掘進(jìn)機(jī)液壓系統(tǒng)的改造

張宇鵬

（陽煤寺家莊有限責(zé)任公司開拓二隊(duì)， 山西 昔陽 045300）

引言

掘進(jìn)機(jī)被廣泛應(yīng)用于綜采工作面巷道掘進(jìn)及煤炭開采中，是機(jī)械、電氣以及液壓一體化的典型設(shè)備，實(shí)現(xiàn)物料的截割、裝運(yùn)以及行走等功能。在眾多類型的掘進(jìn)機(jī)中，懸臂式掘進(jìn)機(jī)以其成本低、尺寸小以及截割效率高等優(yōu)勢被廣泛應(yīng)用。近年來，隨著作業(yè)人員工作條件的逐步改善，對掘進(jìn)機(jī)的舒適程度、安全等級、智能化水平提出了更高的要求[1]。此外，傳統(tǒng)掘進(jìn)機(jī)液壓系統(tǒng)為傳動系統(tǒng)，其保壓性能較差，導(dǎo)致掘進(jìn)機(jī)的截割面積和高度無法滿足實(shí)際生產(chǎn)需求，進(jìn)而影響掘進(jìn)機(jī)的工作效率和綜采工作面的產(chǎn)煤效率。因此，急需對當(dāng)前掘進(jìn)機(jī)的液壓系統(tǒng)進(jìn)行改造，使其功能更加完善，提升液壓系統(tǒng)的適應(yīng)性和可靠性。

1 掘進(jìn)機(jī)液壓系統(tǒng)存在問題

傳統(tǒng)掘進(jìn)機(jī)液壓系統(tǒng)由液壓泵提供一定流量的乳化液，并通過控制比例閥的開口方向?qū)崿F(xiàn)對掘進(jìn)機(jī)截割臂向右或者向左的水平擺動，從而實(shí)現(xiàn)了掘進(jìn)機(jī)的截割工作[2]。經(jīng)實(shí)踐應(yīng)用發(fā)現(xiàn)，當(dāng)前掘進(jìn)機(jī)主要存在功能單一、控制精度低等問題，具體表現(xiàn)為：

1）當(dāng)前掘進(jìn)機(jī)的某些功能需人工手動控制，使得工作人員的勞動強(qiáng)度大及安全性較低。

2）當(dāng)前掘進(jìn)機(jī)對懸臂的控制需作業(yè)人員根據(jù)經(jīng)驗(yàn)及目測結(jié)果完成。在實(shí)際生產(chǎn)中，當(dāng)出現(xiàn)負(fù)載突變時，液壓系統(tǒng)的壓力及流量未能夠及時調(diào)整，進(jìn)而導(dǎo)致系統(tǒng)壓力和流量出現(xiàn)較大波動，無法滿足工作面截割高度和截割面積的要求，出現(xiàn)超挖或者欠挖的情況，對后期巷道的支護(hù)造成影響。

3）傳統(tǒng)液壓系統(tǒng)無法實(shí)現(xiàn)對掘進(jìn)機(jī)的自動化控制。

2 掘進(jìn)機(jī)液壓系統(tǒng)的改進(jìn)方案

綜合分析傳統(tǒng)液壓系統(tǒng)存在的問題，為實(shí)現(xiàn)掘進(jìn)機(jī)液壓系統(tǒng)的自識別和自動化控制功能，將比例調(diào)速閥、比例溢流閥以及相關(guān)傳感器應(yīng)用于液壓系統(tǒng)的改進(jìn)設(shè)計(jì)中[3]。

3 改進(jìn)后液壓缸的液壓系統(tǒng)原理分析

改進(jìn)后的液壓系統(tǒng)原理圖如圖1 所示。

圖1 改進(jìn)后液壓系統(tǒng)的原理圖

如圖1 所示，改進(jìn)后的液壓系統(tǒng)主要由過濾器（1、19）、變量泵（2）、電機(jī)（3）、插裝閥（4、10）、電磁換向閥（5、7、11、15）、比例調(diào)速閥（6）、比例溢流閥（8）、單向閥（9）、壓力傳感器（12）、液壓缸（13）、位移傳感器（14）、溢流閥（16、18）、冷卻器（17）組成。

工作原理：當(dāng)掘進(jìn)機(jī)截割頭未與煤層相接觸時，三位四通換向閥7 動作，快速推進(jìn)活塞，即截割頭快速到達(dá)煤層；當(dāng)掘進(jìn)機(jī)截割頭與煤層開始接觸時，比例調(diào)速閥開始動作，并經(jīng)位移傳感器將液壓缸內(nèi)活塞桿的位移信號傳至控制器，結(jié)合處理結(jié)果，通過比例節(jié)流閥控制液壓缸的推進(jìn)速度；當(dāng)截割頭的外部載荷突變時，壓力傳感器將采集到的壓力信號傳至控制器。通過控制比例溢流閥的開口實(shí)現(xiàn)對液壓缸內(nèi)壓力的調(diào)節(jié)[4]。

4 改進(jìn)后液壓元件的選型

結(jié)合現(xiàn)場工作面的實(shí)際掘進(jìn)工況分析，要求液壓缸最大壓力Fmax=130 kN。

4.1 液壓缸的選型

液壓缸的選型基于式（1）：

式中：PL為系統(tǒng)所承受的負(fù)載壓力MPa=10 MPa，Ps為系統(tǒng)的初選壓力，為15 MPa；A為液壓缸的有效作用面積；D為液壓缸內(nèi)徑，mm；d為活塞桿直徑，mm，其中經(jīng)計(jì)算可知，D=160.82 mm，d=96.49 mm。參照設(shè)計(jì)手冊，所得液壓缸的關(guān)鍵參數(shù)如表1 所示。

表1 液壓缸關(guān)鍵參數(shù) mm

4.2 液壓泵的選型

4.2.1 液壓泵壓力的核算

在實(shí)際工作中，液壓泵的最大壓力為負(fù)載壓力與所損失壓力的和。則有：

式中：P1P為液壓泵的最大壓力；∑ΔP為所有的壓力損失，∑ΔP=1 MPa。則，P1P≥16 MPa。為確保系統(tǒng)運(yùn)行的安全性，取Pe=（1.2～1.7）P1P=19.2～27.2 MPa。

4.2.2 液壓泵流量的核算

液壓泵流量核算公式如式（3）所示：

式中：K為液壓泵的泄露系數(shù)，取1.3；∑qmax為系統(tǒng)的最大流量，取7.04 L/min。

經(jīng)計(jì)算，qp≥9.16 L/min。經(jīng)參照相關(guān)設(shè)計(jì)手冊，所選液壓泵的參數(shù)如表2 所示。

表2 液壓泵參數(shù)表

4.2.3 其他液壓元件的選型

根據(jù)液壓系統(tǒng)原理圖，本節(jié)對溢流閥、調(diào)速閥以及相關(guān)傳感器進(jìn)行選型[5]。選型匯總?cè)绫? 所示。

5 改進(jìn)后液壓系統(tǒng)的仿真分析

5.1 液壓系統(tǒng)仿真模型的建立

為分析液壓系統(tǒng)改進(jìn)前后的性能，本文基于AMEsim 軟件對系統(tǒng)改進(jìn)前后負(fù)載突變時系統(tǒng)的速度及壓力變化情況進(jìn)行對比分析。液壓系統(tǒng)改進(jìn)前后的仿真模型如圖2 所示。

表3 其他元器件選型匯總表

圖2 改進(jìn)前后液壓系統(tǒng)仿真模型

5.2 仿真結(jié)果對比

設(shè)定系統(tǒng)的流量為5 L/min，系統(tǒng)初始壓力為5.1 MPa，運(yùn)行后載荷壓力突變?yōu)?.2 MPa。

5.2.1 改進(jìn)前仿真結(jié)果

改進(jìn)前仿真結(jié)果如下頁圖3 所示。

如圖3 所示，系統(tǒng)在初始壓力下運(yùn)行時，液壓缸壓力的最大超調(diào)量為5.65 MPa，速度的最大超調(diào)量為3.9 mm/s，并最終在1.4 s 以后壓力穩(wěn)定并維持在5.06 MPa，1.5 s 后速度穩(wěn)定并維持在2.05 mm/s；負(fù)載突變后，系統(tǒng)壓力的最大超調(diào)量為6.63 MPa 并最終于6 s 穩(wěn)定于6.1 MPa，速度最大超調(diào)量為3.54 mm/s，并最終于6 s 穩(wěn)定于2.05 mm/s。

5.2.2 改進(jìn)后仿真結(jié)果

改進(jìn)后仿真結(jié)果如下頁圖4 所示。

圖3 改進(jìn)前仿真結(jié)果

如圖4 所示，系統(tǒng)在初始壓力下運(yùn)行時，液壓缸壓力的最大超調(diào)量為5.63 MPa，速度的最大超調(diào)量為3.85 mm/s，并最終在0.8 s 以后壓力穩(wěn)定并維持在5.09 MPa，0.8 s 后速度穩(wěn)定并維持在2.05 mm/s；負(fù)載突變后，系統(tǒng)壓力的最大超調(diào)量為6.61 MPa，并最終于5.8 s 穩(wěn)定于6.1 MPa，速度最大超調(diào)量為3.33 mm/s，并最終于5.8 s 穩(wěn)定于2.05 mm/s。

綜上所述，改進(jìn)后液壓系統(tǒng)的壓力和速度的超調(diào)量均變小，且調(diào)整時間也縮小。

6 結(jié)語

掘進(jìn)機(jī)作為綜采工作面必不可少的大型機(jī)電設(shè)備，傳統(tǒng)液壓系統(tǒng)無法滿足實(shí)際截割高度和面積的要求。將比例溢流閥、調(diào)速閥以及相關(guān)位移、壓力等傳感器引入其液壓系統(tǒng)中，實(shí)現(xiàn)了掘進(jìn)機(jī)液壓系統(tǒng)的自動控制，且經(jīng)仿真分析改進(jìn)后的液壓系統(tǒng)在控制過程中的超調(diào)量減小，調(diào)整時間也縮小。

圖4 改進(jìn)后仿真結(jié)果