流閥開啟壓力對(duì)系統(tǒng)性能的影響情況，該方法可借鑒于箕斗過放系統(tǒng)中。

近幾年，液壓緩沖技術(shù)逐步完善，文獻(xiàn)[12]提出并設(shè)計(jì)了立體車庫(kù)過放液壓緩沖系統(tǒng)，研究表明：在不發(fā)生撞缸的條件下，減小溢流閥彈簧剛度和預(yù)壓縮量有助于降低緩沖缸壓縮腔壓力沖擊和提高緩沖缸吸能量；文獻(xiàn)[13]對(duì)立體車庫(kù)液壓緩沖系統(tǒng)進(jìn)行了改進(jìn)，仿真分析節(jié)流閥對(duì)取車過放節(jié)流緩沖特性的影響程度?？偨Y(jié)現(xiàn)有液壓緩沖技術(shù)的優(yōu)點(diǎn)及應(yīng)用優(yōu)勢(shì)，針對(duì)箕斗過放沖擊，提出一種立井箕斗過放防撞液壓緩沖系統(tǒng)，箕斗過放沖擊能量主要被溢流閥和節(jié)流閥吸收，液壓缸彈簧主要復(fù)位防撞墊，給出了箕斗防撞過放緩沖原理，基于AMESIM建立其仿真模型，分析了過放防撞液壓系統(tǒng)動(dòng)態(tài)性能，為實(shí)際推廣應(yīng)用提供理論參考。

2 新型立井箕斗過放防撞液壓緩沖系統(tǒng)

立井箕斗過放防撞液壓緩沖系統(tǒng)原理圖，如圖1所示。

圖1 過放防撞液壓緩沖系統(tǒng)圖Fig.1 Diagram of Anti Collision Hydraulic Buffer System

防撞原理為：箕斗正常運(yùn)輸時(shí)，提升機(jī)控制系統(tǒng)控制提升閘1按圖中箭頭所示轉(zhuǎn)動(dòng)，實(shí)現(xiàn)箕斗4提升和下放，完成運(yùn)輸任務(wù)，液壓缸7在彈簧腔彈簧的作用下處于伸出狀態(tài)，液壓缸7活塞頭與防撞墊5固定連接；箕斗4過放撞擊防撞墊5時(shí)，防撞墊5使液壓缸活塞縮回，壓縮彈簧，同時(shí)彈簧腔壓力增大，彈簧腔油液分兩路流走，一路經(jīng)溢流閥壓力溢流至油箱，一路經(jīng)節(jié)流閥流入液壓缸有桿腔。在箕斗過放過程中，液壓缸有桿腔和彈簧腔通過單向閥8補(bǔ)充缺失的油液，節(jié)流閥的設(shè)置，防止溢流閥響應(yīng)滯后導(dǎo)致彈簧腔壓力沖擊過大。圖1中所示的立井箕斗過放防撞液壓緩沖系統(tǒng)可作為一個(gè)防撞單元，構(gòu)成多組防撞系統(tǒng)緩沖吸收重載高速箕斗過放能量。

3 箕斗過放防撞過程數(shù)學(xué)模型

箕斗過放初始沖擊動(dòng)能滿足方程：

式中：M0—箕斗質(zhì)量；v0—箕斗過放初速度。

箕斗過放沖擊防撞墊，液壓缸活塞承受箕斗沖擊，活塞桿防撞時(shí)受力滿足方程：

式中：M—箕斗及活塞總質(zhì)量；x—活塞位移；p1—液壓缸彈簧腔壓力；A1—液壓缸彈簧側(cè)作用面積，A1=π/4×D2；K—復(fù)位彈簧剛度；x0—彈簧初始?jí)嚎s量；B—活塞滑動(dòng)阻尼系數(shù)；p2—液壓缸活塞桿腔壓力；A2—液壓缸活塞桿側(cè)作用面積，A2=π/4×（D2-d2）；g—重力加速度。

液壓缸彈簧腔流量滿足方程：

式中：V1—液壓缸彈簧腔容積；Vp=A1（L-x）；L—活塞行程；β—油液彈性模量。

忽略補(bǔ)油閥補(bǔ)油流量，液壓缸彈簧腔流量還滿足方程：

式中：C—節(jié)流系數(shù)；d1—溢流閥通徑；φ—閥芯半錐角，一般取φ=45°；ρ—油液密度；d1—節(jié)流閥通徑。

溢流閥閥芯開啟過程閥芯受力滿足：

式中：p0—溢流閥開啟壓力；A—溢流閥閥芯面積；m—溢流閥閥芯質(zhì)量；x1—閥芯位移；B1—閥芯滑動(dòng)阻尼系數(shù)；K1—溢流閥調(diào)定彈簧剛度。

4 新型防撞液壓緩沖系統(tǒng)仿真建模建立

在AMESIM軟件中搭建的立井箕斗過放防撞液壓緩沖系統(tǒng)仿真建模，如圖2所示。

仿真參數(shù)按表1設(shè)置，仿真步長(zhǎng)設(shè)置0.001s。

表1 仿真參數(shù)Tab.1 Simulation Parameters

5 過放防撞液壓緩沖系統(tǒng)性能分析

5.1 節(jié)流閥作用驗(yàn)證及初始狀態(tài)性能對(duì)比

在圖2所示的系統(tǒng)仿真模型中刪除節(jié)流閥模型得到無節(jié)流閥仿真模型，如圖3所示。相同參數(shù)下，對(duì)有無節(jié)流閥系統(tǒng)進(jìn)行對(duì)比仿真，得到箕斗速度和液壓缸彈簧腔壓力對(duì)比曲線，如圖4、圖5所示。由圖4、圖5對(duì)比曲線得：節(jié)流閥消除了液壓缸彈簧腔壓力波動(dòng)和箕斗過放結(jié)束后的速度波動(dòng)，節(jié)流閥連通了液壓缸有桿腔和彈簧腔，液壓缸彈簧儲(chǔ)存壓縮油液會(huì)通過節(jié)流閥流入有桿腔，這樣節(jié)流閥就吸收了殘余過放能量。

圖3 無節(jié)流閥仿真模型Fig.3 Simulation Model Without Throttle Valve

圖4 箕斗速度對(duì)比曲線Fig.4 Skip Speed Comparison Curve

圖5 液壓缸彈簧腔壓力對(duì)比曲線Fig.5 Pressure Comparisons of Spring Chamber of Hydraulic Cylinder

5.2 箕斗沖擊動(dòng)能對(duì)防撞緩沖性能影響

箕斗沖擊動(dòng)能分別為0.5×105J、1.0×105J、1.5×105J、2.0×105J進(jìn)行過放緩沖特性仿真分析，得到箕斗沖擊動(dòng)能對(duì)箕斗過放防撞液壓緩沖系統(tǒng)特性的影響，如圖6所示。由圖6可知：箕斗沖擊動(dòng)能由0.5×105J增大至2.0×105J（增大3倍），液壓缸活塞桿及彈簧腔穩(wěn)定壓力由4.5MPa增大至18.5MPa（增大3倍多），箕斗過放緩沖時(shí)間由0.05s延長(zhǎng)至0.3s（延長(zhǎng)約5倍），箕斗最大位移由0.3m增大至1.5m（增大4倍）。

圖6 沖擊動(dòng)能對(duì)防撞液壓緩沖特性的影響Fig.6 Influence of Impact Kinetic Energy on the Characteristics of Anti Collision Hydraulic Buffer

5.3 溢流閥對(duì)防撞緩沖性能影響

溢流閥開啟壓力分別為20MPa、25MPa、30MPa、35MPa，仿真得到溢流閥開啟壓力對(duì)箕斗過放防撞液壓緩沖系統(tǒng)特性的影響，如圖7所示。由圖7可知：溢流閥開啟壓力由20MPa增大至35MPa（增大0.75 倍），液壓缸活塞桿腔穩(wěn)定壓力由18.5MPa 增大至24MPa（增大約0.4 倍），箕斗緩沖時(shí)間由0.3s縮短至0.18s（縮短0.4倍），箕斗最大位移由1.5m減小至0.8m（減小約0.5倍）。

圖7 溢流閥開啟壓力對(duì)防撞液壓緩沖特性的影響Tab.7 Influence of Relief Valve Opening Pressure on Anti Collision Hydraulic Buffer Characteristics

5.4 節(jié)流閥對(duì)防撞緩沖性能影響

節(jié)流閥通徑分別為2mm、3mm、4mm、5mm，仿真得到節(jié)流閥對(duì)過放防撞液壓緩沖系統(tǒng)特性的影響，如圖8所示。由圖8知：節(jié)流閥通徑對(duì)箕斗位移基本沒有影響，僅對(duì)液壓缸后期壓力變化產(chǎn)生一定影響。顯然，過放階段溢流閥起主要緩沖作用；在箕斗過放結(jié)束后，節(jié)流閥主要吸收箕斗過放儲(chǔ)存在液壓缸彈簧腔沖擊能量，防止液壓缸彈簧產(chǎn)生持續(xù)壓力波動(dòng)和箕斗速度波動(dòng)。

圖8 節(jié)流閥通徑對(duì)過放防撞液壓緩沖特性的影響Fig.8 Influence of Throttle Valve Diameter on Hydraulic Buffer Characteristics of Over Discharge Anti Collision

6 大噸位箕斗過放緩沖沖擊分析

前面研究的小噸位箕斗過放緩沖系統(tǒng)（箕斗質(zhì)量為3t）可完全應(yīng)用于大噸位箕斗過放工況，針對(duì)40t箕斗過放工況，使用8個(gè)吸能單元進(jìn)行沖擊吸收，如圖9所示。

圖9 大噸位箕斗過放防撞吸能系統(tǒng)Fig.9 Anti Collision Energy Absorption System for over Discharge of Large Tonnage Skip

結(jié)合小噸位箕斗過放防撞吸能沖擊仿真方法，仿真得到的大噸位箕斗過放防撞沖擊性能曲線，如圖10所示。由圖10可知：所研究的小噸位吸能防撞單元完全適用于大噸位箕斗過放緩沖工況；質(zhì)量為40t，過放速度10m/s的箕斗過放工況下，緩沖時(shí)間為0.29s，箕斗緩沖位移為1.46m，緩沖腔壓力基本維持在20MPa，顯然8個(gè)吸能單元組成的大噸位箕斗過放緩沖系統(tǒng)緩沖過程平穩(wěn)，40t的箕斗減速平緩，系統(tǒng)沖擊小。

圖10 大噸位箕斗過放防撞沖擊性能曲線Fig.10 Anti Collision and Impact Performance Curve of Large Tonnage Skip over Discharge

7 結(jié)論

基于箕斗易過放提出新型箕斗過放防撞液壓緩沖系統(tǒng)，該系統(tǒng)主要通過溢流閥吸收箕斗過放沖擊動(dòng)能，液壓缸彈簧腔壓縮儲(chǔ)存的液壓能可通過節(jié)流閥釋放，在建立防撞緩沖系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型的基礎(chǔ)上，借用AMESIM對(duì)新型箕斗過放防撞液壓緩沖系統(tǒng)特性展開仿真研究，仿真驗(yàn)證了節(jié)流閥吸收液壓缸壓力波動(dòng)的緩沖效果，研究了箕斗沖擊動(dòng)能、溢流閥開啟壓力、節(jié)流閥通徑對(duì)新型箕斗過放防撞液壓緩沖特性的影響規(guī)律，為后續(xù)實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證提供理論參考，主要得出以下結(jié)論：

（1）箕斗沖擊動(dòng)能增大3倍，液壓缸活塞桿及彈簧腔穩(wěn)定壓力增大3倍多，緩沖時(shí)間延長(zhǎng)約5倍，箕斗最大位移增大4倍。

（2）溢流閥開啟壓力增大0.75倍，液壓缸活塞桿腔穩(wěn)定壓力增大0.4倍多，緩沖時(shí)間縮短0.4倍，箕斗最大位移減小約0.5倍，調(diào)節(jié)溢流閥開啟壓力可有效控制箕斗位移。

（3）箕斗過放沖擊動(dòng)能主要由溢流閥吸收，節(jié)流閥主要緩沖吸收液壓缸彈簧腔壓力波動(dòng)。

（4）由吸能防撞單元組成的大噸位箕斗過放緩沖系統(tǒng)緩沖沖擊小，箕斗降速平緩。