EBZ75 型掘進機截割部液壓系統設計及仿真分析

王吉平 王力 鄧陽泰

（南京理工大學紫金學院,江蘇 南京 210046）

掘進機是集機、電、液系統于一體,針對隧道、巷道掘進工況所開發的一種經濟、高效的掘進設備。該設備同時具備截割和搬運功能,相比于其他的掘進設備,掘進機具有較高的機動性、所需工作空間較小、具有較高自動化程度等特點,被廣泛應用于煤炭巷道的掘進工作和不便于大型設備進入隧道掘進的復雜工況。

掘進機總體結構由水系統、截割部、液壓系統、本體部、鏟板部、行走部、后支撐、潤滑系統、電氣系統、一運部組成。在掘進機的機、電、液系統中,液壓系統擔任著傳動的角色,液壓系統工作的穩定與否直接關系到整個設備的運行是否順利。該液壓系統直接與截割頭相關聯,保證截割動作的準確性和穩定性。在掘進的過程中經常會碰到多樣的巖層狀況,從而導致截割時所受到的作用力發生突變,該種載荷的突變引起截割部液壓系統的抖動甚至失效。為了解決或減少這種不穩定因素,就要對液壓系統進行合理的設計。

本文以EBZ75 型掘進機為研究對象,對該種掘進的截割部液壓系統進行研究分析。嘗試采用逆向的方式,對該液壓系統進行設計。以求更深入的了解各液壓元件在液壓系統中起到的作用,以及如何利用各種液壓回路保證液壓系統的工作穩定性。為日后更專業的研究和探討打下來良好的基礎。

1 截割部液壓系統的設計

1.1 截割部結構及工作情況介紹

EBZ75 截割部內部構造包括截割頭、伸縮部、截割機構和電機。截割頭通過伸縮部和伸縮液壓缸與截割臂相連。截割臂與掘進機機身通過升降液壓缸連接。在工作時,升降液壓缸驅動截割臂上下活動,其活動范圍最高為3500mm,臥底量為200mm。截割頭由額定功率為75kw的電機以46r/min 的速度驅動,其關聯二級減速器總減速比為31.978,輸出扭矩為13537N·m。采用圓錐臺形截割頭,伸縮部伸縮行程為400mm。

1.2 截割部伸縮液壓缸受力分析

已知截割頭重量m 小于等于500kg,截割臂擺角范圍為-29.2°～38.1°。液壓缸受力為：Q=mgsinφ=5000sinφ

式中：Q為液壓缸所受到的正壓力N；

G為截割頭的重力N；

φ 為截割臂俯仰角度。

其結果中,正號為對液壓缸的壓力,負號為對液壓缸的拉力。根據計算,可知伸縮液壓缸最大載荷為3085.18N。

1.3 截割部升降液壓缸受力分析

1.3.1 推導相關參數方程

參考現有EBZ75 相關說明書與圖紙,設計截割部相關初步尺寸。為了提高數據的直觀性,最后結果以標量形式呈現。液壓缸所受載荷力大小關系式為：

在此式中除μ、θ 兩個變量外,其余全部為已知量,如表1所示。

表1 計算所需的相關參數值

則下面需要推導出該組變量之間的函數關系式。以便求解外力Q與截割臂俯仰角φ 之間的關系。

聯立式（2）～式（11）,可求解出φ、θ 的關系式,將此關系式帶入式（1）中,可獲得正壓力Q 與截割臂俯仰角φ 之間的關系,從而求解液壓缸上的負載載荷。

1.3.2 利用MATLAB進行結果計算與驗證

在聯立式（2）～式（11）求解方程組中,存在超越方程。為了求解該方程組,本文利用MATLAB軟件進行求解計算。

為了進一步確定所計算結果,需要對所列方程式進行驗證。首先,關于關系的驗證,可以通過取隨機點計算結果與作圖法測量結果進行比對,從而驗證關系式的正確性。通過拜讀相關學者的學術研究,亦可發現最后受力情況整體趨勢亦為吻合的。如學者王焱金對EBZ120 型掘進機截割部受力情況的研究過程中,得出截割臂在最底端時受力最大的結果,與本文所得出的結果相近。驗證了力學關系式的正確性。

1.4 截割部液壓系統的設計及選型

1.4.1 液壓回路的設計

截割部液壓系統的執行元件會受到重力的影響。在重力的作用下,截割部液壓缸驅動腔,存在突然失壓的現象,從而導致截割臂或截割頭的突然滑動。為了抵消重力帶來的負面結果,需要設計平衡回路。同時,該回路還應該具備液壓缸運行方向改變的功能。

1.4.2 泵的選型

液壓泵作為液壓系統的能源裝置,負責提供液壓回路中所需的油液。在實際選擇液壓泵的時候,不但要考慮液壓系統工作的最大壓力,所需流量等理論參數,還需要考慮液壓泵工作的環境,價格,品控、穩定性等其他附加因素。故最為合適本文所敘述的工況使用的泵是內嚙合齒輪泵。型號為CBG1025 主要參數如表2 所示。

表2 CBG1025 主要參數

1.4.3 平衡閥的選型

平衡閥屬于負載控制閥的一種,平衡閥具有單向低的液體流動阻力、負載保持功能、溢流功能以及節流功能。根據本文的設計實際情況,平衡閥可選用意大利Fluid Press 企業所生產的FPO-35-D-1/4 型號雙向平衡閥,此閥為非卸荷型,其安裝方式為插裝式,主要參數如表3 所示。

表3 FPO-35 型平衡閥主要參數

1.4.4 換向閥的選型

換向閥在液壓回路中起到變換液壓缸行進方向。根據回路的特征選用四位三通換向閥。同時,在不工作的狀態下,即液壓缸鎖止的情況下,為了避免液壓缸驅動腔中封閉的壓力導致平衡閥開啟,從而引發液壓缸發生不需要的下滑的狀況。應將驅動腔,在不工作的情況下進行卸荷。所以四位三通換向閥中位應選用Y型或者H 型。對于一般工況,出于成本考慮,可采用手動換向閥,閥芯為滑閥。綜合考慮,選擇力樂士H4WMM22M型手動換向閥,如果后續需要升級,比如需要無人駕駛,遠程控制的情況下,亦可以考慮同規格的電磁換向閥。

1.4.5 液壓缸的選型

在截割部分,共有2 套液壓缸,一套是用于舉升截割臂的升降液壓缸,一套用于截割頭伸縮的伸縮液壓缸。兩種液壓缸均為單作用活塞液壓缸,且屬于非標準件。需要依照工況進行設計。

在設計的時候,缸徑、形成應該優先滿足GB/T 2349-1980推薦的尺寸進行設計。液壓缸結構形式均為法蘭型液壓缸。與外部連接方式為鉸接。除此之外,還應該考慮一定的沖擊載荷。需要設置一些緩沖裝置,緩解沖擊載荷對液壓缸結構的破壞。同時考慮到智能化的升級需要,亦可以在液壓缸內置磁環,以配合電控系統相關傳感器使用。

1.4.6 油箱的選型

油箱在液壓回路中主要起到儲存油液、散熱以及分離油液中雜質的作用。掘進機所處環境為一般工況,所以采用常見的分離開式油箱即可。油箱的容量可根據經驗公式計算可得：v=ξqp=6×50=300L,該數值是截割部液壓系統所需的容積,并不代表掘進機整體液壓系統所需的容積,故滿足截割部所用油箱容積為300L。

1.4.7 管路的選型

管路采用帶有快速礦用接頭（KJR）的高壓膠管。根據相關計算,可選壓油管徑為22mm,吸油管路為32mm。

1.4.8 其他元件選型

根據系統最大壓力7.5MPa,最大流量50L/min,確定其他元件參數,見表4。

表4 元件型號

2 截割部液壓系統的仿真分析

2.1 基于AMESim的截割部液壓模型建立

在進行液壓系統仿真前,必須對液壓系統進行模型的建立。根據前文所示的液壓系統原理圖,利用AMESim軟件組建所需液壓系統的草圖。將各元素通過線連接,當軟件中無色塊警告出現,表明所有元件已正確連接,即成功構成所需的液壓系統草圖模型。

在完成草圖模型的構建后,需要確認相應的模型的子模型是否正確。在本次草圖模型中,大部分子模型使用默認設置即可,只有少部分需要更換默認選擇。在選擇完對應的子模型后,需要對模型元件設置對應的參數。根據已知參數和前文所推導出的參數,可以總結出如表5 所示的重要參數。依據表5 中參數,對模型草圖中各元件進行設置：將定量泵的排量設置為25ml/r；三位四通換向閥最大流量設置為50L/min；液壓缸內徑,行程,伸縮桿直徑分別設置為160,550,90；負載質量設置為116KN；溢流閥調定壓力為80bar；平衡閥設定壓力為75bar。

表5 仿真所需設的相關參數

2.2 截割部油缸動作仿真

本文設計所設計的液壓系統旨在完成截割部升降油缸的升降動作,以及伸縮油缸的伸縮動作。所以仿真的第一項任務即為對液壓系統是否能完成規定動作進行仿真。

在完成換向閥的信號輸入后,仿真時間設置為50s,采集頻率為10Hz,開始仿真。得到各液壓缸負載質量塊的位移曲線圖如圖1 所示。圖中可以明顯看出,兩組液壓缸負載質量塊位移曲線符合預期設置。即升降液壓缸在0～30s 之內伸出,伸縮液壓缸在40～45s 之內伸出。且位移速度均勻,證明平衡閥發揮了保持運動平穩的作用。

圖1 負載質量塊位移圖

2.3 沖擊溢流仿真

平衡閥不但具有保持油缸運動穩定的作用,還可以在油缸受到突然的沖擊時發生溢流,以保護液壓系統免受破壞。觀察平衡閥內部的流量曲線圖2,可以明顯看出在30～40s 之間有明顯的溢流。由此證明平衡閥工作正常,具備溢流功能。

圖2 平衡閥流量圖

2.4 換向閥作用仿真

換向閥在液壓系統中起到油路流向變更的作用,從而帶動執行元件的換向。讀取液壓缸負載質量塊的位移曲線圖3,可以看出,執行元件液壓缸按換向閥預計指令完成伸縮動作。并且位移變換均勻,平衡閥工作正常。

圖3 質量塊位移曲線圖

3 結論

本文基于EBZ75 型掘進機截割部液壓系統展開了討論與研究。采用理論分析、仿真分析以及設計分析的手法,對掘進機截割部液壓系統進行了較為完整的設計與研究。所得結果如下：a.通過力學模型的求解,得出截割部負載曲線變化圖。b.完成設計掘進機截割部液壓系統,并繪制原理圖,以及相關元件的選型。c.利用AMESim軟件對所設計的液壓系統進行了仿真,驗證了液壓系統運行的可行性,以及平衡閥所具有的保持運動穩定以及過載溢流特性。