掘進機液壓系統的改造

張宇鵬

（陽煤寺家莊有限責任公司開拓二隊， 山西 昔陽 045300）

引言

掘進機被廣泛應用于綜采工作面巷道掘進及煤炭開采中，是機械、電氣以及液壓一體化的典型設備，實現物料的截割、裝運以及行走等功能。在眾多類型的掘進機中，懸臂式掘進機以其成本低、尺寸小以及截割效率高等優勢被廣泛應用。近年來，隨著作業人員工作條件的逐步改善，對掘進機的舒適程度、安全等級、智能化水平提出了更高的要求[1]。此外，傳統掘進機液壓系統為傳動系統，其保壓性能較差，導致掘進機的截割面積和高度無法滿足實際生產需求，進而影響掘進機的工作效率和綜采工作面的產煤效率。因此，急需對當前掘進機的液壓系統進行改造，使其功能更加完善，提升液壓系統的適應性和可靠性。

1 掘進機液壓系統存在問題

傳統掘進機液壓系統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實現對掘進機截割臂向右或者向左的水平擺動，從而實現了掘進機的截割工作[2]。經實踐應用發現，當前掘進機主要存在功能單一、控制精度低等問題，具體表現為：

1）當前掘進機的某些功能需人工手動控制，使得工作人員的勞動強度大及安全性較低。

2）當前掘進機對懸臂的控制需作業人員根據經驗及目測結果完成。在實際生產中，當出現負載突變時，液壓系統的壓力及流量未能夠及時調整，進而導致系統壓力和流量出現較大波動，無法滿足工作面截割高度和截割面積的要求，出現超挖或者欠挖的情況，對后期巷道的支護造成影響。

3）傳統液壓系統無法實現對掘進機的自動化控制。

2 掘進機液壓系統的改進方案

綜合分析傳統液壓系統存在的問題，為實現掘進機液壓系統的自識別和自動化控制功能，將比例調速閥、比例溢流閥以及相關傳感器應用于液壓系統的改進設計中[3]。

3 改進后液壓缸的液壓系統原理分析

改進后的液壓系統原理圖如圖1 所示。

圖1 改進后液壓系統的原理圖

如圖1 所示，改進后的液壓系統主要由過濾器（1、19）、變量泵（2）、電機（3）、插裝閥（4、10）、電磁換向閥（5、7、11、15）、比例調速閥（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：當掘進機截割頭未與煤層相接觸時，三位四通換向閥7 動作，快速推進活塞，即截割頭快速到達煤層；當掘進機截割頭與煤層開始接觸時，比例調速閥開始動作，并經位移傳感器將液壓缸內活塞桿的位移信號傳至控制器，結合處理結果，通過比例節流閥控制液壓缸的推進速度；當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現對液壓缸內壓力的調節[4]。

4 改進后液壓元件的選型

結合現場工作面的實際掘進工況分析，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為系統所承受的負載壓力MPa=10 MPa，Ps為系統的初選壓力，為15 MPa；A為液壓缸的有效作用面積；D為液壓缸內徑，mm；d為活塞桿直徑，mm，其中經計算可知，D=160.82 mm，d=96.49 mm。參照設計手冊，所得液壓缸的關鍵參數如表1 所示。

表1 液壓缸關鍵參數 mm

4.2 液壓泵的選型

4.2.1 液壓泵壓力的核算

在實際工作中，液壓泵的最大壓力為負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。為確保系統運行的安全性，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，取1.3；∑qmax為系統的最大流量，取7.04 L/min。

經計算，qp≥9.16 L/min。經參照相關設計手冊，所選液壓泵的參數如表2 所示。

表2 液壓泵參數表

4.2.3 其他液壓元件的選型

根據液壓系統原理圖，本節對溢流閥、調速閥以及相關傳感器進行選型[5]。選型匯總如表3 所示。

5 改進后液壓系統的仿真分析

5.1 液壓系統仿真模型的建立

為分析液壓系統改進前后的性能，本文基于AMEsim 軟件對系統改進前后負載突變時系統的速度及壓力變化情況進行對比分析。液壓系統改進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 改進前后液壓系統仿真模型

5.2 仿真結果對比

設定系統的流量為5 L/min，系統初始壓力為5.1 MPa，運行后載荷壓力突變為6.2 MPa。

5.2.1 改進前仿真結果

改進前仿真結果如下頁圖3 所示。

如圖3 所示，系統在初始壓力下運行時，液壓缸壓力的最大超調量為5.65 MPa，速度的最大超調量為3.9 mm/s，并最終在1.4 s 以后壓力穩定并維持在5.06 MPa，1.5 s 后速度穩定并維持在2.05 mm/s；負載突變后，系統壓力的最大超調量為6.63 MPa 并最終于6 s 穩定于6.1 MPa，速度最大超調量為3.54 mm/s，并最終于6 s 穩定于2.05 mm/s。

5.2.2 改進后仿真結果

改進后仿真結果如下頁圖4 所示。

圖3 改進前仿真結果

如圖4 所示，系統在初始壓力下運行時，液壓缸壓力的最大超調量為5.63 MPa，速度的最大超調量為3.85 mm/s，并最終在0.8 s 以后壓力穩定并維持在5.09 MPa，0.8 s 后速度穩定并維持在2.05 mm/s；負載突變后，系統壓力的最大超調量為6.61 MPa，并最終于5.8 s 穩定于6.1 MPa，速度最大超調量為3.33 mm/s，并最終于5.8 s 穩定于2.05 mm/s。

綜上所述，改進后液壓系統的壓力和速度的超調量均變小，且調整時間也縮小。

6 結語

掘進機作為綜采工作面必不可少的大型機電設備，傳統液壓系統無法滿足實際截割高度和面積的要求。將比例溢流閥、調速閥以及相關位移、壓力等傳感器引入其液壓系統中，實現了掘進機液壓系統的自動控制，且經仿真分析改進后的液壓系統在控制過程中的超調量減小，調整時間也縮小。

圖4 改進后仿真結果