張選奎

（山西汾西礦業(yè)集團(tuán)有限責(zé)任公司雙柳煤礦， 山西 呂梁 033300）

引言

采煤機(jī)作為煤礦綜采三機(jī)配套中最重要的設(shè)備之一，肩負(fù)著采煤和落煤的任務(wù)，隨著煤炭開(kāi)采深度的不斷增加，煤炭開(kāi)采的難度不斷加大，大傾角的煤層不斷涌現(xiàn)，當(dāng)采煤機(jī)在大傾角的巷道內(nèi)開(kāi)采時(shí)一旦其制動(dòng)系統(tǒng)發(fā)生故障，導(dǎo)致采煤機(jī)沿著傾斜的巷道下滑，輕則導(dǎo)致設(shè)備的損壞，重則會(huì)導(dǎo)致嚴(yán)重的人員傷亡事故，造成惡劣的社會(huì)影響[1]，因此采煤機(jī)的液壓制動(dòng)系統(tǒng)對(duì)確保煤礦的安全生產(chǎn)具有十分重大的意義。采用AMESim仿真分析軟件對(duì)采煤機(jī)液壓系統(tǒng)的工作情況進(jìn)行仿真分析，對(duì)影響液壓制動(dòng)系統(tǒng)的各參數(shù)進(jìn)行分析，對(duì)優(yōu)化采煤機(jī)制動(dòng)系統(tǒng)具有十分重要的意義。

1 采煤機(jī)液壓制動(dòng)系統(tǒng)的工作原理

以某采煤機(jī)的液壓制動(dòng)系統(tǒng)為分析對(duì)象，其液壓系統(tǒng)的組成如圖1所示。可知采煤機(jī)液壓制動(dòng)系統(tǒng)中，采煤機(jī)的制動(dòng)裝置設(shè)置在牽引電機(jī)軸的端部，采煤機(jī)在工作過(guò)程中如果遇到故障或者忽然停電等事故時(shí)，控制系統(tǒng)會(huì)給電磁閥一個(gè)信號(hào)，控制電磁閥斷電，使制動(dòng)裝置內(nèi)的液壓油和油箱連通，儲(chǔ)存在制動(dòng)裝置內(nèi)的高壓油液迅速流回油箱內(nèi)，使制動(dòng)裝置在碟簧的作用下壓緊摩擦片，產(chǎn)生一個(gè)制動(dòng)的力矩，從而控制采煤機(jī)的下滑[2]。當(dāng)采煤機(jī)的故障排除后，啟動(dòng)液壓系統(tǒng)，向制動(dòng)裝置的油箱內(nèi)供油，使制動(dòng)系統(tǒng)的制動(dòng)盤的碟簧壓縮，使摩擦片和采煤機(jī)脫離，控制采煤機(jī)向前運(yùn)行。

2 采煤機(jī)下滑時(shí)受力分析及制動(dòng)時(shí)間要求

采煤機(jī)在大傾角巷道內(nèi)下滑時(shí)的受力如圖2所示。

由圖2可知，要制止采煤機(jī)的下滑，所需要的最小制動(dòng)力F可表示為：

圖1 采煤機(jī)液壓制動(dòng)系統(tǒng)原理圖

圖2 采煤機(jī)下滑時(shí)的受力簡(jiǎn)圖

式中：F為采煤機(jī)所需的制動(dòng)力；f1為采煤機(jī)的下滑力；f2為輸送機(jī)和采煤機(jī)間的摩擦力；μ為輸送機(jī)和采煤機(jī)間的摩擦系數(shù)，取0.18；θ為巷道傾斜角，取30°。

該采煤機(jī)的質(zhì)量為110 t，計(jì)算可得，要制止其下滑，所需的最小制動(dòng)力需達(dá)到363.1 kN以上。

在制動(dòng)機(jī)構(gòu)執(zhí)行制動(dòng)動(dòng)作時(shí)，其制動(dòng)盤上的制動(dòng)扭矩Tz可表示為[3]：

式中：T1為制動(dòng)時(shí)的制動(dòng)扭矩，900 N·m；i為傳動(dòng)比，250.29；φ為制動(dòng)時(shí)的傳動(dòng)效率，0.876.

液壓系統(tǒng)在制動(dòng)時(shí)的總的制動(dòng)力FZ可表示為：

式中：r為制動(dòng)輪半徑，260 mm。

代入數(shù)據(jù)計(jì)算得FZ=1517.91 kN。

由此可得采煤機(jī)在制動(dòng)情況下的安全系數(shù)SZ為：

代入數(shù)據(jù)計(jì)算得SZ=4.2。

假設(shè)采煤機(jī)在傾斜度為30°的傾斜巷道內(nèi)工作時(shí)，由以上分析可知，采煤機(jī)在下滑時(shí)的制動(dòng)加速度a可表示為：

代入數(shù)據(jù)計(jì)算得a=10.99 m/s2。

采煤機(jī)在下滑力作用下的加速的可表示為：

代入數(shù)據(jù)計(jì)算得t2=0.3 s。

當(dāng)采煤機(jī)的制動(dòng)系統(tǒng)開(kāi)始工作時(shí)，采煤機(jī)的下滑時(shí)間可以表示為：

式中：V為制動(dòng)器油箱內(nèi)液壓油的體積，取120 mL；Q為制動(dòng)時(shí)的排液流量，取400 mL；

代入數(shù)據(jù)計(jì)算得a1=3.45 m/s2。

在制動(dòng)過(guò)程中制動(dòng)器的排液時(shí)間t2可表示為：

式中：V0為采煤機(jī)運(yùn)行時(shí)的最大速度，取0.83 m/s。

代入數(shù)據(jù)計(jì)算得t1=0.17 s。

由此可計(jì)算出采煤機(jī)制動(dòng)時(shí)所需的時(shí)間t=t1+t2=0.2 s。

3 采煤機(jī)液壓制動(dòng)系統(tǒng)仿真模型的建立

在建立液壓制動(dòng)系統(tǒng)的仿真模型時(shí)，各液壓制動(dòng)系統(tǒng)元器件的參數(shù)設(shè)置如表1所示。

表1 液壓制動(dòng)系統(tǒng)的仿真參數(shù)

利用AMESim仿真軟件建立采煤機(jī)液壓制動(dòng)系統(tǒng)的仿真分析模型，如圖3所示。

4 采煤機(jī)液壓制動(dòng)系統(tǒng)仿真分析

管路是連接液壓系統(tǒng)各組成元器件的通道，是供液壓油在系統(tǒng)中流動(dòng)的血管，不同的管路直徑在工作中對(duì)液壓油的液阻不一樣，因此為了研究管路的直徑對(duì)液壓系統(tǒng)工作特性的影響，利用AMESim仿真分析軟件，在保持其他仿真參數(shù)不變的情況下，分別對(duì)管路直徑為8 mm、15 mm、25 mm、35 mm時(shí)的液壓系統(tǒng)運(yùn)行情況進(jìn)行仿真分析[4]。結(jié)果如圖4所示，當(dāng)管徑為15～35 mm時(shí)，其在執(zhí)行制動(dòng)動(dòng)作時(shí)，管路內(nèi)油液的壓力下降為0的時(shí)間隨著管徑的增加而增加，即液壓系統(tǒng)制動(dòng)時(shí)間會(huì)隨著液壓系統(tǒng)中管路直徑的增加而增大，在管路直徑為8 mm時(shí)液壓系統(tǒng)壓降為0時(shí)的時(shí)間最長(zhǎng)，這是因?yàn)樵诠苈分睆竭^(guò)小時(shí)，其內(nèi)部油液在流動(dòng)過(guò)程中所受的液阻增加，導(dǎo)致油液流動(dòng)速度降低導(dǎo)致的，由此可知，管路直徑對(duì)液壓系統(tǒng)的響應(yīng)時(shí)間有巨大的影響，為了確保系統(tǒng)具有較高的制動(dòng)響應(yīng)速度，需要合理的選擇管路的直徑。

圖3 采煤機(jī)液壓制動(dòng)系統(tǒng)的仿真模型

圖4 不同管路直徑下液壓缸制動(dòng)壓力曲線

為了驗(yàn)證管路的長(zhǎng)度對(duì)液壓系統(tǒng)工作特性的影響，利用AMESim仿真分析軟件，在保持其他仿真參數(shù)不變的情況下，分別對(duì)管路長(zhǎng)度為1 m、2 m、4 m、8 m時(shí)的液壓系統(tǒng)的運(yùn)行情況進(jìn)行仿真分析[5]。結(jié)果如圖5所示，隨著管路連接長(zhǎng)度的增加，液壓制動(dòng)系統(tǒng)在制動(dòng)時(shí)所需要的時(shí)間就越長(zhǎng)，特別是當(dāng)管路長(zhǎng)度為4 m時(shí)，其制動(dòng)時(shí)間約為0.29 s，當(dāng)管路長(zhǎng)度為8 m時(shí)，其制動(dòng)時(shí)間為0.5 s，已經(jīng)超過(guò)了煤礦安全規(guī)程規(guī)定的0.3 s的極限，因此該液壓制動(dòng)系統(tǒng)在選擇管路長(zhǎng)度是需要確保管路長(zhǎng)度在4 m以內(nèi)，由此可知，管路長(zhǎng)度對(duì)液壓系統(tǒng)的響應(yīng)時(shí)間有巨大的影響，為了確保系統(tǒng)具有較高的制動(dòng)響應(yīng)速度，需要合理的選擇管路的長(zhǎng)度。

圖5 不同管路長(zhǎng)度下液壓缸活塞桿位移曲線

5 結(jié)論

采煤機(jī)液壓系統(tǒng)的管路長(zhǎng)度和直徑對(duì)采煤機(jī)液壓系統(tǒng)的工作穩(wěn)定性和制動(dòng)時(shí)的響應(yīng)速度具有重要的影響，合理地選擇管路的直徑和長(zhǎng)度能夠極大地提高液壓制動(dòng)系統(tǒng)的響應(yīng)速度和工作穩(wěn)定性，對(duì)確保采煤機(jī)的正常工作具有十分重要的意義。