掘進機液壓系統的仿真分析與改造

田俊峰

（西山煤電股份有限公司西曲礦， 山西 古交 030200）

引言

掘進機作為巷道掘進的關鍵設備，其能夠完成對巷道巖層的截割、裝載運輸以及噴霧降塵等功能。由于工作面的環境惡劣且掘進機工作載荷處于動態變化的狀態。因此，在實際生產中掘進機會經常發生故障，進而降低工作面的掘進效率。平衡溢流閥密封件頻繁損壞導致掘進機截割部無法自鎖，從而使掘進機截割部自行下降無法完成截割任務，進而降低掘進效率[1]。本文著重對導致平衡溢流閥密封件頻繁損壞的原因進行分析，并提出改造方法。

1 掘進機液壓系統分析

1.1 閉中心負載敏感系統

鑒于掘進工作面的通風散熱條件差，將負載敏感系統應用于掘進機的液壓系統中。基于負載敏感系統的掘進機能夠實時根據負載壓力、流量的變化情況控制液壓泵的輸出壓力。目前，應用于掘進機中的負載敏感系統包括有開中心負載敏感系統和閉中心負載敏感系統[2]。本文所研究的掘進機采用閉中心負載敏感系統，其液壓原理如圖1所示。

根據掘進機各部件工作任務的不同，可將液壓系統分為截割部升降液壓回路、行走機構液壓回路、鏟板升降液壓回路等。上述液壓回路均是通過控制液壓油缸的伸縮實現執行運動的。本文著重對掘進機液壓系統中的截割部升降液壓回路進行研究，并對造成截割升降液壓回路中平衡溢流閥密封組件失效的原因進行分析，并采取相應的改造方案。

1.2 掘進機截割升降回路工作原理

掘進機液壓系統中截割升降回路是控制截割部升降的回路，其控制原理如下：在閉中心敏感負載系統的作用下，變量泵將一定壓力的液壓油通過操作多路閥供給截割部的液壓油缸，實現油缸活塞的直線運動，從而實現對截割部升降的直線控制。在截割油缸和多路閥之間設有平衡閥，設置平衡閥的主要作用是避免截割部由于自身重力作用而下落，導致危險事故的發生[3]。

圖1 掘進機閉中心負載敏感系統液壓原理圖

2 掘進機截割升降回路的仿真分析

為真實反映導致掘進機液壓系統中截割升降回路平衡閥和液壓缸密封組件失效的原因，本文基于AMESim軟件搭建截割升降回路的仿真模型，并對其進行仿真分析。

2.1 截割升降回路仿真模型的建立

截割升降液壓回路中的關鍵液壓元件包括有負載敏感多路換向閥、壓力補償閥、平衡閥等。根據該型號掘進機液壓回路截割升降液壓回路中實際元器件的參數建立對應的AMESim仿真模型。各關鍵液壓元器件的參數如下頁表1所示。

根據上述參數完成負載敏感多路換向閥、壓力補償閥以及平衡閥的模型建立，將所搭建的關鍵液壓元器件模型組合為截割升降回路液壓模型。設定如下仿真條件：

截割油缸直徑為220 mm；截割油缸活塞桿直徑為140 mm；變量泵的排量為260 mL/r；負載敏感換向閥設定的最大壓力為25 bar；壓力補償閥設定的最大壓力為250 bar；變量泵電機的轉速為1 470 r/min；平衡閥設定的最大壓力為280 bar；回路中溢流閥設定的最大壓力為320 bar。

仿真條件設置完畢后對截割升降液壓升降回路在截割部上升和截割部下降兩個工況的情況進行仿真分析。

表1 關鍵液壓元器件參數

2.2 仿真結果分析

2.2.1 截割部上升工況

截割部上升工況下，截割油缸內壓力變化及LS反饋壓力的變化情況如圖2所示。

圖2 截割部上升工況下仿真結果

如圖2所示，截割油缸內的初始壓力設定為110 bar；從5 s開始截割部油缸內的壓力迅速增大到200 bar；此時，油缸內的壓力小于平衡閥和壓力補償法的設定壓力，因此截割油缸內壓力變化幅度較小，即沖擊較小[4]。當截割油缸活塞桿完全伸出后，即仿真時間達到36 s左右，此時由于截割頭所承受的載荷處于動態變化中，在外部動態載荷的作用下液壓油缸內的壓力迅速增大至500 bar左右，并在極短的時間內平衡在250 bar左右。

截割升降液壓回路中平衡閥及溢流閥密封組件最大可承受的壓力為350 bar，在36 s左右其所承受的壓力遠大于其最大壓力。因此，平衡閥密封組件所受到的500 bar的壓力沖擊是導致其失效的原因。

2.2.2 截割部下降工況

截割部下降工況下，截割油缸內壓力變化及LS反饋壓力的變化情況如圖3所示。

圖3 截割部下降工況下仿真結果

如圖3所示，在0～5 s的仿真時間內變量泵的輸出壓力為25 bar；截割油缸及LS反饋壓力均為0。從5 s開始掘進機截割部截割下部的煤層或巖層，此時5～20 s之內截割油缸活塞在緩慢縮回，截割油缸在外部載荷的作用下其壓力存在小幅震蕩，并維持在90 bar左右；20 s后油缸全部縮回，此時油缸在外部載荷的作用下其壓力迅速增大并維持在250 bar左右。在整個截割部下降工況中，截割油缸內的壓力始終為超過平衡閥密封組件所能承受的最大壓力[5]。

綜上所述，導致平衡閥密封組件失效的根本原因是截割部上升到極限位置時所受到的瞬間壓力沖擊為500 bar，遠大于其最大承受壓力350 bar。

3 掘進機截割升降回路的改造

經仿真分析可知，導致平衡閥密封組件失效的根本原因為截割油缸的壓力突變為500 bar所導致。因此，可通過優化截割油缸的結構參數及對應閥設定壓力保證截割油缸內壓力不會達到500 bar。故，將截割油缸的活塞桿直徑從140 mm優化為150 mm；將截割油缸直徑從220 mm優化為250 mm；將平衡閥的設定壓力由280 bar優化為250 bar；溢流閥的設定壓力由320 bar優化為280 bar。

圖4 優化前后對比

將優化后參數在原模型中重新設定后，對截割部上升工況進行重新仿真分析，得出如圖4所示的仿真結果。

如圖4所示，截割油缸直接、活塞桿直徑、平衡閥及溢流閥設定壓力進行調整后，當截割部上升到極限位置時壓力突變值僅為290 bar，小于其對應密封組件所能承受的允許壓力值350 bar。即說明本次優化設計有效。

4 結論

針對掘進機在實際生產中平衡閥密封組件頻繁損壞的故障進行研究得出如下結論：

1）導致掘進機平衡閥密封組件頻發失效的根本原因為：在截割上升至極限位置時截割油缸內的壓力會瞬間升至500 bar，遠大于密封組件所能承受的最大壓力。

2）將截割油缸的活塞桿直徑從140 mm優化為150 mm；將截割油缸直徑從220 mm優化為250 mm；將平衡閥的設定壓力由280 bar優化為250 bar；溢流閥的設定壓力由320 bar優化為280 bar。經仿真后得知：優化后截割部上升至極限位置其截割油缸內的突變壓力僅為290 bar，小于密封組件所能承受的最大壓力350 bar。