懸臂式掘進(jìn)機(jī)截割部液壓系統(tǒng)仿真分析

馬新懿

（晉能控股煤業(yè)集團(tuán)北辛窯煤業(yè)公司， 山西 寧武 036700）

引言

懸臂式掘進(jìn)機(jī)為巷道掘進(jìn)的主要設(shè)備，該設(shè)備集行走系統(tǒng)、截割系統(tǒng)、裝載系統(tǒng)和運(yùn)輸系統(tǒng)為一體。從某種意義上講，懸臂式掘進(jìn)機(jī)在掘進(jìn)工作面中的應(yīng)用極大提升了巷道的掘進(jìn)速度和最終巷道的成型質(zhì)量。截割部為懸臂式掘進(jìn)機(jī)與巖層或煤層直接接觸的部件，該部件的性能好壞直接決定整機(jī)的截割效率和使用壽命；截割部由液壓系統(tǒng)控制，液壓系統(tǒng)控制的穩(wěn)定性和可靠性是實(shí)現(xiàn)截割頭按照預(yù)定軌跡完成截割任務(wù)的關(guān)鍵。本文重點(diǎn)對懸臂式掘進(jìn)機(jī)液壓控制系統(tǒng)進(jìn)行研究。

1 懸臂式掘進(jìn)機(jī)截割部液壓系統(tǒng)現(xiàn)狀分析

截割部為懸臂式掘進(jìn)機(jī)與巖層或煤層直接接觸的部件，由于在實(shí)際截割過程中載荷波動(dòng)較大，采用電氣控制的話容易對器件造成沖擊、燒毀損壞[1]。因此，一般情況下懸臂式掘進(jìn)機(jī)截割部采用液壓系統(tǒng)進(jìn)行控制。懸臂式掘進(jìn)機(jī)傳統(tǒng)液壓控制系統(tǒng)的原理如圖1 所示。

圖1 懸臂式掘進(jìn)機(jī)截割部傳統(tǒng)液壓控制系統(tǒng)原理圖

如圖1 所示，傳統(tǒng)截割部液壓控制系統(tǒng)通過對液壓泵的流量控制實(shí)現(xiàn)對截割速度的控制；通過對比例換向閥工作位置的控制實(shí)現(xiàn)對截割部運(yùn)動(dòng)方向的控制。但是，在多年的實(shí)踐生產(chǎn)中發(fā)現(xiàn)當(dāng)前懸臂式掘進(jìn)機(jī)截割部液壓控制系統(tǒng)存在如下問題：

1）當(dāng)前掘進(jìn)機(jī)在實(shí)際生產(chǎn)中還主要以人工為主，人們的勞動(dòng)強(qiáng)度較大而且安全性極難被保證。

2）傳統(tǒng)截割部液壓控制系統(tǒng)僅實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)功能，但是懸臂的方向還需作業(yè)人員結(jié)合其自身經(jīng)驗(yàn)通過目視進(jìn)行控制；而且，當(dāng)截割部負(fù)載發(fā)生變化時(shí)由于液壓控制系統(tǒng)無法實(shí)時(shí)對流量和壓力進(jìn)行調(diào)整，導(dǎo)致系統(tǒng)的流量和壓力造成極大沖擊，進(jìn)而對液壓元器件造成沖擊，最終導(dǎo)致巷道出現(xiàn)不同程度的欠挖或者超挖的情況，在影響巷道掘進(jìn)效率的同時(shí)也影響了巷道最終的成型質(zhì)量[2]。

3）掘進(jìn)機(jī)傳統(tǒng)截割部液壓控制系統(tǒng)無法實(shí)現(xiàn)自動(dòng)化控制。

2 液壓控制系統(tǒng)的改進(jìn)設(shè)計(jì)

根據(jù)掘進(jìn)機(jī)的實(shí)際生產(chǎn)任務(wù)，其對應(yīng)的最大截割高度為5.1 m，最大截割寬度為6.5 m，要求截割部液壓缸的伸縮速度為138.46 mm/min，液壓缸對應(yīng)的最大形成為900 mm。簡單說，針對掘進(jìn)機(jī)截割部的控制主要是對截割部液壓控制系統(tǒng)中液壓缸壓力和速度進(jìn)行控制，常規(guī)可選擇的控制方式包括有普通閉環(huán)控制、常規(guī)PID 控制以及模糊PID 控制方式[3]。為解決當(dāng)前掘進(jìn)機(jī)截割部液壓控制系統(tǒng)的問題，本節(jié)重點(diǎn)對截割部液壓控制系統(tǒng)進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計(jì)，并對關(guān)鍵元器件進(jìn)行選型。

改進(jìn)后的截割部液壓控制系統(tǒng)原理如下頁圖2所示。

圖2 改進(jìn)后的截割部液壓系統(tǒng)原理圖

結(jié)合上述掘進(jìn)機(jī)截割部的工作參數(shù)和所應(yīng)用工作面的巖層條件完成上述液壓控制系統(tǒng)關(guān)鍵元器件的選型。選型結(jié)果如下頁表1 所示。

表1 改進(jìn)后液壓系統(tǒng)關(guān)鍵元器件選型結(jié)果

3 截割部液壓系統(tǒng)的仿真分析

本文采用AMESim 軟件對改進(jìn)前后液壓系統(tǒng)的性能進(jìn)行仿真分析。首先，根據(jù)液壓系統(tǒng)各元器件的參數(shù)建立仿真模型并最終形成液壓控制系統(tǒng)的仿真模型。

3.1 傳統(tǒng)液壓控制系統(tǒng)仿真分析

根據(jù)傳統(tǒng)液壓控制系統(tǒng)的組成建立AMESim 液壓系統(tǒng)仿真模型。仿真條件：設(shè)定截割部的負(fù)載為130 kN，系統(tǒng)壓力恒定為5.1 MPa；設(shè)定在0～5 s 內(nèi)，系統(tǒng)的流量為5 L/min；在5～10 s 內(nèi)，系統(tǒng)的流量為11 L/min。分別對系統(tǒng)流量變化時(shí)，液壓缸的速度和壓力的變化進(jìn)行仿真分析。仿真結(jié)果如圖3 所示。

如圖3-1 所示，在系統(tǒng)初始啟動(dòng)階段，且壓力為5.1 MPa，流量為5 L/min 時(shí)系液壓缸速度前期出現(xiàn)明顯的震蕩情況，最大超調(diào)量為4.53 mm/s，并在系統(tǒng)啟動(dòng)2.2 s 后速度趨于穩(wěn)定并保持在1.96 mm/s；當(dāng)系統(tǒng)流量發(fā)生變化時(shí)，液壓缸速度再次出現(xiàn)振蕩現(xiàn)象，且最大超調(diào)速度為4.5 mm/s，并且在流量突變2 s 后液壓速度趨于穩(wěn)定并保持在3.15 mm/s。

圖3 傳統(tǒng)液壓系統(tǒng)仿真結(jié)果

如圖3-2 所示，液壓缸壓力變化曲線與流量變化趨勢一致，即在最初期也出現(xiàn)較為明顯的振蕩，對應(yīng)最大超調(diào)壓力為5.97 MPa，并最終保持在5.08 MPa；在流量突變后，液壓缸速度再次出現(xiàn)振蕩現(xiàn)象，且最大超調(diào)壓力為5.66 MPa，并且在流量突變2 s 后液壓壓力趨于穩(wěn)定并保持在5.08 MPa。

3.2 改進(jìn)后液壓控制系統(tǒng)的仿真分析

改進(jìn)后液壓控制系統(tǒng)采用模糊PID 算法進(jìn)行控制，仿真條件與傳統(tǒng)液壓控制系統(tǒng)條件一致[4]。改進(jìn)后液壓控制系統(tǒng)的仿真結(jié)果如下頁圖4 所示。

如圖4-1 所示，在系統(tǒng)初始啟動(dòng)階段，且壓力為5.1 MPa，流量為5 L/min 時(shí)系液壓缸速度前期出現(xiàn)明顯的振蕩情況，最大超調(diào)量為3.4 mm/s，并在系統(tǒng)啟動(dòng)0.6 s 后速度趨于穩(wěn)定并保持在1.97 mm/s；當(dāng)系統(tǒng)流量發(fā)生變化時(shí)，液壓缸速度再次出現(xiàn)振蕩現(xiàn)象，且最大超調(diào)速度為3.91 mm/s，并且在流量突變0.3 s 后液壓速度趨于穩(wěn)定并保持在3.18 mm/s。

如圖4-2 所示，液壓缸壓力變化曲線與流量變化趨勢一致，即在最初期也出現(xiàn)較為明顯的振蕩，對應(yīng)最大超調(diào)壓力為5.21 MPa，并最終保持在5.09 MPa；在流量突變后，液壓缸速度再次出現(xiàn)振蕩現(xiàn)象，且最大超調(diào)壓力為5.26 MPa，并且在流量突變0.2 s 后液壓缸壓力趨于穩(wěn)定并保持在5.07 MPa。

4 結(jié)語

本文針對截割部液壓控制系統(tǒng)進(jìn)行改進(jìn)，使其能夠根據(jù)負(fù)載變化進(jìn)行實(shí)時(shí)控制，并對改進(jìn)后和傳統(tǒng)液壓控制系統(tǒng)進(jìn)行仿真對比分析得出：基于模糊PID 控制算法對改進(jìn)后的液壓控制系統(tǒng)進(jìn)行控制，系統(tǒng)整體的超調(diào)量小，震蕩時(shí)間段且達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)所需時(shí)間短，可推廣應(yīng)用于實(shí)際生產(chǎn)中。