王剛，狄亞鵬，李建濤

?

超深礦井提升機(jī)盤形閘制動(dòng)系統(tǒng)機(jī)電液仿真建模

王剛，狄亞鵬，李建濤

(中南大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，湖南 長(zhǎng)沙，410083)

為研究提升機(jī)盤形閘制動(dòng)系統(tǒng)制動(dòng)過(guò)程的動(dòng)態(tài)性能，建立多繩纏繞式提升機(jī)制動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)ADAMS模型，并將油壓滯回仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)測(cè)試結(jié)果進(jìn)行對(duì)比驗(yàn)證，同時(shí)結(jié)合以鋼絲繩連續(xù)彈性體模型為基礎(chǔ)建立的制動(dòng)負(fù)載模型，完成對(duì)盤形閘制動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)建模。建立盤形閘制動(dòng)系統(tǒng)的液壓系統(tǒng)仿真模型，并在Simulink中建立相應(yīng)的二級(jí)制動(dòng)及恒減速制動(dòng)控制策略模型。以Simulink為集成環(huán)境，采用多軟件聯(lián)合仿真方式建立盤形閘制動(dòng)系統(tǒng)的機(jī)電液一體化仿真系統(tǒng)。運(yùn)用該系統(tǒng)對(duì)提升機(jī)重載下放超速工況下的二級(jí)制動(dòng)和恒減速制動(dòng)性能進(jìn)行仿真研究。研究結(jié)果表明：設(shè)計(jì)的制動(dòng)系統(tǒng)機(jī)電液各項(xiàng)運(yùn)行參數(shù)合理有效，恒減速制動(dòng)比二級(jí)制動(dòng)的動(dòng)態(tài)性能更平穩(wěn)。

超深礦井；盤形閘；聯(lián)合仿真；二級(jí)制動(dòng)；恒減速制動(dòng)

在我國(guó)煤炭系統(tǒng)內(nèi)通常將開采深度大于1.2 km的礦井劃分為超深礦井[1]，本文研究的超深礦井提升機(jī)最大提升深度為1.5 km，最大提升速度為18 m/s，有效載荷為50 t，是目前我國(guó)設(shè)計(jì)深度最深的礦井提升機(jī)。該提升機(jī)采用雙卷筒多繩纏繞式的多點(diǎn)組合提升拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)。該結(jié)構(gòu)屬布雷爾式提升機(jī)的一種布置形 式[2]：2卷筒串聯(lián)布置，主軸間使用聯(lián)軸器相連以保證機(jī)械同步；同一卷筒上的2根鋼絲繩纏繞方式相同，并采用浮動(dòng)天輪和張力平衡裝置以保證2繩張力均衡；不同卷筒上的鋼絲繩纏繞方式相反，以分別實(shí)現(xiàn)上提和下放。當(dāng)井深達(dá)1.5 km以上時(shí)，其提升能力比多繩摩擦式提升機(jī)的強(qiáng)，極限提升高度比多繩摩擦式提升機(jī)的高。在提升高度和容器系數(shù)均相同時(shí)，其提升能力是單繩纏繞式提升機(jī)的1倍[3]，因而更適合用于超深礦井提升。盤形閘裝置、液壓站及其控制柜一起構(gòu)成盤形閘制動(dòng)系統(tǒng)。提升機(jī)在正常工況下一般按設(shè)定的速度曲線運(yùn)行，運(yùn)行過(guò)程中的加、減速主要通過(guò)電力制動(dòng)完成，盤形閘制動(dòng)系統(tǒng)起輔助作用并在安全停穩(wěn)后實(shí)現(xiàn)抱閘。而在需要緊急制動(dòng)場(chǎng)合，提升機(jī)則只能依靠盤形閘制動(dòng)系統(tǒng)減速并停車，因此，它是保障礦井安全最關(guān)鍵的環(huán)節(jié)。由于超深礦井提升機(jī)在高速運(yùn)行過(guò)程中常受到罐道卡阻、沖擊和氣流等復(fù)雜因素的干擾，其沖擊和振動(dòng)特性復(fù)雜，鋼絲繩動(dòng)載荷變化大，振動(dòng)傳播與作用路徑長(zhǎng)，空載、滿載和換向等操作過(guò)程中提升系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)特性差異顯著，具有高速、重載、大慣量、強(qiáng)時(shí)變的特點(diǎn)，因而，研究超深礦井提升機(jī)安全及動(dòng)態(tài)性能，探尋高提升能力和裝備安全性能之間的內(nèi)在關(guān)系意義重大。近年來(lái)，許多研究者在提升機(jī)盤形閘制動(dòng)系統(tǒng)方面開展了大量工作。劉勁軍等[4]對(duì)我國(guó)單繩纏繞式提升機(jī)緊急制動(dòng)減速度進(jìn)行了理論分析，指出在滿足煤礦安全規(guī)程對(duì)制動(dòng)力矩的倍數(shù)要求時(shí)，減速度可能高于規(guī)定值。趙強(qiáng)[5]通過(guò)構(gòu)建的多柔體動(dòng)力學(xué)模型及液壓系統(tǒng)模型搭建了提升機(jī)整機(jī)模型，著重分析了液壓元件參數(shù)變化對(duì)緊急制動(dòng)運(yùn)行參數(shù)的影響，并開展了相關(guān)實(shí)驗(yàn)。麻慧君[6]提出釆用全數(shù)字控制、軟硬件冗余的全時(shí)恒減速控制策略。BAO等[7]對(duì)盤形閘閘瓦在緊急制動(dòng)過(guò)程中的摩擦磨損特性進(jìn)行了研究。GRZEGORZEK等[8]運(yùn)用神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)算法預(yù)測(cè)盤形閘在制動(dòng)過(guò)程中的摩擦磨損特性。上述研究大多集中在提升機(jī)緊急制動(dòng)的某些方面，沒(méi)有在綜合條件下研究提升機(jī)盤形閘制動(dòng)系統(tǒng)的制動(dòng)安全性能，并且對(duì)超深礦井高速重載的作業(yè)工況針對(duì)性不強(qiáng)。鑒于超深礦井提升機(jī)是集機(jī)電液一體化的大型復(fù)雜裝備，有必要從系統(tǒng)的角度研究超深礦井提升機(jī)盤形閘制動(dòng)系統(tǒng)的制動(dòng)性能。為此，本文作者分別建立相應(yīng)的機(jī)械部分動(dòng)力學(xué)模型、液壓系統(tǒng)模型、控制策略模型，采用ADAMS，AMEsim及Simulink的多軟件協(xié)同仿真方式建立盤形閘制動(dòng)系統(tǒng)的機(jī)電液一體化仿真系統(tǒng)，并在此基礎(chǔ)上對(duì)超深礦井提升機(jī)的二級(jí)制動(dòng)和恒減速制動(dòng)進(jìn)行仿真研究。

1 盤形閘制動(dòng)系統(tǒng)工作原理

系統(tǒng)運(yùn)行中主閘的最低壓力下降、電源中斷、操作人員或安全裝置的干預(yù)都會(huì)引起制動(dòng)系統(tǒng)緊急制動(dòng)抱閘。超深礦井提升機(jī)采用油缸后置式盤形閘進(jìn)行制動(dòng)，如圖1所示。盤形閘靠碟形彈簧產(chǎn)生制動(dòng)力，靠油壓松閘。當(dāng)油壓增大時(shí)，活塞受液壓站壓力油作用帶動(dòng)連接螺栓右移，從而壓縮碟形彈簧并帶動(dòng)閘瓦與制動(dòng)盤分離，制動(dòng)器處于松閘狀態(tài)。當(dāng)油壓降低時(shí)，在碟形彈簧回復(fù)力作用下，閘瓦靠近并貼上制動(dòng)盤產(chǎn)生正壓力，制動(dòng)器處于制動(dòng)狀態(tài)。碟形彈簧的制動(dòng)力計(jì)算公式為

式中：N為盤形閘的制動(dòng)力；s為碟形彈簧剛度；Δ為碟形彈簧壓縮量；為油液壓力；p為制動(dòng)器油缸活塞有效面積；z為碟形彈簧綜合阻力。

提升機(jī)緊急制動(dòng)主要有二級(jí)制動(dòng)和恒減速制動(dòng)2種方式。二級(jí)制動(dòng)是指在緊急制動(dòng)開始時(shí)，一部分制動(dòng)頭(一般為制動(dòng)頭總數(shù)的一半)完全施加制動(dòng)力，產(chǎn)生符合安全規(guī)定的制動(dòng)減速度；另一部分制動(dòng)頭則受液壓站控制只提供部分制動(dòng)力，經(jīng)過(guò)整定的延時(shí)后，再全部施加到制動(dòng)盤上，使提升機(jī)迅速停車并安全可靠地將其閘住。恒減速安全制動(dòng)是指提升機(jī)以制動(dòng)減速度恒定為控制目標(biāo)，通過(guò)自動(dòng)調(diào)節(jié)制動(dòng)力矩，使提升機(jī)按照設(shè)定的減速度進(jìn)行制動(dòng)的制動(dòng)方式。我國(guó)煤礦安全規(guī)程規(guī)定提升機(jī)的盤形閘總制動(dòng)力矩不得小于實(shí)際提升最大靜荷重旋轉(zhuǎn)力矩的3倍；立井提升上提重物減速度不高于5.0 m/s2，下放重物減速度不低于1.5 m/s2；制動(dòng)盤與閘瓦的間隙最大不超過(guò)2 mm，盤形閘空動(dòng)時(shí)間不得超過(guò)0.3 s。為滿足規(guī)定要求，超深礦井提升機(jī)盤形閘制動(dòng)系統(tǒng)的主要技術(shù)參數(shù)如表1所示。

1—制動(dòng)盤；2—閘瓦；3—筒體；4—碟形彈簧； 5—連接螺栓；6—彈簧襯墊；7—活塞； 8—進(jìn)油口；9—油缸。

表1 盤形閘制動(dòng)動(dòng)系統(tǒng)主要技術(shù)參數(shù)

2 制動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)建模

2.1 盤形閘制動(dòng)裝置動(dòng)力學(xué)模型

根據(jù)超深礦井提升機(jī)的主要技術(shù)參數(shù)，在Solidworks中建立包含提升機(jī)卷筒、制動(dòng)盤、主軸及盤形閘的裝配體模型。將模型導(dǎo)入ADAMS中，在ADAMS/view平臺(tái)上，考慮各部件的接觸力、阻尼和摩擦力，建立盤形閘制動(dòng)裝置動(dòng)力學(xué)模型，如圖2所示。

提升機(jī)天輪和電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)子按變位質(zhì)量換算到2個(gè)卷筒圓周上，忽略傳動(dòng)部分的變位質(zhì)量。換算后的變位質(zhì)量如表2所示。

圖2 盤形閘制動(dòng)裝置多剛體動(dòng)力學(xué)模型

表2 天輪和電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)子的變位質(zhì)量

盤形閘中的碟形彈簧產(chǎn)生抱閘制動(dòng)力，每個(gè)盤形閘內(nèi)有1個(gè)碟形彈簧組，由9片碟形彈簧對(duì)合而成。碟形彈簧組的裝配長(zhǎng)度為148.5 mm，其壓縮特性近似呈線性關(guān)系，如圖3所示。在ADAMS中沒(méi)有建立碟形彈簧的實(shí)體模型，而是以彈簧力的形式添加在彈簧襯墊和筒體之間并將彈簧特性輸入。

圖3 碟形彈簧壓縮特性

碟形彈簧在產(chǎn)生正壓力時(shí)，不僅要克服液壓油的作用，而且要克服綜合阻力的影響。本文采用在碟形彈簧上施加線性阻尼及在活塞與油缸移動(dòng)副施加庫(kù)侖摩擦力的方式來(lái)模擬綜合阻力。參考ADAMS幫助文件，得到綜合阻力的計(jì)算公式為

式中：v為黏性阻尼系數(shù)；為碟形彈簧實(shí)際長(zhǎng)度；dd為彈簧長(zhǎng)度對(duì)時(shí)間的變化率；為彈簧初始長(zhǎng)度；pre為初始長(zhǎng)度下彈簧的預(yù)壓縮力；c為移動(dòng)副的庫(kù)侖摩擦力。

調(diào)節(jié)后的盤形閘油壓滯回仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)測(cè)試結(jié)果對(duì)比如圖4所示，可見(jiàn)仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果相吻合。

假設(shè)盤形閘與制動(dòng)盤的間隙為1 mm，盤形閘處于正確安裝位置時(shí)的主要參數(shù)設(shè)置如表3所示。

2.2 制動(dòng)負(fù)載分析及模擬

鋼絲繩將提升機(jī)、天輪和提升容器連接在一起，具有柔性振動(dòng)特性，處在縱向、橫向和扭轉(zhuǎn)特性耦合作用的復(fù)雜振動(dòng)狀態(tài)下[9]。提升機(jī)在制動(dòng)過(guò)程中慣性負(fù)載的減速度是引起振動(dòng)的主要因素，此外，提升容器的結(jié)構(gòu)形狀、罐道形式、罐耳與罐道間的摩擦因數(shù)、風(fēng)流速度、提升速度等其他因素同樣會(huì)對(duì)振動(dòng)造成影響。由于其他因素造成的影響難以精確計(jì)算，在提升機(jī)設(shè)計(jì)中通常按提升貨物的質(zhì)量分?jǐn)?shù)來(lái)估算，其計(jì)算公式為[10]

1—仿真曲線；2—實(shí)驗(yàn)測(cè)試曲線

表3 閘瓦間隙為1 mm時(shí)盤形閘主要參數(shù)

式中：0為礦井阻力系數(shù)，采用罐籠提升時(shí)，0=1.2；0為提升貨物質(zhì)量；為鋼絲繩單位長(zhǎng)度的質(zhì)量；Δ為提升側(cè)和下放側(cè)高度差。

鋼絲繩張力包括靜張力和動(dòng)張力，振動(dòng)的復(fù)雜性使得鋼絲繩張力不斷變化。提升機(jī)在提升或下降過(guò)程中，鋼絲繩與卷筒不斷地接觸或分離，接觸或分離點(diǎn)處鋼絲繩的張力直接作用于卷筒上，因此，可將提升機(jī)制動(dòng)系統(tǒng)的負(fù)載變化等效為鋼絲繩在與卷筒接觸或分離點(diǎn)處的張力變化。本文在Simulink中以S-function的形式單獨(dú)建立繩系動(dòng)態(tài)計(jì)算模型，并進(jìn)行以下假設(shè)：

1) 由于提升深度大，浮動(dòng)天輪與卷筒之間的弦繩長(zhǎng)度較短，因此，忽略該段提升鋼絲繩慣性的影響[9]。

2) 由于弦繩是產(chǎn)生橫向振動(dòng)的主要區(qū)域，同時(shí)罐籠受罐道約束，并且選用扭轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)并不顯著的三角股鋼絲繩[9, 11]，因此，忽略鋼絲繩橫向運(yùn)動(dòng)和扭轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)對(duì)鋼絲繩張力的影響。

3) 由于緊急制動(dòng)時(shí)間較短，因此，忽略緊急制動(dòng)過(guò)程中因纏繞導(dǎo)致的鋼絲繩懸垂長(zhǎng)度的變化，并假設(shè)鋼絲繩與卷筒分離或接觸點(diǎn)是1個(gè)固定點(diǎn)。

目前，求解鋼絲繩縱向張力的模型主要有集中參數(shù)的離散模型、連續(xù)彈性體模型、有限元模型及基于ADAMS繩索類建模技術(shù)的軸套力離散模型[12]。在上述方法中，基于連續(xù)彈性體模型建立一類非齊次邊界條件混合問(wèn)題的波動(dòng)方程，并用離散方法將非齊次項(xiàng)線性化，得到波動(dòng)方程的近似解析解，解決了在加、減速度為任意連續(xù)函數(shù)形式時(shí)方程無(wú)法求得精確解的問(wèn)題[13]。由于該方法能夠比較準(zhǔn)確地反映鋼絲繩的縱向振動(dòng)的特性，還容易與聯(lián)合仿真模型相結(jié)合，因此，本文采用連續(xù)彈性體模型計(jì)算鋼絲繩張力。鋼絲繩的動(dòng)張力簡(jiǎn)化計(jì)算示意圖如圖5所示。

以提升側(cè)為例，當(dāng)制動(dòng)減速度()為任意連續(xù)函數(shù)時(shí)，鋼絲繩任意截面處動(dòng)位移u(，)為[13]：

圖5 鋼絲繩張力計(jì)算示意圖

其中：

超越方程為

考慮到

其中：為鋼絲繩截面到分離或接觸點(diǎn)的距離；A和B為計(jì)算引入的變量；為鋼絲繩的終端質(zhì)量；為鋼絲繩的彈性模量；s為鋼絲繩的橫截面積；為重力加速度；為彈性波在鋼絲繩中的傳播速度；為鋼絲繩質(zhì)量與終端質(zhì)量之比；β為超越方程的根；為提升機(jī)卷筒的制動(dòng)減速度；為離散直線的段編號(hào)；為離散時(shí)間間隔即步長(zhǎng)。當(dāng)=0時(shí)，求得鋼絲繩與卷筒的接觸點(diǎn)或分離點(diǎn)處的動(dòng)張力d(0,)為[13]

根據(jù)文獻(xiàn)[10]，動(dòng)位移及載荷方程的求和部分可以忽略級(jí)數(shù)負(fù)項(xiàng)的影響。

3 液壓系統(tǒng)模型的建立

超深礦井提升機(jī)盤形閘制動(dòng)系統(tǒng)的液壓站原理圖如圖6所示。該液壓站可實(shí)現(xiàn)工作制動(dòng)、二級(jí)制動(dòng)、恒減速制動(dòng)、井口一級(jí)制動(dòng)的功能并進(jìn)行了多通道冗余設(shè)計(jì)，即若第1通道發(fā)生故障，則第2通道將立即開始工作。本文沒(méi)有考慮冗余部件，只對(duì)與緊急制動(dòng)相關(guān)的油路部分進(jìn)行建模。

1—油箱；2—電接點(diǎn)溫度計(jì)；3—濾油器1；4—液位計(jì)； 5—空氣濾清器；6—截止閥；7—壓力繼電器；8—電機(jī)； 9—液壓泵；10—遙控溢流閥；11—蓄能器；12—壓力表；13—單向閥；14—濾油器；15—電接點(diǎn)壓力表； 16—比例溢流閥；17—可調(diào)節(jié)流閥；18—比例方向閥； 19—溢流閥；20—電磁換向閥；21—電磁換向閥； 22—電磁換向閥； 23—壓力傳感器。

3.1 液壓系統(tǒng)工作原理

在AMEsim平臺(tái)上建立液壓系統(tǒng)模型，如圖7所示。系統(tǒng)的輸入為液壓換向閥與方向閥的閥控信號(hào)1，2和3以及盤形閘活塞的位移和速度，輸出為計(jì)算后得到的油液對(duì)活塞作用力。電磁換向閥1上電時(shí)各口均連通，掉電時(shí)各口均不連通。

二級(jí)制動(dòng)時(shí)，比例方向閥保持中位，電磁換向閥1接通，電磁換向閥2延時(shí)接通。油液通過(guò)溢流閥2后形成二級(jí)制動(dòng)的第一級(jí)制動(dòng)油壓，經(jīng)整定延時(shí)后，由電磁閥2回到油箱從而產(chǎn)生全部制動(dòng)力，完成二級(jí)制動(dòng)過(guò)程。在此過(guò)程中，蓄能器應(yīng)急供油，起到穩(wěn)壓補(bǔ)油的作用，根據(jù)整個(gè)系統(tǒng)的控制流程，該應(yīng)急供油過(guò)程應(yīng)維持3~7 s(依據(jù)運(yùn)行速度)?？烧{(diào)節(jié)流閥控制蓄能器向系統(tǒng)的補(bǔ)油速度，若開口太小，則補(bǔ)油不足；若開口太大，則持續(xù)時(shí)間不夠。恒減速制動(dòng)開始后，電磁換向閥1和2均斷電，比例方向閥受3控制，不斷通過(guò)油箱泄油或蓄能器補(bǔ)油產(chǎn)生維持恒減速制動(dòng)所需要的力矩。

1—單作用缸；2—液壓容腔；3—阻尼元件1； 4—阻尼元件2；5—電磁換向閥1；6—溢流閥1； 7—比例方向閥；8—?dú)饽沂叫钅芷鳎?—電磁換向閥2； 10—溢流閥2；11—可調(diào)節(jié)流閥；12—濾油器。

3.2 主要元件參數(shù)計(jì)算與選取

單作用缸和液壓容腔是ADAMS和AMEsim數(shù)據(jù)交互的環(huán)節(jié)。一方面，根據(jù)輸入的盤形閘活塞的速度和位移，動(dòng)態(tài)地計(jì)算盤形閘液壓缸內(nèi)部容腔體積、流量；另一方面，將計(jì)算得到的油液對(duì)活塞作用力返回給ADAMS。兩元件參數(shù)則按照表3中有關(guān)內(nèi)容設(shè)置。液壓缸容腔體積和油液對(duì)活塞作用力的計(jì)算公式為：

式中：pre為彈簧預(yù)壓縮量；p為油缸直徑；r為活塞桿直徑。

與傳統(tǒng)貿(mào)易相似，跨境電商從業(yè)人員也需要熟知各國(guó)經(jīng)濟(jì)水平和文化特色，具備良好的外語(yǔ)書寫和聽說(shuō)溝通能力。除此之外，跨境電商交易全程幾乎都是在電腦上完成，要求從業(yè)人員要有出色的電腦操作能力[1]。

溢流閥1設(shè)定的貼閘油壓x為9.43 MPa，用于消除制動(dòng)盤與閘瓦的1 mm間隙，使制動(dòng)開始后盤形閘迅速動(dòng)作，防止飛車和速度超調(diào)。貼閘油泵計(jì)算公式為[14]

式中：c為提升系統(tǒng)靜張力差；為卷筒半徑；為閘瓦摩擦因數(shù)，計(jì)算時(shí)一般取0.35。

溢流閥2調(diào)定的油壓1為4.3 MPa。根據(jù)立井提升的作業(yè)工況，在計(jì)算二級(jí)制動(dòng)的第一級(jí)制動(dòng)油壓時(shí)，原則上按下放重載允許的制動(dòng)減速度計(jì)算[14]，計(jì)算公式為

蓄能器預(yù)充氣體積pre選為4 L，預(yù)充氣壓力pre為5.16 MPa，計(jì)算公式為

由于蓄能器做輔助動(dòng)力源用，故可按絕熱過(guò)程來(lái)計(jì)算，蓄能器的工作容積w為

式中：max為蓄能器完全放液時(shí)的體積；min為蓄能器完全充液狀態(tài)時(shí)的體積，在絕熱過(guò)程中，=1.4。

模型中比例方向閥取線性流量特性，控制信號(hào)與閥的開口度和流量成正比。由孔口流量公式得閥的流量為

式中：q為流量系數(shù)；(3)為閥的節(jié)流邊開口量，它是控制信號(hào)3的函數(shù)；為線性流量特性時(shí)的線性系數(shù)；L為油液密度；Δ為節(jié)流邊前后的壓力差。

4 機(jī)電液聯(lián)合仿真

ADAMS，AMEsim和Matlab/Simulink均為其他2款軟件提供了高效、多樣的接口以實(shí)時(shí)交換數(shù)據(jù)[15]，接口可分為完全輸出及聯(lián)合仿真2種模式。選擇以Simulink作為集成環(huán)境并在與ADAMS和AMEsim交互時(shí)，均采用以Simulink為主導(dǎo)的聯(lián)合仿真方式進(jìn)行仿真，聯(lián)合仿真原理如圖8所示。由于輸出的AMEsim和ADAMS中的模型都以S-function的形式存在，因此，兩者可以Simulink為媒介自動(dòng)實(shí)現(xiàn)數(shù)據(jù)交換，從而達(dá)到聯(lián)合仿真的目的。

根據(jù)圖8所示原理，在Simulink中搭建聯(lián)合仿真程序，如圖9所示。圖9中“adam子程序”是ADAMS輸出到Simulink的子系統(tǒng)，包含表示ADAMS非線性模型的S-Function及用于與Simulink交換數(shù)據(jù)，聯(lián)合仿真以Simulink為主導(dǎo)，采用變步長(zhǎng)仿真的方式進(jìn)行，其中的傳遞函數(shù)則用于消除代數(shù)環(huán)的影響。

圖8 聯(lián)合仿真原理

圖9 Simulink聯(lián)合仿真框圖

系統(tǒng)輸入為制動(dòng)減速度的設(shè)定值、制動(dòng)開始時(shí)卷筒圓周處的線速度、上提和下放側(cè)初始繩長(zhǎng)及負(fù)載。系統(tǒng)輸出為卷筒圓周處的線速度、實(shí)際制動(dòng)減速度、鋼絲繩的張力及盤形閘內(nèi)油壓。

在制動(dòng)控制策略上，二級(jí)制動(dòng)控制只需設(shè)定2個(gè)換向閥的接通或斷電的延時(shí)時(shí)間。設(shè)定二級(jí)制動(dòng)的第一級(jí)制動(dòng)時(shí)間為12 s，以下放重載的規(guī)定為計(jì)算依據(jù)，制動(dòng)時(shí)間1計(jì)算公式為

其中：m為速度最大值；min為加速度最小值。

恒減速制動(dòng)控制則采用在Simulink中建立mamdani模糊控制器的方式實(shí)現(xiàn)。選取卷筒制動(dòng)減速度與設(shè)定減速度的偏差以及偏差的變化率為模糊控制器的輸入，以與比例方向閥控制信號(hào)相關(guān)的控制量作為模糊控制器的輸出。

引起提升機(jī)緊急制動(dòng)的工況有很多，本文選取重載下放超速工況進(jìn)行超深礦井提升機(jī)緊急制動(dòng)仿真。制動(dòng)開始時(shí)，卷筒圓周處的線速度取為20 m/s，下放側(cè)負(fù)載為490 kN，初始繩長(zhǎng)為1 km，上提側(cè)空載，初始繩長(zhǎng)為500 m。

二級(jí)制動(dòng)的仿真結(jié)果如圖10所示，恒減速制動(dòng)的仿真結(jié)果如圖11~14所示。從圖10可見(jiàn)：在二級(jí)制動(dòng)過(guò)程中，卷筒的制動(dòng)減速度由1.50 m/s2到1.75 m/s2緩慢增加，在接近13 s時(shí)二級(jí)制動(dòng)進(jìn)入第二階段，此時(shí)，全部制動(dòng)力矩施加在制動(dòng)盤上以滿足制動(dòng)力矩不小于實(shí)際提升最大靜荷重旋轉(zhuǎn)力矩的3倍要求，同時(shí)卷筒得到1個(gè)較大的瞬時(shí)減速度，待其被盤形閘抱死后又迅速降低為0 m/s2。

圖10 二級(jí)制動(dòng)時(shí)卷筒制動(dòng)減速度變化曲線

圖11 恒減速制動(dòng)時(shí)卷筒制動(dòng)減速度變化曲線

圖12 恒減速制動(dòng)時(shí)上提側(cè)鋼絲繩張力變化曲線

圖13恒減速制動(dòng)時(shí)下放側(cè)鋼絲繩張力變化曲線

圖14 恒減速制動(dòng)時(shí)盤形閘內(nèi)油壓變化曲線

從圖11~14可見(jiàn)：在恒減速過(guò)程中，卷筒的減速度在3 m/s2附近小幅度波動(dòng)，相比于二級(jí)制動(dòng)，恒減速制動(dòng)制動(dòng)的動(dòng)態(tài)性能更加平穩(wěn)；上提側(cè)鋼絲繩的張力在1 550 kN處振蕩變化。下放側(cè)鋼絲繩的張力在?1 750 kN處振蕩變化，負(fù)號(hào)表示與上提側(cè)鋼絲繩張力對(duì)卷筒產(chǎn)生的力矩方向相反。

5 結(jié)論

1) 基于超深礦井提升機(jī)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和工作載荷情況，建立了1.5 km超深礦井提升機(jī)盤形閘制動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，并將盤形閘油壓滯回仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)測(cè)試結(jié)果進(jìn)行了對(duì)比驗(yàn)證。同時(shí)在AMEsim和Simulink中分別建立了制動(dòng)系統(tǒng)的液壓系統(tǒng)和控制模型。

2) 采用ADAMS，AMEsim和Simulink等多軟件聯(lián)合仿真方式建立的盤形閘制動(dòng)系統(tǒng)機(jī)電液一體化仿真系統(tǒng)可以有效地對(duì)盤形閘制動(dòng)系統(tǒng)開展機(jī)電液仿真研究。

3) 設(shè)計(jì)的機(jī)電液系統(tǒng)各項(xiàng)運(yùn)行參數(shù)合理有效，恒減速制動(dòng)比二級(jí)制動(dòng)具有更加平穩(wěn)的動(dòng)態(tài)性能。

[1] 胡社榮, 戚春前, 趙勝利, 等. 我國(guó)深部礦井及其臨界深度討論[J]. 煤炭科學(xué)技術(shù), 2010, 38(7): 10?13. HU Sherong, QI Chunqian, ZHAO Shengli, et al. Discussion on China deep mine classification and critical depth[J]. Coal Science and Technology, 2010, 38(7): 10?13.

[2] ALFRED C. Mine hoisting in deep shafts in the 1st half of 21st century[J]. Acta Montanistica Slovaca, 2002, 7(3): 188?192.

[3] 劉勁軍, 鄒聲勇, 張步斌, 等. 我國(guó)大型千米深井提升機(jī)械的發(fā)展趨勢(shì)[J]. 礦山機(jī)械, 2012, 40(7): 1?6. LIU Jinjun, ZOU Shengyong, ZHANG Bubin, et al. Discussion trend of domestic large hoisting equipments for deep shafts of thousands meters[J]. Mining & Processing Equipment, 2012, 40(7): 1?6.

[4] 劉勁軍, 鄒聲勇, 張步斌, 等. 單繩纏繞式提升機(jī)緊急制動(dòng)減速度分析[J]. 礦山機(jī)械, 2014, 42(10): 44?50. LIU Jinjun, ZOU Shengyong, ZHANG Bubin, et al. Analysis on emergency braking deceleration of single-rope winding hoist[J]. Mining & Processing Equipment, 2014, 42(10): 44?50.

[5] 趙強(qiáng). 提升機(jī)制動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性仿真及試驗(yàn)研究[D]. 太原: 太原理工大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院, 2016: 45?65. ZHAO Qiang. Simulation and experimental study on dynamic characteristics of hoist braking system[D]. Taiyuan: Taiyuan University of Technology. School of Mechanical Engineering, 2016: 45?65.

[6] 麻慧君. 礦用提升機(jī)全數(shù)字軟硬件冗余恒減速制動(dòng)系統(tǒng)研究[D]. 太原: 太原理工大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院, 2013: 1?5. MA Huijun. Research of mine hoist constant deceleration braking system[D]. Taiyuan: Taiyuan University of Technology. College of Mechanical Engineering, 2013: 1?5.

[7] BAO Jiusheng, LIU Jinge, YIN Yan, et al. Characterization and experiments on the friction catastrophe behaviors of brake material during emergency braking[J]. Engineering Failure Analysis, 2015, 55(9): 55?62.

[8] GRZEGORZEK W, ?CIESZKA S. Prediction on friction characteristics of mine hoist disc brakes using artificial neural networks[J]. Scientific Problems of Machines Operation & Maintenance, 2011, 38(7): 27?42.

[9] 曹國(guó)華. 礦井提升鋼絲繩裝載沖擊動(dòng)力學(xué)行為研究[D]. 北京: 中國(guó)礦業(yè)大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院, 2009: 5?12. CAO Guohua. Impact dynamic behaviors of mine hoisting rope during loading process[D]. Beijing: China University of Mining and Technology. College of Mechanical and Electrical Engineering, 2009: 5?12.

[10] 李玉瑾. 多繩摩擦提升系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)研究與工程設(shè)計(jì)[M]. 北京: 煤炭工業(yè)出版社, 2008: 16?21. LI Yujin. Dynamics of multi-rope friction hoist system research and design[M]. Beijing: China Coal Industry Publishing House, 2008: 16?21.

[11] KACZMARCZYK S, OSTACHOWICZ W. Transient vibration phenomena in deep mine hoisting cables. Part 1: mathematical model[J]. Journal of Sound and Vibration, 2003, 262(2): 219?244.

[12] 晉民杰, 劉華偉, 裴培, 等. 基于ADAMS宏程序的礦井提升機(jī)鋼絲繩建模研究[J]. 礦山機(jī)械, 2011, 39(12): 46?49. JIN Minjie, LIU Huawei, PEI Pei, et al. Study on modeling of wire ropes of mine hoists based on ADAMS macro programs[J]. Mining & Processing Equipment, 2011, 39(12): 46?49.

[13] 梁兆正. 提升鋼絲繩動(dòng)態(tài)分析的分段線性化解法[J]. 應(yīng)用數(shù)學(xué)與計(jì)算數(shù)學(xué)學(xué)報(bào), 1996, 10(2): 35?43. LIANG Zhaozheng. The segmented linear solutions of hoisting wire rope dynamic analysis[J]. Communication on Applied Mathematics and Computation, 1996, 10(2): 35?43.

[14] 劉明志, 江洪杰, 張新民. 礦井提升機(jī)安全制動(dòng)油壓的確定與調(diào)整[J]. 煤礦機(jī)械, 2004, 7(8): 13?15. LIU Mingzhi, JIANG Hongjie, ZHANG Xinmin. Determination and adjustment of oil pressure of safe braking system of mine hoist[J]. Mining & Processing Equipment, 2004, 7(8): 13?15.

[15] 馬長(zhǎng)林, 李鋒, 郝琳, 等. 基于Simulink的機(jī)電液系統(tǒng)集成化仿真平臺(tái)研究[J]. 系統(tǒng)仿真學(xué)報(bào), 2008, 20(17): 4578?4581. MA Changlin, LI Feng, HAO Lin, et al. Study of integrated simulation platform for mechanical electro-hydraulic system based on Simulink[J]. Journal of System Simulation, 2008, 20(17): 4578?4581.

(編輯 陳燦華)

Mechanical-electrical-hydraulic modeling of disc braking system for ultra deep mine hoist

WANG Gang, DI Yapeng, LI Jiantao

(School of Mechanical and Electrical Engineering, Central South University, Changsha 410083, China)

To study the disc braking system dynamic performance during braking, multi-body dynamic model of the multi-rope winding hoist was established in ADAMS and verified by comparing the hydraulic hysteresis simulation results with the experimental results. Combined with the braking load based on the continuous elastic model of the wire rope, the hoisting system dynamic model was established in Simulink. Meanwhile, the hydraulic system model was established and the control strategy model of two-stage braking and constant decelerating braking were established in Simulink. Using the multi-software co-simulation technology, the mechanical-electrical-hydraulic simulation system of the disc braking system was formulated with Simulink as integrated environment. The dynamic performance of two-stage braking and constant decelerating braking at the heavy dropping overspeed was studied based on the simulation system. The results show that design operation parameters of the mechanical-electrical-hydraulic system are correct and effective, and the dynamic performance of constant decelerating braking is more stable than that of the two-stage braking.

ultra deep mine hoist; disc brake; co-simulation; two-stage braking; constant decelerating braking

TD534

A

1672?7207(2018)04?0848?09

10.11817/j.issn.1672?7207.2018.04.011

2017?05?29；

2017?07?22

國(guó)家重點(diǎn)基礎(chǔ)研究發(fā)展規(guī)劃(973計(jì)劃)項(xiàng)目(2014CB049402)(Project(2014CB049402) supported by the National Basic Research Development Program(973 Program) of China)

王剛，博士，副教授，從事工程裝備設(shè)計(jì)與控制研究；E-mail：wg@csu.edu.cn