刮板輸送機(jī)全液壓自動張緊控制系統(tǒng)的研究

王瑞勤

（山西焦煤西山煤電斜溝礦， 山西 呂梁 033000）

引言

刮板輸送機(jī)作為我國礦井煤炭運(yùn)輸?shù)闹匾O(shè)備，其主要是對煤、物料等進(jìn)行運(yùn)輸，隨著開采量的增大，礦井刮板輸送機(jī)逐步朝著大功率、大運(yùn)距、大載荷的方向發(fā)展，其工作的效率直接影響著我國煤礦開采的效率。在刮板輸送機(jī)運(yùn)行過程中，由于負(fù)載較大且容易急起急停使得其極易出現(xiàn)掉鏈、卡鏈等故障，制約著礦井的正常生產(chǎn)[1]。本文通過分析影響鏈條張力的因素對刮板輸送機(jī)的自動張緊系統(tǒng)進(jìn)行研究，為礦井刮板輸送機(jī)高效工作提供一定的理論基礎(chǔ)。

1 自動張緊系統(tǒng)研究

不同類型的刮板輸送機(jī)擁有不同的組成形式，但其存在著相同的結(jié)構(gòu)，都有機(jī)頭部、機(jī)尾部、刮板鏈、推移裝置、溜槽等。自動張緊系統(tǒng)是刮板輸送機(jī)刮板鏈調(diào)節(jié)的重要裝置，張緊系統(tǒng)的好壞直接影響設(shè)備的正常運(yùn)行，系統(tǒng)主要是由電液控制單元、伸縮機(jī)尾、自動張緊液壓系統(tǒng)組成的。自動張緊液壓系統(tǒng)由壓力傳感器、位移傳感器、控制閥門、收縮（伸出）閥及推移液壓缸等組成，收縮（伸出）閥通過識別電液控制單元下發(fā)的指令進(jìn)行液壓油方向調(diào)節(jié)，從而實(shí)現(xiàn)油缸的收縮與伸出[2]。

刮板輸送機(jī)正常運(yùn)行過程中，壓力傳感器可以將液壓缸無桿側(cè)壓力進(jìn)行檢測，并對檢測數(shù)據(jù)與設(shè)定的標(biāo)準(zhǔn)值進(jìn)行對比，當(dāng)存在偏差時，及時進(jìn)行收縮、伸出的調(diào)節(jié)，保證系統(tǒng)穩(wěn)定運(yùn)行。其中當(dāng)傳感器檢測值低于設(shè)定值下限時，此時系統(tǒng)對伸出閥進(jìn)行調(diào)節(jié)，使得活塞伸出，當(dāng)傳感器檢測值高于上限值時低于收縮閥進(jìn)行操作，使得活塞縮回。液壓缸活塞桿與機(jī)尾的移動部分相互連接，當(dāng)液壓缸活塞作出相應(yīng)動作時，此時的機(jī)尾移動部位發(fā)生相應(yīng)的移動，調(diào)節(jié)機(jī)頭機(jī)尾鏈輪的距離，實(shí)現(xiàn)鏈條自動張緊。系統(tǒng)重復(fù)如上的工作，保證設(shè)備在運(yùn)行過程中的安全。刮板輸送機(jī)自動張緊系統(tǒng)原理如圖1 所示。

圖1 刮板輸送機(jī)自動張緊系統(tǒng)原理圖

對系統(tǒng)液壓元件的參數(shù)選定進(jìn)行研究，首先對液壓缸活塞的直徑進(jìn)行分析，根據(jù)自動張緊系統(tǒng)的高強(qiáng)度環(huán)境，根據(jù)實(shí)際情況選定系統(tǒng)壓力p 為25 MPa，所以活塞的直徑可以表示為：

式中：T 為液壓系統(tǒng)的推力，設(shè)定系統(tǒng)最大推力為611 kN；η 為液壓機(jī)械效率，本文選定0.9。

根據(jù)計算可知，液壓缸的活塞直徑為132 mm，考慮到實(shí)際直徑取值表，選定活塞直徑為140 mm。對活塞桿的伸縮速度進(jìn)行分析，在實(shí)際工作中如果刮板輸送機(jī)速度過大，則會造成沖擊損壞，所以為了降低沖擊磨損，提升系統(tǒng)運(yùn)行的穩(wěn)定性，活塞的速度v 選定為5 cm/s，而液壓缸的最大流量Q 根據(jù)式（2）計算：

根據(jù)計算可知，最大流量為90 L/min。

根據(jù)計算情況進(jìn)行仿真模擬，選定仿真軟件AMESim，對仿真模擬的參數(shù)進(jìn)行設(shè)定，選定仿真時間為10 s，仿真的采樣周期為0.1 s，得到收縮工況下的液壓缸無桿側(cè)的應(yīng)力速度變化曲線如圖2 所示。

圖2 收縮工況下的液壓缸無桿側(cè)的應(yīng)力、速度變化曲線

由圖2 可以看出，當(dāng)系統(tǒng)開始運(yùn)行時，此時的液壓缸無桿側(cè)的壓力呈現(xiàn)大幅度波動，當(dāng)時間為0.1 s時，此時的壓力最大，最大值為25.6 MPa（256 bar），當(dāng)時間為3 s 時，此時的壓力值最小，最小值為12.8 MPa（128 bar），波動幅度為100%，在時間4 s 后壓力逐步趨于平穩(wěn)，平穩(wěn)壓力為15.4 MPa（154 bar），而液壓缸無桿側(cè)速度呈現(xiàn)出上下波動的情況，當(dāng)時間為4 s 時速度穩(wěn)定為0。根據(jù)以上分析可以看出液壓缸的無桿側(cè)壓力波動幅度太大，使得系統(tǒng)較為不穩(wěn)定，所以需要對系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計[3]。

2 優(yōu)化設(shè)計研究

基于遺傳算法PID 對系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化，通過對每個特征進(jìn)行編碼后雜交，從而得出不同的優(yōu)化解，對計算得出的解進(jìn)行對比分析，從而得出最優(yōu)的參數(shù)，實(shí)現(xiàn)優(yōu)化設(shè)計。對基于遺傳算法的PID 優(yōu)化方案進(jìn)行設(shè)計，刮板輸送機(jī)自動張緊系統(tǒng)的控制單元主要為收縮伸出閥，均為電液換向閥，這就使得只能存在全開、全關(guān)，而不能實(shí)現(xiàn)半開半關(guān)狀態(tài)，所以首先需要對其進(jìn)行優(yōu)化，本文選定擁有伺服系統(tǒng)精度和高性價比的電液比例換向閥，其不僅可以實(shí)現(xiàn)換向，同時可以實(shí)現(xiàn)流量的調(diào)節(jié)，實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)的精準(zhǔn)控制?；谶z傳算法的PID 優(yōu)化控制如圖3 所示。

由圖3 可知，算法以目標(biāo)值為目標(biāo)，根據(jù)液壓缸無桿側(cè)的壓力對PID 的參數(shù)進(jìn)行實(shí)時調(diào)整，同時根據(jù)PID 的整定參數(shù)對液壓缸無桿側(cè)的壓力與初步設(shè)定的目標(biāo)值進(jìn)行積分、微分等操作對電液比例換向閥進(jìn)行精準(zhǔn)控制，電液比例換向閥的開口度直接影響著桿側(cè)的流量值，依次來達(dá)到活塞的速度、伸縮量等控制。

圖3 基于遺傳算法的PID 自動液壓系統(tǒng)控制流程圖

對優(yōu)化方案進(jìn)行仿真模型的建立，對仿真的模型進(jìn)行重新設(shè)置，將PID 的輸參數(shù)設(shè)定為輸入量，設(shè)定為比例系數(shù)0.3～0.6，積分時間為0～0.1 s，微分時間同樣為0～0.1 s 輸出量為需要優(yōu)化控制的目標(biāo)量，由于遺傳算法的參數(shù)有著明顯的影響，所以參數(shù)值的設(shè)定應(yīng)當(dāng)適當(dāng)選定，完成設(shè)定后對其進(jìn)行仿真模擬計算，經(jīng)過計算可以得出三種參數(shù)的最佳分別為比例系數(shù)0.54，積分時間為0.059 s，微分時間同樣為0.067 s，所以將計算得到的參數(shù)代入到仿真模型，模型仿真步長設(shè)定為0.05 s，仿真時間設(shè)定為8 s，所以可以得到收縮工況下的液壓缸無桿側(cè)的應(yīng)力速度變化曲線如圖4 所示。

圖4 優(yōu)化后收縮工況下的液壓缸無桿側(cè)的應(yīng)力、速度變化曲線

由圖4 可以看出，經(jīng)過優(yōu)化后液壓缸無桿側(cè)的壓力波動明顯減小，而系統(tǒng)達(dá)到穩(wěn)定的時間由優(yōu)化前的4 s 降低為3 s，液壓缸無桿側(cè)的壓力達(dá)到平穩(wěn)的壓力為14.8 MPa（148 bar），同時液壓缸無桿側(cè)的速度曲線波動的幅度也有了明顯的降低，此時雖然液壓缸無桿側(cè)的壓力距離設(shè)定的上限值有一定的差距，但其高于設(shè)定的最小值，所以系統(tǒng)可以穩(wěn)定運(yùn)行，此優(yōu)化達(dá)到了理想的效果。

3 結(jié)論

1）本文通過分析刮板輸送機(jī)自動張緊系統(tǒng)，給出了刮板輸送機(jī)自動液壓張緊系統(tǒng)液壓部件的參數(shù)計算公式和設(shè)定值。

2）對原有系統(tǒng)進(jìn)行仿真研究發(fā)現(xiàn)，液壓缸的無桿側(cè)壓力波動幅度太大，使得系統(tǒng)較為不穩(wěn)定，并給出了基于遺傳算法PID 的優(yōu)化方案。

3）通過對優(yōu)化后方案進(jìn)行仿真模擬，發(fā)現(xiàn)優(yōu)化后的系統(tǒng)液壓缸無桿側(cè)的應(yīng)力有了明顯降低，優(yōu)化方案可行。