張洪督，孫濤

(上海大學(xué)，上海 200072)

自移式機尾液壓調(diào)高系統(tǒng)動態(tài)分析

張洪督，孫濤

(上海大學(xué)，上海 200072)

介紹自移式機尾液壓調(diào)高系統(tǒng)的工作原理，對影響自移式機尾液壓調(diào)高系統(tǒng)動態(tài)性能的因素進行了理論分析。運用AMESim軟件對液壓調(diào)高系統(tǒng)進行建模與仿真，得出液壓調(diào)高系統(tǒng)活塞速度、位移和液壓缸下腔工作壓力的動態(tài)變化過程，并分析了不同泵流量和液控單向閥閥心直徑對調(diào)高動態(tài)過程的影響，為自移式機尾液壓調(diào)高系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計提供一定的參考。

自移式機尾;液壓調(diào)高系統(tǒng);動態(tài)分析;影響因素

自移式機尾是可伸縮式帶式輸送機的重要組成部分，其應(yīng)用對提高順槽工作面的運輸效率具有極為重要的意義。自移式機尾主要依靠液壓系統(tǒng)來實現(xiàn)各項功能，而液壓調(diào)高系統(tǒng)是其各項功能實現(xiàn)的基礎(chǔ)，因此十分有必要對液壓調(diào)高系統(tǒng)進行分析。傳統(tǒng)的液壓系統(tǒng)設(shè)計分析主要以靜態(tài)設(shè)計分析為主，缺少對液壓動態(tài)過程的分析，而液壓調(diào)高系統(tǒng)的動態(tài)穩(wěn)定性對帶式輸送機的穩(wěn)定運轉(zhuǎn)又具有較大的影響，因此文中在傳統(tǒng)靜態(tài)設(shè)計的基礎(chǔ)上對自移式機尾液壓調(diào)高系統(tǒng)進行動態(tài)過程的仿真和分析。

1 自移式機尾液壓調(diào)高系統(tǒng)工作原理

自移式機尾液壓調(diào)高系統(tǒng)主要以順槽工作面泵站為動力，額定工作壓力31.5 MPa，以高壓乳化液為工作介質(zhì)，以液壓缸為執(zhí)行元件，從而實現(xiàn)其調(diào)高的功能。

自移式機尾液壓調(diào)高系統(tǒng)主要由調(diào)高液壓缸、液控單向閥、三位四通換向閥等元件組成。當(dāng)運輸巷工作地面不平時，可根據(jù)實際工況調(diào)節(jié)4個角上的調(diào)高液壓缸，使自移機尾機架保持同一高度，保證機尾滾筒處于水平狀態(tài)，帶式輸送機正常工作。調(diào)高時，首先開啟三位四通換向閥，高壓乳化液經(jīng)換向閥、液控單向閥進入液壓缸無桿腔，推動活塞桿升起將機架整體抬起脫離地面以實現(xiàn)系統(tǒng)調(diào)高，調(diào)高缸最大工作行程0.25 m，可根據(jù)實際工況所需調(diào)節(jié)液壓缸行程。自移機尾進行調(diào)偏和推移操作時，均需先對其進行系統(tǒng)調(diào)高。

2 液壓調(diào)高系統(tǒng)動態(tài)過程影響因素的理論分析

液壓調(diào)高系統(tǒng)平衡方程為:

式中:F為調(diào)高系統(tǒng)總負(fù)載;

v為活塞運動速度。

設(shè)活塞缸和活塞桿腔的面積比為K，則

將式(2)代入式(1)得:

該液壓調(diào)高系統(tǒng)中泵站提供的壓力經(jīng)過各種液壓元件，將能量損耗之后回到油箱。因此該系統(tǒng)左右兩腔的壓力分別為:

式中:p1為泵站出口壓力;

Δp2為管路進液壓力損失;

Δp3為換向閥進液壓力損失;

Δp4為液控單向閥進液壓力損失;

Δp5為管路附件進液壓力損失;

Δp6為管路回液壓力損失;

Δp7為液控單向閥回液壓力損失;

Δp8為換向閥回液壓力損失;

Δp9為管路附件回液壓力損失。

將式(4)、(5)代入式(3)得:

管路中的壓力損失－流量特性方程為:

式中:Cd為流量系數(shù);

A為通道面積;

ρ為液流密度。

從式(6)、(7)可以看出:影響液壓缸動態(tài)性能的因素有泵站的輸出流量和壓力、液壓缸的負(fù)載、液壓系統(tǒng)中閥和管路附件的參數(shù)。

因此，對于自移式機尾液壓調(diào)高系統(tǒng)，當(dāng)負(fù)載確定后，對該系統(tǒng)動態(tài)過程有影響的因素是:液壓泵站的流量和液壓系統(tǒng)中閥和管路附件的參數(shù)。

3 液壓調(diào)高系統(tǒng)的建模與動態(tài)過程仿真

(1)液壓調(diào)高系統(tǒng)AMESim模型的建立

根據(jù)液壓調(diào)高系統(tǒng)原理，采用多學(xué)科復(fù)雜系統(tǒng)建模分析軟件AMESim建立了自移式機尾液壓調(diào)高系統(tǒng)的模型，并對其相關(guān)參數(shù)進行設(shè)定。分別設(shè)定泵站出口壓力為31.5 MPa，液壓泵流量為70 L/min，溢流閥的調(diào)定壓力為28 MPa，液壓缸直徑為150 mm，活塞直徑為95 mm，活塞行程0.25 m，調(diào)高過程所受總載荷為12×104N，液壓閥閥芯直徑為20 mm，仿真時間為12 s，仿真步長為0.01。建立液壓調(diào)高系統(tǒng)的AMESim模型，如圖1所示。

圖1 液壓調(diào)高系統(tǒng)的AMESim模型

(2)仿真結(jié)果與分析

由仿真結(jié)果圖2—4可知:系統(tǒng)在t=11.5 s時液壓調(diào)高系統(tǒng)趨于穩(wěn)定，調(diào)高過程結(jié)束，液壓缸工作行程為0.25 m，活塞平均速度為0.021 m/s。調(diào)高結(jié)束后，液壓缸下腔壓力為27 MPa，達到系統(tǒng)正常工作壓力，機尾可進行調(diào)偏或推移工作。在0～0.4 s內(nèi)液壓缸活塞速度和下腔工作壓力出現(xiàn)波動是由于液流依次通過剛開啟的換向閥和液控單向閥進入液壓缸下腔并平衡負(fù)載而產(chǎn)生的瞬時波動。t=0.4 s后，液壓系統(tǒng)進入穩(wěn)定工作狀態(tài)，調(diào)高過程速度平穩(wěn)。t= 11.1～11.7 s內(nèi)液壓缸活塞速度和下腔工作壓力再一次出現(xiàn)小幅波動是由于液壓缸調(diào)高到位，換向閥換向而使液壓缸液流再次產(chǎn)生瞬時波動。綜上分析可知:該液壓調(diào)高系統(tǒng)調(diào)高過程速度穩(wěn)定，性能良好，對帶式輸送機的穩(wěn)定運轉(zhuǎn)不會產(chǎn)生影響。

圖3 液壓缸活塞速度曲線

圖2 液壓缸活塞位移曲線

圖4 液壓缸下腔壓力曲線

4 不同參數(shù)對調(diào)高動態(tài)過程的影響

(1)泵流量對調(diào)高動態(tài)過程的影響

分別將泵流量設(shè)定為80、90 L/min，觀察不同泵流量對調(diào)高動態(tài)過程的影響，所得數(shù)據(jù)如圖5、圖6所示。

圖5 泵流量80、90 L/min時活塞速度曲線

圖6 泵流量80、90 L/min時液壓缸下腔壓力曲線

由圖3—6可得表1所示數(shù)據(jù)。分析上述圖表可知:增大泵流量能明顯提高液壓調(diào)高系統(tǒng)的速度;且液壓缸下腔工作壓力有小幅增大。增大泵流量后，液壓缸開始啟動時活塞的速度波動以及液壓缸下腔壓力的波動較小且持續(xù)時間較短，因此該調(diào)高系統(tǒng)工作穩(wěn)定，對帶式輸送機的正常運轉(zhuǎn)不會產(chǎn)生影響。

表1 不同泵流量對調(diào)高過程的影響

由方程

可知:當(dāng)增大泵流量時，液壓缸速度增大，與仿真分析結(jié)果一致。

由以上分析可知:在設(shè)計液壓調(diào)高系統(tǒng)時，可適當(dāng)增大泵流量，以提高液壓調(diào)高系統(tǒng)速度，進而提高系統(tǒng)工作效率。

(2)液控單向閥閥心直徑對調(diào)高動態(tài)過程的影響

分別將液控單向閥閥心直徑設(shè)定為21.5、23 mm，觀察不同閥心直徑對調(diào)高動態(tài)過程的影響，所得數(shù)據(jù)如圖7、圖8所示。

圖8 閥心直徑21.5、23 mm時液壓缸下腔壓力曲線

圖7 閥心直徑21.5、23 mm時活塞速度曲線

由圖3—4、圖7—8可得表2所示數(shù)據(jù)。分析上述圖表可知:增大液控單向閥閥心直徑，液壓缸活塞速度小幅增大，液壓缸下腔壓力無明顯變化;但隨著閥心直徑的增大，液壓缸開始啟動時活塞速度波動及液壓缸下腔壓力波動明顯增大，且波動的持續(xù)時間延長，對系統(tǒng)產(chǎn)生的震動增大，不利于帶式輸送機的穩(wěn)定運行。

表2 不同閥芯直徑對調(diào)高過程的影響

由方程:

可知:增大液控單向閥閥芯直徑，單向閥壓力損失增大、流量增大，因此液壓缸活塞速度無明顯的增加，但液壓沖擊卻有所增大，與仿真分析結(jié)果一致。

因此在設(shè)計自移式機尾液壓調(diào)高系統(tǒng)時，為保證帶式輸送機的平穩(wěn)運行，同時考慮減少液壓系統(tǒng)的能量損失，不宜選用較大閥心直徑的液控單向閥。

5 結(jié)束語

簡要分析了自移式機尾液壓調(diào)高系統(tǒng)的原理，采用AMESim軟件建立了自移式機尾液壓調(diào)高系統(tǒng)的模型，通過仿真得到了調(diào)高過程的動態(tài)曲線，初步驗證了該系統(tǒng)的動態(tài)穩(wěn)定性較好，可以保證帶式輸送機的穩(wěn)定運轉(zhuǎn)。同時通過仿真分析得出了:增大泵站流量可提高液壓缸活塞的運動速度，且液壓缸下腔工作壓力和活塞速度無較大波動，因此增大泵站流量可提高系統(tǒng)的工作效率;而增大液控單向閥閥芯直徑后，液壓缸活塞速度無明顯增加，且液壓缸啟動時下腔工作壓力和活塞速度波動明顯增大，會導(dǎo)致自移式機尾的振動增大，不利于帶式輸送機的穩(wěn)定運行。希望文中的討論分析，為液壓調(diào)高系統(tǒng)參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計提供一定的理論參考。

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Modeling and Simulation of the Hydraulic Height Adjustment System of Mobile Tail

ZHANG Hongdu，SUN Tao
(Shanghai University，Shanghai 100072，China)

The operational principle of hydraulic height adjustment system of mobile tail was analyzed.AMESim was used to model and simulate the dynamic process.The velocity and displacement of piston and the pressure of the hydraulic cylinder were calculated by the software.The influences of different pump flow and different valve core diameter of one-way valve on dynamic process were analyze，which provided a reference to the optimal design of hydraulic system of mobile tail.

Mobile tail;Hydraulic height adjustment system;Dynamic analysis;Influence factor

TP272

A

1001－3881(2014)9－145－3

10.3969/j.issn.1001－3881.2014.09.040

2013－03－28

張洪督 (1986—)，男，碩士研究生，研究方向為機械系統(tǒng)動力學(xué)。E－mail:zhanghd2005@126.com。