基于AMESim的礦用制動(dòng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)與仿真研究

周新建,王云飛，朱華雙，馬晨飛，邵宏斌

(西安科技大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，陜西西安 710054)

0 前言

煤礦開(kāi)采設(shè)備主要包含有采煤機(jī)、刮板輸送機(jī)、破碎機(jī)以及液壓支架等設(shè)備，其中采煤機(jī)是井下開(kāi)采的重要核心設(shè)備，而制動(dòng)器又是采煤機(jī)安全設(shè)備的重要組件。制動(dòng)器的制動(dòng)效率直接關(guān)系到采煤機(jī)能否進(jìn)行安全開(kāi)采，它是采煤機(jī)的主要性能之一，采煤機(jī)的制動(dòng)性能很大程度上取決于制動(dòng)器[1]。由于采煤機(jī)專(zhuān)用的制動(dòng)器出廠需要進(jìn)行嚴(yán)格的安全檢驗(yàn)，因此設(shè)計(jì)檢測(cè)采煤機(jī)制動(dòng)器性能的實(shí)驗(yàn)臺(tái)十分重要。

目前制動(dòng)器實(shí)驗(yàn)臺(tái)慣量模擬的方式主要有2種：機(jī)械慣量式和電慣量式[2]。機(jī)械慣量式實(shí)驗(yàn)臺(tái)的原理是：使用驅(qū)動(dòng)電機(jī)將機(jī)械飛輪加載到最大轉(zhuǎn)速后，電機(jī)開(kāi)始斷電，同時(shí)制動(dòng)器開(kāi)始制動(dòng)飛輪盤(pán)，制動(dòng)結(jié)束后可以測(cè)定相關(guān)參數(shù)，例如磨損量、制動(dòng)時(shí)間、制動(dòng)溫度、噪聲等；電慣量式實(shí)驗(yàn)臺(tái)也是使用電機(jī)來(lái)帶動(dòng)機(jī)械飛輪盤(pán)進(jìn)行高速旋轉(zhuǎn)，此時(shí)電機(jī)實(shí)現(xiàn)了轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的模擬。機(jī)械慣量式主要依靠體積較大的機(jī)械飛輪來(lái)提供轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，由于飛輪體積大且較重，更換及安裝都比較困難，會(huì)有較大的安全隱患。電慣量式是由電機(jī)和飛輪一起來(lái)實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的模擬，電機(jī)轉(zhuǎn)速的控制方式與其他方式比較來(lái)看，其控制方式比較復(fù)雜，使用及維護(hù)的成本較高。

文中用的實(shí)驗(yàn)臺(tái)慣量模擬方式是液慣量式，采用電機(jī)帶動(dòng)變量液壓泵，由液壓泵帶動(dòng)液壓馬達(dá)，再由液壓馬達(dá)帶動(dòng)一個(gè)體積較小的飛輪旋轉(zhuǎn)來(lái)提供轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。這種由變量柱塞泵和定量液壓馬達(dá)所組成的系統(tǒng)，既能避開(kāi)電慣量控制復(fù)雜的缺點(diǎn)，又能避開(kāi)機(jī)械慣量對(duì)應(yīng)的缺點(diǎn)[3]。這種液壓系統(tǒng)通過(guò)改變溢流閥的壓力大小，實(shí)現(xiàn)模擬慣量的無(wú)級(jí)變化?？刂葡到y(tǒng)較為簡(jiǎn)單，實(shí)驗(yàn)臺(tái)結(jié)構(gòu)緊湊，安裝方便。本文作者使用AMESim軟件對(duì)液慣量式實(shí)驗(yàn)臺(tái)的液壓系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)與仿真分析，驗(yàn)證其合理性。

1 液壓系統(tǒng)工作原理

實(shí)驗(yàn)臺(tái)液壓系統(tǒng)原理如圖1所示，它由驅(qū)動(dòng)電機(jī)、變量柱塞泵、定量液壓馬達(dá)、伺服閥、制動(dòng)電機(jī)、電磁換向閥、制動(dòng)器等組成。實(shí)驗(yàn)臺(tái)液壓系統(tǒng)由液壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)和液壓制動(dòng)系統(tǒng)兩部分組成。首先介紹液壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)：驅(qū)動(dòng)電機(jī)8的額定轉(zhuǎn)速為1 500 r/min,額定功率為75 kW, 驅(qū)動(dòng)電機(jī)8通電后開(kāi)始工作，帶動(dòng)變量柱塞泵9，泵的排量為160 mL/r；由于單獨(dú)依靠驅(qū)動(dòng)電機(jī)8和泵9，系統(tǒng)油壓很難達(dá)到期望壓力值，此時(shí)需要蓄能器32來(lái)穩(wěn)定和增加系統(tǒng)油壓，蓄能器32的最大預(yù)充壓力可以達(dá)到10 MPa；比例溢流閥14用于調(diào)節(jié)系統(tǒng)的壓力，在0～35 MPa可調(diào)；伺服閥17的閥口全開(kāi)電流為40 mA,默認(rèn)狀態(tài)是中位，當(dāng)電流滿(mǎn)足條件后，左位開(kāi)始工作，液壓油進(jìn)入定量液壓馬達(dá)21，馬達(dá)的額定轉(zhuǎn)速為1 500 r/min，由馬達(dá)21帶動(dòng)主軸旋轉(zhuǎn)，飛輪盤(pán)24安裝在主軸的一端，飛輪旋轉(zhuǎn)來(lái)模擬轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，方便進(jìn)行制動(dòng)實(shí)驗(yàn)。其次介紹液壓制動(dòng)系統(tǒng)：制動(dòng)電機(jī)10在通電后開(kāi)始工作，帶動(dòng)制動(dòng)泵組11將液壓油壓出；當(dāng)液壓油流到電磁換向閥18時(shí)(換向閥的額定壓力為35 MPa，閥口全開(kāi)電流為40 mA),當(dāng)電流滿(mǎn)足條件后，換向閥18的左位開(kāi)始工作，液壓油通過(guò)制動(dòng)器的進(jìn)油口進(jìn)入液壓缸，壓縮彈簧，進(jìn)而使摩擦盤(pán)和制動(dòng)盤(pán)之間產(chǎn)生摩擦，使電機(jī)齒輪軸快速停止旋轉(zhuǎn)；同時(shí)高速旋轉(zhuǎn)的飛輪盤(pán)也隨即停止轉(zhuǎn)動(dòng),此時(shí)換向閥18電流為-40 mA,電磁換向閥右位工作，液壓油回流油箱。

圖1 實(shí)驗(yàn)臺(tái)液壓系統(tǒng)原理Fig.1 Hydraulic system schematic of test bench

2 液壓關(guān)鍵元件選型

2.1 變量泵的選型

實(shí)驗(yàn)臺(tái)的動(dòng)力元件為變量泵，實(shí)驗(yàn)臺(tái)可以提供的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和扭矩由泵的動(dòng)力性能決定，實(shí)驗(yàn)臺(tái)對(duì)制動(dòng)力矩的設(shè)計(jì)要求是0～2 000 N·m，因此采用變量泵來(lái)達(dá)到這一要求。選擇變量泵需要考慮流量、工作壓力、壽命、價(jià)格、噪聲等因素[4-5]。以上提及的因素可以通過(guò)手冊(cè)查詢(xún)。文中采用軸向柱塞泵進(jìn)行理論計(jì)算。

(1)液壓泵的壓力計(jì)算

pp≥p1+∑Δp

(1)

其中:p1為系統(tǒng)工作壓力;pp為額定工作壓力;∑Δp為液壓泵到馬達(dá)之間的壓力損失。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)選取工作壓力比額定壓力大0.5～1 MPa,文中選取變量柱塞泵的工作壓力為35 MPa。

(2)液壓泵的流量計(jì)算

qp=K∑qmax

(2)

其中：K為液壓損失系數(shù)，數(shù)值由經(jīng)驗(yàn)可得，取K為1.1；qmax為最大流量(m3/s)。根據(jù)最大扭矩及壓力，選擇泵的型號(hào)：A10VSO140DR，該液壓泵的排量為160 mL/r,查手冊(cè)知與之匹配的馬達(dá)排量為350 mL/r，最大工作壓力為35 MPa，在最大流量下的馬達(dá)扭矩為

T=(V×p)/2π=(350×35)/2π=1 950 N·m

其中：V為排量(mL/r)；p為工作壓力(MPa)。

2.2 定量馬達(dá)的選型

文中的液壓馬達(dá)的作用是驅(qū)動(dòng)飛輪，從而轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的模擬。馬達(dá)的選取需要考慮壽命、噪聲、價(jià)格等因素[6]。馬達(dá)分為高速馬達(dá)和低速馬達(dá)，高于500 r/min的稱(chēng)為高速馬達(dá)，低于500 r/min的稱(chēng)為低速馬達(dá)。文中期望的最高轉(zhuǎn)速為1 500 r/min,故選擇高速馬達(dá)，馬達(dá)型號(hào)可通過(guò)查閱機(jī)械手冊(cè)獲得。

馬達(dá)以驅(qū)動(dòng)負(fù)載為目的，則用馬達(dá)的最大負(fù)載扭矩Tmax、機(jī)械效率ηm、工作壓力p來(lái)計(jì)算馬達(dá)的排量Vm，如公式(3)所示：

(3)

經(jīng)分析及計(jì)算可知實(shí)驗(yàn)臺(tái)液壓系統(tǒng)的最大工作壓力為35 MPa，由于泄漏問(wèn)題導(dǎo)致出口壓力大約為32 MPa，管道運(yùn)輸損失Δp約為0.5 MPa， 實(shí)驗(yàn)臺(tái)液壓系統(tǒng)中元件運(yùn)行導(dǎo)致的壓力損失Δp約為0.5 MPa，ηmin為機(jī)械效率，文中取0.98，通過(guò)式(3)可以計(jì)算出馬達(dá)最大排量：

經(jīng)過(guò)計(jì)算，最終選取馬達(dá)型號(hào)為A2F355R5P1，能夠滿(mǎn)足實(shí)驗(yàn)臺(tái)液壓系統(tǒng)對(duì)壓力和轉(zhuǎn)速的需求。經(jīng)計(jì)算，變量泵和定量馬達(dá)組成的節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)滿(mǎn)足實(shí)驗(yàn)臺(tái)要求，接下來(lái)進(jìn)行仿真驗(yàn)證。

2.3 實(shí)驗(yàn)臺(tái)最大制動(dòng)扭矩

采煤機(jī)在緊急工況下需要進(jìn)行緊急制動(dòng)，制動(dòng)器是制動(dòng)中最重要的器件，實(shí)驗(yàn)臺(tái)的實(shí)驗(yàn)?zāi)繕?biāo)是模擬制動(dòng)器制動(dòng)時(shí)所產(chǎn)生的最大制動(dòng)扭矩，制動(dòng)回歸方程為

M(t)=M1(1-e-τt/t1)

(4)

其中：τ為結(jié)構(gòu)參數(shù)；M1為靜力矩；t為制動(dòng)時(shí)間；M(t)為制動(dòng)力矩。制動(dòng)力矩與角速度的關(guān)系為

(5)

假設(shè)電機(jī)的初始角速度為0，根據(jù)采煤安全規(guī)程假設(shè)制動(dòng)時(shí)間為0.3 s,電機(jī)的角速度初始值為ω0=153.7 rad/s,代入上式可以得到制動(dòng)力矩為：M1=1 072.39 N·m。

3 液壓系統(tǒng)的仿真

3.1 仿真模型

在 AMESim 仿真軟件的草圖模式下，根據(jù)實(shí)驗(yàn)臺(tái)液壓系統(tǒng)原理搭建對(duì)應(yīng)的仿真模型,實(shí)驗(yàn)臺(tái)液壓系統(tǒng)的整體仿真模型如圖2所示，盤(pán)式制動(dòng)器可以被簡(jiǎn)化成質(zhì)量塊、液壓油缸和彈簧的組合[7-9]。液壓系統(tǒng)模型搭建完成后，進(jìn)入仿真軟件的子模型模式，為模型中的每個(gè)元件選取符合要求的數(shù)學(xué)模型。在此系統(tǒng)中可以使用優(yōu)選子模型功能選擇對(duì)應(yīng)的數(shù)學(xué)模型。接下來(lái)在參數(shù)模式中給每個(gè)子模型設(shè)置與理論計(jì)算一致的參數(shù),參數(shù)如表1所示。

圖2 液壓系統(tǒng)仿真模型Fig.2 Simulation model of hydraulic system

表1 液壓系統(tǒng)主要仿真參數(shù)Tab.1 Main simulation parameters of hydraulic system

3.2 實(shí)驗(yàn)臺(tái)液壓系統(tǒng)仿真分析

由于實(shí)驗(yàn)臺(tái)液壓系統(tǒng)的液壓期望達(dá)到25 MPa，單獨(dú)靠實(shí)驗(yàn)臺(tái)液壓系統(tǒng)可以加載到15 MPa，所以需要蓄能器的參與，提供10 MPa的壓力來(lái)幫助系統(tǒng)壓力達(dá)到25 MPa，并將壓力穩(wěn)定下來(lái)，方便進(jìn)一步的實(shí)驗(yàn)及測(cè)試。在AMESim仿真軟件中，蓄能器按優(yōu)選子模型選定為型號(hào)HA001的蓄能器，伺服閥7在斷電狀態(tài)下蓄能器開(kāi)始進(jìn)行預(yù)充壓過(guò)程，通過(guò)驅(qū)動(dòng)電機(jī)、變量泵、溢流閥來(lái)進(jìn)行調(diào)定[10-14]。仿真參數(shù)如表1所示。

在AMESim軟件參數(shù)設(shè)定環(huán)節(jié)將電磁換向閥的信號(hào)設(shè)置為階梯信號(hào)，電流為40 mA。電磁換向閥11在0～10 s期間，處于斷電狀態(tài)，蓄能器開(kāi)始進(jìn)行預(yù)充壓，模擬正常工作前向蓄能器充壓；在10～200 s時(shí)間段，電磁換向閥得電，左位開(kāi)始工作，模擬蓄能器向?qū)嶒?yàn)臺(tái)液壓系統(tǒng)充液穩(wěn)壓及電機(jī)帶動(dòng)液壓泵工作的過(guò)程，在t=200 s時(shí)開(kāi)始制動(dòng)模擬制動(dòng)器制動(dòng)的過(guò)程。

設(shè)定仿真總時(shí)間為240 s，設(shè)置打印間隔為0.01 s。運(yùn)行仿真后得到的實(shí)驗(yàn)臺(tái)液壓系統(tǒng)壓力變化曲線(xiàn)如圖3所示，主軸轉(zhuǎn)速變化曲線(xiàn)如圖4所示，制動(dòng)扭矩變化曲線(xiàn)如圖5所示。

圖3 實(shí)驗(yàn)臺(tái)液壓系統(tǒng)壓力變化曲線(xiàn)

圖4 實(shí)驗(yàn)臺(tái)主軸轉(zhuǎn)速變化曲線(xiàn)Fig.4 Spindle speed change curve of test bench

圖5 實(shí)驗(yàn)臺(tái)制動(dòng)扭矩變化曲線(xiàn)Fig.5 Braking torque curve of test bench

由圖3可知：在0～10 s為蓄能器預(yù)沖壓過(guò)程，當(dāng)電磁換向閥左位工作時(shí)，系統(tǒng)開(kāi)始工作。當(dāng)蓄能器壓力為10 MPa時(shí)，系統(tǒng)壓力穩(wěn)定在24.224 MPa左右，接近實(shí)驗(yàn)臺(tái)的期望壓力25 MPa。由圖4可知：液壓馬達(dá)帶動(dòng)飛輪主軸，從而帶動(dòng)飛輪旋轉(zhuǎn)，模擬機(jī)械慣量，期望達(dá)到1 500 r/min，在10～200 s時(shí)間段，電磁換向閥得電，左位工作，電機(jī)帶動(dòng)液壓泵，液壓泵將液壓油壓出，在蓄能器的幫助下，系統(tǒng)液體壓力達(dá)到24.224 MPa，帶動(dòng)液壓馬達(dá)快速旋轉(zhuǎn)，液壓馬達(dá)帶動(dòng)飛輪主軸，進(jìn)而帶動(dòng)飛輪旋轉(zhuǎn)，模擬機(jī)械慣量，最后飛輪的轉(zhuǎn)速達(dá)到1 492.31 r/min，接近馬達(dá)的額定轉(zhuǎn)速，達(dá)到了實(shí)驗(yàn)臺(tái)的預(yù)期值，方便進(jìn)一步實(shí)驗(yàn)及測(cè)試。由圖5可知：隨著系統(tǒng)壓力的增加，主軸轉(zhuǎn)速不斷增加，當(dāng)轉(zhuǎn)速達(dá)到最大時(shí)，制動(dòng)器開(kāi)始制動(dòng)，最大的制動(dòng)扭矩達(dá)到1 063.56 N·m，跟理論計(jì)算的結(jié)果相差不大，符合預(yù)期要求。

4 實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

礦用制動(dòng)裝置液慣量式模擬實(shí)驗(yàn)臺(tái)原理如圖6所示，它主要包含采煤機(jī)等設(shè)備工況模擬系統(tǒng)和性能測(cè)試系統(tǒng)，可以對(duì)礦用制動(dòng)設(shè)備進(jìn)行測(cè)試，如動(dòng)制動(dòng)扭矩、靜制動(dòng)扭矩、摩擦片溫度、主軸轉(zhuǎn)速、系統(tǒng)壓力等。通過(guò)測(cè)試和實(shí)驗(yàn)可以深入研究礦用設(shè)備在不同工況下的制動(dòng)參數(shù)和性能，建立契合實(shí)際多因素礦用制動(dòng)液慣量式仿真模型，為制動(dòng)設(shè)備結(jié)構(gòu)優(yōu)化及制動(dòng)性能的提升提供實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，以便進(jìn)行實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。實(shí)驗(yàn)臺(tái)整體結(jié)構(gòu)如圖6所示，通過(guò)驅(qū)動(dòng)電機(jī)帶動(dòng)變量柱塞泵，變量柱塞泵帶動(dòng)液壓定量馬達(dá)，液壓定量馬達(dá)帶動(dòng)體積較小的機(jī)械飛輪盤(pán)高速轉(zhuǎn)動(dòng)，礦用制動(dòng)器安裝在主軸末端。該礦用制動(dòng)裝置液慣量式液壓實(shí)驗(yàn)臺(tái)主要由電機(jī)帶動(dòng)變量泵提供的動(dòng)力系統(tǒng)、電控系統(tǒng)、測(cè)控系統(tǒng)、機(jī)械飛輪盤(pán)、礦用制動(dòng)器等部分組成。

圖6 礦用制動(dòng)裝置液慣量式模擬實(shí)驗(yàn)臺(tái)原理

通過(guò)實(shí)驗(yàn)，得到的系統(tǒng)油壓、制動(dòng)扭矩及主軸轉(zhuǎn)速的變化曲線(xiàn)如圖7—圖9所示。

圖7 系統(tǒng)油壓變化曲線(xiàn)Fig.7 System oil pressure change curve

圖8 制動(dòng)扭矩變化曲線(xiàn)Fig.8 Braking torque curve

圖9 轉(zhuǎn)速變化曲線(xiàn)Fig.9 Speed change curve

通過(guò)統(tǒng)計(jì)轉(zhuǎn)速、系統(tǒng)油壓及制動(dòng)扭矩的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)統(tǒng)計(jì)，發(fā)現(xiàn)系統(tǒng)最大轉(zhuǎn)速為1 499.39 r/min，系統(tǒng)最大壓力為24.98 MPa，最大扭矩為1 051.19 N·m。不難看出實(shí)際實(shí)驗(yàn)和仿真及理論計(jì)算的結(jié)果相差不大，因此通過(guò)仿真來(lái)進(jìn)行液壓元件選型驗(yàn)證是可行的。該方法設(shè)計(jì)及驗(yàn)證周期短，通過(guò)理論計(jì)算和仿真的雙重驗(yàn)證，對(duì)實(shí)驗(yàn)臺(tái)的液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)及驗(yàn)證提供了可靠參考。

5 結(jié)論

結(jié)合液慣量式實(shí)驗(yàn)臺(tái)的工作原理及理論計(jì)算，再根據(jù)AMESim軟件對(duì)液壓系統(tǒng)的仿真分析以及實(shí)驗(yàn)對(duì)比，得出以下幾個(gè)結(jié)論:

(1)分析了機(jī)械慣量式模擬和電慣量式模擬的原理后，提出了液慣量式模擬。這種慣量模擬方式采用變量柱塞泵加定量液壓馬達(dá)組成節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)，控制較為簡(jiǎn)單，操作安全，容易實(shí)現(xiàn)實(shí)驗(yàn)臺(tái)各種性能參數(shù)的無(wú)級(jí)變化，具有可實(shí)現(xiàn)性。

(2)通過(guò)理論計(jì)算選擇實(shí)驗(yàn)臺(tái)所需的元件，再通過(guò)仿真搭建模型，進(jìn)一步驗(yàn)證，符合要求后再進(jìn)行采購(gòu)，搭建實(shí)驗(yàn)臺(tái)，進(jìn)行最后的實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。最終實(shí)驗(yàn)臺(tái)可以進(jìn)行如下實(shí)驗(yàn)：制動(dòng)裝置性能檢測(cè)實(shí)驗(yàn)、制動(dòng)裝置摩擦副磨損壽命實(shí)驗(yàn)、制動(dòng)裝置摩擦副熱衰退實(shí)驗(yàn)。

(3)通過(guò)仿真分析和實(shí)際實(shí)驗(yàn)對(duì)比，實(shí)驗(yàn)臺(tái)可實(shí)現(xiàn)以下3點(diǎn)要求：液壓系統(tǒng)壓力達(dá)到24.98 MPa，主軸轉(zhuǎn)速達(dá)到1 499.39 r/min，扭矩可達(dá)到1 051.19 N·m，符合預(yù)期要求。

(4)通過(guò)對(duì)實(shí)驗(yàn)臺(tái)液壓系統(tǒng)進(jìn)行理論計(jì)算選型、搭建模型進(jìn)行仿真分析與實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，加深了對(duì)實(shí)驗(yàn)臺(tái)液壓系統(tǒng)的理解，指導(dǎo)煤礦技術(shù)研究人員，根據(jù)實(shí)際工況要求來(lái)設(shè)計(jì)和調(diào)節(jié)實(shí)驗(yàn)臺(tái)液壓系統(tǒng)具體參數(shù)，保證了整個(gè)實(shí)驗(yàn)臺(tái)液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)的準(zhǔn)確性。