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        基于AMESim本體分離式翻車機(jī)性能分析

        2019-07-25 01:37:50羅國馨吳春明羅應(yīng)義
        商品與質(zhì)量 2019年6期
        關(guān)鍵詞:桿腔換向閥電液

        羅國馨 吳春明 羅應(yīng)義

        廣東韶鋼松山股份有限公司 廣東韶關(guān) 512000

        國內(nèi)大多電廠使用C型翻車機(jī)作為煤粉和礦石的翻卸裝備,主要包括重車調(diào)車機(jī)、翻車機(jī)本體、遷車臺(tái)、空車調(diào)車機(jī)等設(shè)備[1-2]。翻車機(jī)本體完成敞車的夾持定位、翻轉(zhuǎn)和卸料工作,為翻車機(jī)的關(guān)鍵環(huán)節(jié),夾持定位由液壓系統(tǒng)實(shí)現(xiàn),翻轉(zhuǎn)卸料采用變頻器控制電機(jī)[3-5],設(shè)備的平穩(wěn)性和工作效率大幅提升。

        翻車機(jī)的工作環(huán)境粉塵多、翻轉(zhuǎn)過程中存在振動(dòng),導(dǎo)致液壓元件的卡滯和管接頭松動(dòng)滲油,除塵水會(huì)進(jìn)入液壓系統(tǒng),而油箱翻轉(zhuǎn)加速油液乳化,嚴(yán)重縮短了液壓元件的壽命,導(dǎo)致液壓系統(tǒng)失效,甚至出現(xiàn)翻車機(jī)的掉道等重大事故[6-8]。針對(duì)這一現(xiàn)狀,某廠首次提出了將翻車機(jī)本體液壓系統(tǒng)油源及主要控制閥組從本體分離的方案,采用高壓軟管將控制閥組與壓車液壓缸與靠車液壓缸油路連通,以減少液壓系統(tǒng)受粉層和除塵水影響。實(shí)際的改造過程中,由于連接管道的增長(zhǎng),會(huì)加大管路壓力損失,降低系統(tǒng)的響應(yīng)速度和運(yùn)動(dòng)性能等。

        1 翻車機(jī)本體液壓系統(tǒng)分析

        1.1 工作原理介紹

        翻車機(jī)本體液壓系統(tǒng)主要三部分組成:油源、壓車缸油路、靠車缸油路,主要完成靠車缸和壓車缸的控制[9],如圖1所示。

        靠車缸回路:

        M型機(jī)能三位四通電液換向閥控制靠車缸。在靠車板推出時(shí),電液換向閥處于左位時(shí),靠車缸實(shí)現(xiàn)差動(dòng)連接,加速活塞桿伸出速度;當(dāng)靠車板伸出至指定位置后,換向閥1處于中位,電磁閥5DT斷電,靠車缸液控單向閥阻止無腔油液流出,換向閥1處于中位,該泵卸荷;當(dāng)靠車板縮回時(shí),電液換向閥1處于右位時(shí),泵輸出的高壓油進(jìn)入靠車缸有桿腔,此時(shí)電磁換向閥3DT和5DT得電,使靠車缸無桿腔處的液控單向閥反向打開,無桿腔液壓油經(jīng)換向閥1的B口回油箱。

        圖1 翻車機(jī)本體液壓系統(tǒng)原理圖

        壓車缸回路:

        Y型機(jī)能三位四通電液換向閥控制壓車缸。壓車板壓下,1DT得電,電液換向閥處于右位,活塞桿縮回;在壓車板壓下后,1DT得電,電液換向閥處于中位,該泵卸荷,此時(shí)液壓鎖將出口油路關(guān)閉,但4DT得電,液控單向閥反向開啟,隨轉(zhuǎn)子的翻轉(zhuǎn),壓車缸有桿腔壓力逐步升高,至順序閥開啟壓力時(shí),順序閥閥口打開,平衡缸活塞桿伸出,調(diào)節(jié)有桿腔壓下時(shí)最高壓力,在翻車機(jī)轉(zhuǎn)到100°以后,4DT斷電,液控單向閥將有桿腔油口關(guān)閉;壓車板松壓時(shí),2DT得電,電液換向閥處于左位,4DT得電,液控單向閥反向開啟,泵輸出的液壓油經(jīng)換向閥2A口進(jìn)入壓車缸和平衡缸無桿腔,有桿腔油液經(jīng)換向閥B口回油箱[7-8]。

        1.2 翻車機(jī)敞車受力分析

        設(shè)定在初始狀態(tài),敞車裝滿散料,壓車缸將敞車調(diào)整至最低位置,如圖2(a)所示的Y方向受力分解圖。

        圖2 壓車在不同狀態(tài)下的受力分析

        其中:F1——八臺(tái)壓車缸的合力;

        F2——敞車彈簧的彈簧力;

        G1——敞車自身重量;

        G2——散料重量;

        假定:敞車彈簧壓縮量為h1,壓車缸有桿腔壓力為P1,有桿腔作用面積為A,則:

        滿載狀況下,有桿腔的壓力為:

        若壓車缸活塞桿位置不變,散料已卸完,如圖2(b)所示。G2=0,有桿腔壓力為P2

        空載狀況下,有桿腔的壓力為:

        兩種工況狀態(tài)時(shí),壓車缸有桿腔壓差ΔP 為

        在翻轉(zhuǎn)過程中,敞車中煤炭質(zhì)量表達(dá)式為[10]:

        采用位移傳感器模型實(shí)時(shí)測(cè)量壓車缸活塞桿位移x,根據(jù)翻轉(zhuǎn)角度計(jì)算壓車缸受力,受力方程為:

        以實(shí)際改造的翻車機(jī)C64K敞車為例計(jì)算,相關(guān)的參數(shù)如下表1所示:

        經(jīng)計(jì)算,壓車缸有桿腔壓力為22MPa,超過壓車缸及液壓元件耐壓值,因此,翻車機(jī)采用了平衡缸進(jìn)行卸壓,當(dāng)壓車缸有桿腔壓力升至P2時(shí),順序閥閥口打開,有桿腔中部分液壓油排到平衡缸,壓車缸有桿腔壓力降低,并維持在P2,敞車彈簧壓縮量減小Δx,由于平衡缸與壓車缸尺寸相同,此時(shí)平衡缸活塞移動(dòng)距離為8Δx ,但Δx必須小于初始?jí)合戮嚯x,否則,敞車車輪脫離鐵軌上表面,造成脫軌事故,而平衡缸活塞移動(dòng)距離受順序閥控制。

        表1 翻車機(jī)C64K敞車相關(guān)參數(shù)

        2 翻車機(jī)本體液壓系統(tǒng)仿真分析

        通過對(duì)翻車機(jī)壓車缸部分工作原理和受力進(jìn)行靜態(tài)分析,參照其液壓系統(tǒng)原理,運(yùn)用AMESim仿真軟件對(duì)翻車機(jī)本體液壓系統(tǒng)壓車缸回路進(jìn)行建模,并對(duì)其壓車和松壓的過程進(jìn)行動(dòng)態(tài)分析。仿真模型見圖3所示。

        圖3 翻車機(jī)本體液壓系統(tǒng)壓車缸部分仿真模型

        相關(guān)的仿真參數(shù)如表2所示:

        表2 仿真參數(shù)

        仿真過程分為兩步進(jìn)行,第一步不考慮順序閥和平衡缸的作用,即模擬未采用平衡缸的限壓模式,仿真得到壓車缸活塞桿位移及無桿腔壓力曲線見圖4。

        圖4 無平衡缸時(shí)壓車缸曲線

        如圖4(a)所示,初始狀態(tài)0.18s,活塞桿位移從初始位置逐漸減小到最小值,100s后,轉(zhuǎn)子開始順時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng),由于液壓鎖作用,活塞桿基本不動(dòng)。由圖4(b)可知,因負(fù)載增大,壓力開始增大,最大值為18.2Mpa,大于壓車缸額定工作壓力16MPa。

        仿真第二步,加入平衡缸后,仿真計(jì)算得到壓車缸活塞桿位移曲線見圖5,無桿腔壓力曲線見下圖10。

        圖5 加平衡缸時(shí)壓車缸曲線

        由圖5(a)可知活塞桿位移在100s后快速增大,最大值約為0.26m,小于初始位移0.28m,該階段壓力整體上升,在6.5MPa時(shí)保持1s后快速升高至14.8MPa,壓車缸有桿腔壓力等于6.5MPa時(shí),順序閥打開,平衡缸活塞桿縮回,壓車缸無桿腔部分油液流向平衡缸;當(dāng)平衡缸活塞桿完全縮回后,壓車缸無桿腔油液不能排出,壓力繼續(xù)增高,直到最大值。壓力變化趨勢(shì)和最大壓力值與現(xiàn)場(chǎng)實(shí)測(cè)基本一致;該過程壓車缸活塞桿伸出距離小于壓下距離,車皮未脫離軌道。

        3 本體液壓系統(tǒng)分離方案的性能分析

        3.1 本體液壓系統(tǒng)分離方案原理

        新設(shè)計(jì)方案將液壓站和平衡缸移出本體,為盡量減小管路壓力損失,閥組出口采用硬管至本體附近,本體上液壓缸也采用硬管至翻車機(jī)端部,中間采用高壓軟管,高壓軟管隨本體來回轉(zhuǎn)動(dòng)。壓車部分,管道內(nèi)徑為34mm,閥組出口硬管長(zhǎng)15m,本體硬管長(zhǎng)30m。

        3.2 新方案性能仿真分析

        新設(shè)計(jì)方案由于管路增長(zhǎng),且采用了柔性軟管,在上述模型基礎(chǔ)上增加軟管模型(圖3),對(duì)壓車缸無桿腔壓力和活塞位移進(jìn)行性能驗(yàn)算,判斷新方案對(duì)系統(tǒng)性能的影響是否能滿足壓車要求,增加軟管模型后,得出壓車缸曲線如圖6所示。

        圖6 新方案壓車缸曲線(加平衡缸時(shí))

        由圖6可知,新設(shè)計(jì)方案的位移增大至0.27mm,比原系統(tǒng)活塞桿位移增大,但仍小于初始位移;改變前后,壓力變化趨勢(shì)一致,但最大壓力值降低至14.3MPa。分析原因,軟管增加了系統(tǒng)阻尼系數(shù),系統(tǒng)響應(yīng)變慢,軟管具有彈性,壓力升高時(shí),系統(tǒng)容積進(jìn)一步增大,降低了系統(tǒng)最高壓力,活塞桿最大位移值變大。車皮未脫軌,由無桿腔壓力可知,最大壓力未超過液壓缸和管道額定壓力。

        4 結(jié)論

        由翻車機(jī)的工作原理和負(fù)載特點(diǎn)可知,壓車缸活塞位移與壓力控制是關(guān)鍵。針對(duì)現(xiàn)場(chǎng)實(shí)際工況,提出了將液壓站從本體分離的布置方式,并采用AMESim軟件,進(jìn)行了數(shù)值仿真,模擬了新舊方案對(duì)壓車缸活塞位移與壓力的影響,得出如下結(jié)論:(1)將液壓站移出翻車機(jī)本體后,采用軟管連接,且硬管長(zhǎng)度增大,對(duì)壓車缸無桿腔壓力和活塞桿位移均產(chǎn)生影響,但仍在安全范圍內(nèi),不會(huì)導(dǎo)致車皮脫軌;(2)新方案的液壓缸無桿腔壓力最大值略有下降,有利于增長(zhǎng)液壓元件和液壓輔件壽命;(3)新方案的系統(tǒng)響應(yīng)速度變慢,但仍能滿足使用要求。(4)該系統(tǒng)執(zhí)行元件參數(shù)有待優(yōu)化,減小平衡缸活塞位移,減小壓車缸有桿腔最高壓力。

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