張少鵬

（中國煤炭科工集團太原研究院有限公司，山西太原 030006）

1 采煤機液壓制動系統(tǒng)工作原理

當采煤機運行中出現(xiàn)問題時，控制系統(tǒng)發(fā)送信號給電磁閥，電磁閥進行斷電處理，促使制動裝置里的液壓油快速返回油箱，壓力油腔的壓力迅速下降，制動器碟形彈簧給活塞推力并促使其移動，基于碟簧的作用力使制動裝置壓下摩擦片，形成制動力，對采煤機下滑動作進行有效控制。采煤機故障解除后，液壓系統(tǒng)在啟動狀態(tài)下提供高壓油液制動系統(tǒng)，使制動盤的碟簧壓縮，分開采煤機與摩擦片，采煤機向前方運行。

2 采煤機液壓制動系統(tǒng)仿真模型的建立

2.1 參數(shù)配置

在構(gòu)建制動系統(tǒng)仿真模型過程中，對各元件進行參數(shù)配置，具體數(shù)據(jù)見表1。

表1 液壓制動系統(tǒng)仿真參數(shù)

2.2 蓄能器數(shù)學(xué)模型的建立

本次研究的采煤機液壓制動系統(tǒng)蓄能器屬于囊式結(jié)構(gòu)的蓄能器，數(shù)學(xué)模型用式（1）表示。

式中：Pi是進油腔內(nèi)的壓力；P0是其預(yù)充氣壓力；ke是預(yù)充氣體的剛度系數(shù)；V0是其充氣體積；A0是截面積；ce是預(yù)充氣阻尼系數(shù)。

當油液彈性模量設(shè)定為0 時，蓄能器在進油腔位置的受力情況通過式（2）計算。

式中：P1是進口閥芯位置壓力；An是其進油口閥芯位置截面積。me是進入油液的等效質(zhì)量；Be是油液的等效黏性系數(shù)。

結(jié)合式（1）、式（2），可得式（3）。

3 仿真模型分析與討論

3.1 管路直徑與長度對采煤機液壓制動系統(tǒng)性能的影響

（1）管路直徑。管路對液壓控制系統(tǒng)而言，起到的是連接各元器件的作用，為液壓油在系統(tǒng)中貫通提供相應(yīng)的通道。管路直徑不同，液壓油的液組具有一定的差異，因此，為探討其對采煤機液壓制動系統(tǒng)形成產(chǎn)生的影響，以AMESim 仿真軟件為基礎(chǔ)進行模型分析。

在確保其他參數(shù)配置不調(diào)整的情況下，改變管路直徑，分別使采煤機液壓制動系統(tǒng)處于管路直徑35 mm，25 mm，15 mm，8 mm 等4 個參數(shù)狀態(tài)下運行。

管徑直徑在（15～35）mm 狀態(tài)下，發(fā)揮制動效應(yīng)過程中，管路中油液壓力雖然都會逐漸下降為0，但管徑越大油液壓力降為0 的時間越長，即液壓制動系統(tǒng)的制動動作會因管路直徑的擴大而變得緩慢，仿真試驗中，管徑為8 mm 時，液壓系統(tǒng)油液壓力下降到0 的時長最長。原因是管路直徑較小，會給液壓油流動帶來較大阻力，造成油液的流動性差、速率低，因此，采煤機液壓制動系統(tǒng)的制動性能與系統(tǒng)管路直徑密切相關(guān)。為保證采煤機液壓制動系統(tǒng)最大程度發(fā)揮制動作用，應(yīng)對管路直徑進行科學(xué)選用。

（2）管路長度。為探討管路長度對采煤機液壓制動系統(tǒng)制動性能產(chǎn)生的影響，以AMESim 仿真軟件為基礎(chǔ)進行模型分析。在其他參數(shù)不調(diào)整的情況下，改變管路長度，分別使采煤機液壓制動系統(tǒng)管路長度為8 m，4 m，2 m，1 m 這4 個參數(shù)狀態(tài)下運行。長度的增加會影響液體的流動時間，在仿真試驗中，液壓制動動作的時間隨著管路長度的增長而變長，兩者呈現(xiàn)正相關(guān)關(guān)系。數(shù)據(jù)表明，當管長度設(shè)定為4 m 時，制動耗時0.29 s，而改變?yōu)? m 時，耗時5 s，這違背了煤礦安全生產(chǎn)中的相關(guān)規(guī)程，超出規(guī)范標準0.3 s 的安全極限值。因此，采煤機液壓制動系統(tǒng)的制動性能與液壓系統(tǒng)的管路長度相關(guān)。采煤機制動系統(tǒng)在管路長度配置過程中，應(yīng)控制在4 m 范圍內(nèi)。

3.2 制動器彈簧剛度對制動壓力的影響

為了探討制動器彈簧剛度對采煤機液壓制動系統(tǒng)制動壓力的影響，以AMESim 仿真軟件為基礎(chǔ)進行模型分析。在其他參數(shù)配置不調(diào)整的情況下，對制動器彈簧剛度進行設(shè)定，分別使其處于5300 N/mm，5000 N/mm，4700 N/mm 的參數(shù)狀態(tài)下，制動過程中制動壓力幾乎沒有受到制動器彈簧剛度的制約。彈簧預(yù)緊力確定時，為避免制動器摩擦片過于損耗而影響其可靠性，可以通過適度加強彈簧剛度從而縮減制動器活塞運動間距，提高制動器結(jié)構(gòu)性能。

3.3 制動器彈簧預(yù)緊力對制動油壓的影響

對制動器的彈簧預(yù)緊力進行設(shè)定，分別使其處于3000 N，2400 N，1800 N 的參數(shù)狀態(tài)下。隨著彈簧預(yù)緊力的增加，油壓呈降低趨勢，且越來越快，相應(yīng)的制動消耗時長也變短。制動器彈簧預(yù)緊力處于3000 N 狀態(tài)下時，制動僅用0.2 s。通過這一參數(shù)的仿真分析，給制動系統(tǒng)快速反應(yīng)帶來了新的實踐思路。實際運行中，如果管路長度不能實現(xiàn)縮減、管路彎頭較多并不能減少的情況下，采取加大制動器彈簧預(yù)緊力的措施使制動響應(yīng)更迅速。

3.4 蓄能器不同預(yù)充氣壓力對液壓制動系統(tǒng)的影響

把蓄能器放置在系統(tǒng)內(nèi)，制動器發(fā)揮制動作用過程中的動力源由蓄能器控制，使系統(tǒng)感應(yīng)制動信號后迅速進行制動，保障采煤機制動器有可靠性的制動。為保障有充足的制動壓供制動器制動，保證蓄能器在控制制動器碰觸制動盤之后仍存留一部分高壓油液，需要合理設(shè)定蓄能器的預(yù)充氣壓力。

設(shè)定蓄能器的預(yù)充氣壓力，分別使其處于3 MPa，4 MPa，5 MPa，6 MPa，7 MPa 的參數(shù)狀態(tài)下，基于AMEsim 仿真分析軟件的蓄能器不同預(yù)充氣壓力下制動盤與制動油缸的相關(guān)數(shù)據(jù)，如圖1、圖2 所示。

當蓄能器預(yù)充氣壓力7 MPa 狀態(tài)下，制動盤運行速度以及制動油缸壓力下降到0 的時間非?？欤饕且驗樾钅芷黝A(yù)充氣壓力相比較額定工作壓具有很小的壓差，使很少的油液進入蓄能器，制動盤油缸油液需求無法得到滿足。

制動系統(tǒng)制動速度隨著預(yù)充氣壓從6 MPa 減小到3 MPa，出現(xiàn)減緩的趨勢。尤其預(yù)充氣壓力為3 MPa 的狀態(tài)下，制動時間0.5 s，不能符合迅速制動的采煤機運行需求。分析圖2 制動結(jié)構(gòu)沖擊振動發(fā)現(xiàn)，蓄能器預(yù)充氣壓力在增加的過程中，采煤機制動過程中制動結(jié)構(gòu)的沖擊振動隨之下降，到達6 MPa 時，沖擊振動最低。因此，蓄能器預(yù)充氣壓力6 MPa 狀態(tài)下，不但制動系統(tǒng)動作快速、有效，而且還能夠減小系統(tǒng)的沖擊和振動，有利于延長采煤機液壓制動系統(tǒng)的壽命。

圖1 蓄能器預(yù)充氣壓力—制動盤速度曲線

圖2 蓄能器預(yù)充氣壓力—制動油缸壓力曲線

4 結(jié)論

（1）采煤機液壓制動系統(tǒng)的制動性能與液壓系統(tǒng)管路直徑和長度密切相關(guān)。為保證采煤機液壓制動系統(tǒng)最大程度發(fā)揮制動作用，應(yīng)對管路直徑、長度進行科學(xué)選用，將管路長度控制在4 m 范圍內(nèi)。

（2）在制動過程中制動壓力幾乎沒有受到制動器彈簧剛度的制約?？梢酝ㄟ^適度加強彈簧剛度縮減制動器活塞的運行間距，避免制動器摩擦片過度損耗。

（3）制動器彈簧預(yù)緊力的控制給制動系統(tǒng)快速反應(yīng)帶來了新的實踐思路。實際運行中，如果管路長度不能縮減、管路彎頭較多且能減少的情況下，加大制動器彈簧預(yù)緊力可使制動響應(yīng)更迅速。

（4）蓄能器的配置及蓄能器預(yù)充氣壓力的合理設(shè)定，對于采煤機快速制動有著積極意義，特別是蓄能器預(yù)充氣壓力處于6 MPa 的狀態(tài)下，不但制動系統(tǒng)動作快速、有效，而且還能夠減小系統(tǒng)的沖擊和振動，有利于延長采煤機液壓制動系統(tǒng)的使用壽命。