馮君玲，田慕琴，賀 穎，王 茜

(太原理工大學(xué)電氣與動力工程學(xué)院, 山西太原 030024)

引言

縱軸式掘進(jìn)機(jī)以其安全、高效、靈活性高、適應(yīng)性強(qiáng)等特點(diǎn)，在半煤巖巷道掘進(jìn)中得到普遍應(yīng)用[1-4]。掘進(jìn)機(jī)工況包括水平截割、垂直截割與縱向鉆進(jìn)[5]。垂直截割是掘進(jìn)機(jī)的重要工況之一，當(dāng)掘進(jìn)機(jī)垂直升降截割過程中運(yùn)動方向發(fā)生變化時，作用在液壓系統(tǒng)執(zhí)行元件的工作負(fù)載會發(fā)生突然變化，導(dǎo)致液壓缸兩腔壓力出現(xiàn)強(qiáng)烈波動。這種壓力波動一方面會對液壓元件造成沖擊，從而引起液壓元件故障，引發(fā)生產(chǎn)事故，另一方面會使活塞運(yùn)動速度產(chǎn)生波動，造成截割臂運(yùn)行軌跡偏差，進(jìn)而影響巷道成形質(zhì)量和掘進(jìn)效率[6]。

汪勝陸等[7]通過對EBZ160型掘進(jìn)機(jī)截割頭垂直擺動液壓控制系統(tǒng)的分析，提出了利用電液比例方向閥代替手動換向閥的改進(jìn)控制方案，建立了系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型，并采用MATLAB軟件對系統(tǒng)進(jìn)行閉環(huán)PID控制仿真；毛清華等[8]針對煤礦懸臂式掘進(jìn)機(jī)截割斷面自動成形控制問題，建立了截割頭控制系統(tǒng)傳遞函數(shù)模型，并提出了一種基于PID控制的懸臂式掘進(jìn)機(jī)截割頭位置精確控制方法；李閣強(qiáng)等[9]為解決盾構(gòu)機(jī)在復(fù)雜地層施工時推進(jìn)速度和壓力難以控制的問題，在壓力流量控制的基礎(chǔ)上提出BP神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)控制策略，并對系統(tǒng)進(jìn)行聯(lián)合仿真分析；劉春生等[10]建立了懸臂水平擺動機(jī)構(gòu)液壓系統(tǒng)的靜態(tài)和動態(tài)數(shù)學(xué)模型，采用計(jì)算機(jī)模擬的方法，分析了系統(tǒng)的動態(tài)特性，為實(shí)現(xiàn)掘進(jìn)機(jī)自動控制提供了實(shí)用的簡化模型。

現(xiàn)有研究主要針對掘進(jìn)機(jī)截割臂擺動截割過程進(jìn)行建模和控制，而針對截割臂擺動換向瞬間液壓系統(tǒng)的性能研究卻鮮有報道。因此，本研究基于AMESim仿真平臺，建立了縱軸式掘進(jìn)機(jī)升降截割系統(tǒng)物理模型，對截割臂升降運(yùn)動過程中運(yùn)動方向變化瞬間的液壓缸壓力和速度響應(yīng)進(jìn)行分析，通過加入PID控制，保證了截割臂垂直升降換向的平穩(wěn)性和可靠性，從而提高掘進(jìn)機(jī)的施工精度和工作穩(wěn)定性，對實(shí)現(xiàn)掘進(jìn)機(jī)自動控制具有重要意義。

1 掘進(jìn)機(jī)截割臂升降液壓系統(tǒng)工作原理

掘進(jìn)機(jī)升降液壓回路采用負(fù)載敏感控制方法，其液壓原理如圖1所示，系統(tǒng)主要由電動機(jī)、具有負(fù)載敏感和壓力切斷功能的變量泵、溢流閥、壓力補(bǔ)償閥、負(fù)載敏感伺服閥、平衡閥和1對升降液壓缸組成。變量泵在電動機(jī)驅(qū)動下為液壓回路提供壓力油源，經(jīng)過負(fù)載敏感伺服閥驅(qū)動1對升降液壓缸工作，控制液壓缸的方向和速度，從而實(shí)現(xiàn)截割臂上下擺動。溢流閥控制系統(tǒng)最高壓力；壓力補(bǔ)償閥保持伺服閥前后壓差為恒定值，確保流經(jīng)伺服閥的流量不受負(fù)載變化的影響，僅與閥口開度呈正比[11]；平衡閥組可以防止截割臂在不工作或者油管爆裂時由于較大的自重而自動下落產(chǎn)生的危險[12]，將截割臂按照工作要求鎖定在某一位置，當(dāng)液壓缸負(fù)載方向發(fā)生變化時在回油路形成背壓，平衡負(fù)載[13]，保持截割臂平穩(wěn)運(yùn)動。

2 掘進(jìn)機(jī)升降液壓系統(tǒng)仿真模型搭建

參照圖1，在AMESim中搭建基于PID的掘進(jìn)機(jī)截割部升降液壓控制系統(tǒng)仿真模型，如圖2所示。仿真模型主要包括電動機(jī)、負(fù)載敏感變量泵、壓力補(bǔ)償器、負(fù)載敏感伺服閥、平衡閥組、液壓缸、截割部、位移傳感器及PID控制模塊等重要系統(tǒng)部件。其中壓力補(bǔ)償器利用HCD庫原件建立，平衡閥組由2個偏心閥組成，PID控制模塊由AMESim信號庫中自帶的PID元件、信號放大器、信號限位器組成，由于截割部升降運(yùn)動軌跡在同一平面內(nèi)，因此采用平面機(jī)械庫建立截割部模型。截割部用1個三端口的PLMDBOD模塊表示，其中1個端口與PLMPIVOT模塊連接，表示與回轉(zhuǎn)臺的鉸接點(diǎn)；1個端口與PLMJACK模塊連接，表示與升降液壓缸鉸接點(diǎn)；另外1個端口位于截割部末端，表示截割頭，由1個PLMFOR模塊及信號庫共同模擬外載荷施加于該端口。根據(jù)某型號掘進(jìn)機(jī)截割部幾何尺寸，設(shè)置截割部與回轉(zhuǎn)臺鉸點(diǎn)坐標(biāo)、截割部與升降油缸鉸點(diǎn)坐標(biāo)及升降油缸與回轉(zhuǎn)臺鉸點(diǎn)坐標(biāo)，得到截割部平面機(jī)構(gòu)仿真裝配圖[14]，如圖3所示。

圖1 截割部升降系統(tǒng)液壓原理圖

圖2 基于PID的截割部升降液壓系統(tǒng)仿真模型

圖3 截割部平面機(jī)構(gòu)仿真裝配圖

設(shè)置截割部運(yùn)動軌跡為：由平行于地面的水平位置向上擺動至截割頭上極限位置，再由上極限位置向下擺動至下極限位置，最后由下極限位置向上擺動至上極限位置。為了驗(yàn)證截割部模型參數(shù)設(shè)置正確與否，將截割頭垂直運(yùn)動距離及截割臂垂直擺動角度仿真值與計(jì)算值進(jìn)行比較，結(jié)果如圖4所示。由圖4a、圖4b可知，截割臂垂直擺動上極限位置與下極限位置仿真值分別為3.086 m與-1.629 m,與計(jì)算值3.047 m和-1.629 m基本吻合；由圖4c可知，截割臂擺動角度上下極限仿真值分別為43.16°和-20.49°，與該型號掘進(jìn)機(jī)上下擺動極限角度43.6°和-21.27°非常接近，因此截割部模型參數(shù)設(shè)置正確，保證后續(xù)仿真分析的準(zhǔn)確性。

圖4 截割臂垂直運(yùn)動軌跡

3 截割部升降運(yùn)動液壓系統(tǒng)控制的仿真分析

在AMESim中分別進(jìn)行原有系統(tǒng)和加入PID控制的截割部升降運(yùn)動仿真，圖5所示為基于PID控制的液壓缸位移跟蹤曲線。仿真結(jié)果表明，實(shí)際位移與期望位移最大誤差值為0.007 m，基本能夠跟蹤上期望值的變化。

圖5 PID控制的液壓缸位移跟蹤曲線

圖6和圖7分別顯示原有系統(tǒng)和采用PID控制的液壓缸載荷、變量泵出口壓力和出口流量的仿真曲線。

圖6 液壓缸載荷仿真曲線

圖7 變量泵出口壓力和流量仿真曲線

由圖6a可知，液壓缸載荷在下極限位置達(dá)到最大，與文獻(xiàn)[15]中“油缸對截割臂推力的最大值出現(xiàn)在θ最小的位姿”結(jié)論一致，這是由于截割臂越向下，液壓缸推力越大，才能越有效地平衡向下的截割力和重力，保證截割臂平穩(wěn)下降；在截割臂升降運(yùn)動過程中，除了換向點(diǎn)之外，液壓缸載荷隨截割臂的空間位置變化而平穩(wěn)變化。如圖6b～圖6d所示，截割臂在水平位置啟動階段及上下極限位置變換運(yùn)動方向瞬間，液壓缸載荷均有不同程度的振蕩，且振幅不一致，振蕩時間也有區(qū)別。水平位置啟動階段，原有系統(tǒng)和PID控制系統(tǒng)振蕩時間均較長，約為1.8 s,而PID控制系統(tǒng)最大振蕩幅值降低至原有系統(tǒng)的79.9%；截割臂運(yùn)動至上極限位置開始向下運(yùn)動瞬間，原有系統(tǒng)經(jīng)過0.65 s振蕩后趨于穩(wěn)定，其最大振蕩峰峰值為穩(wěn)定值的3倍，加入PID控制后，振蕩時間縮短至0.55 s，振蕩幅值明顯減小；當(dāng)截割臂運(yùn)動至下極限位置開始向上運(yùn)動瞬間，原有系統(tǒng)經(jīng)歷一個短暫的振蕩后趨于穩(wěn)定，但是在換向瞬間有一個高達(dá)穩(wěn)定值大約3倍的振蕩沖擊，加入PID控制后，盡管振蕩時間稍有延長，卻極大地降低了換向瞬間的載荷沖擊，保證了系統(tǒng)的安全性和穩(wěn)定性。

由圖7a、圖7b可知，變量泵輸出壓力隨液壓缸載荷的變化而變化，在PID控制下基本消除了原有系統(tǒng)的超調(diào)現(xiàn)象，控制效果較好；圖7c、圖7d仿真結(jié)果顯示，無論液壓缸載荷如何變化，除了幾個換向點(diǎn)外，變量泵輸出流量恒定，約為47 L/min，PID控制下無超調(diào)現(xiàn)象。

圖8所示為液壓缸兩腔壓力仿真曲線，截割臂下降過程中，活塞桿腔進(jìn)油，活塞腔回油，液壓缸載荷為拉力，進(jìn)油壓力隨截割臂位姿逐漸向下而減小，回油壓力基本保持恒定；截割臂上升過程中，活塞腔進(jìn)油，活塞桿腔回油，液壓缸載荷為推力，進(jìn)油壓力隨截割臂位姿逐漸向上而減小，回油壓力基本保持恒定。由圖8a、圖8b對比來看，增加PID控制后液壓缸兩腔壓力在截割臂運(yùn)動換向瞬間的沖擊大幅減小，換向更加平穩(wěn)。

圖8 液壓缸兩腔壓力仿真曲線

圖9分別顯示液壓缸與截割頭運(yùn)動速度仿真曲線。由圖9a、圖9b液壓缸速度仿真曲線可以看出，在變量泵出口流量保持不變的情況下，由于平衡閥的作用，液壓缸在截割臂上升和下降階段均能平穩(wěn)地做勻速運(yùn)動，但下降階段液壓缸速度要大于上升階段，且PID控制系統(tǒng)在換向瞬間基本沒有出現(xiàn)大的波動。由圖9c、圖9d 截割頭擺速仿真曲線可知，截割頭垂直擺動在截割臂上升和下降階段并非勻速運(yùn)動，即截割頭擺速與液壓缸速度之間不是線性關(guān)系，而通過理論分析可知，截割頭擺速由液壓缸速度、截割臂長度及截割臂位姿角的正弦值共同確定，截割頭擺速與液壓缸速度之間呈非線性關(guān)系，仿真結(jié)果與理論分析一致。

圖9 液壓缸速度與截割臂擺速仿真曲線

4 結(jié)論

本研究通過在AMESim中建立縱軸式掘進(jìn)機(jī)升降液壓系統(tǒng)物理模型，對截割臂升降運(yùn)動過程進(jìn)行仿真分析，得到如下結(jié)論：

(1) 掘進(jìn)機(jī)截割臂在升降運(yùn)動過程中，除了幾個換向點(diǎn)之外，液壓缸載荷隨著截割臂的空間位置變化而平穩(wěn)變化，截割臂擺速也較平穩(wěn)；

(2) 掘進(jìn)機(jī)截割臂在升降運(yùn)動過程的換向瞬間，作用在液壓缸的工作負(fù)載會發(fā)生較大的沖擊，加入PID控制后能夠有效減小換向瞬間的載荷沖擊，且系統(tǒng)穩(wěn)定速度快，適應(yīng)能力強(qiáng)；

(3) 液壓缸在上升和下降過程中做勻速運(yùn)動時，系統(tǒng)輸出壓力隨液壓缸載荷變化而變化，系統(tǒng)輸出流量基本維持在47 L/min，且液壓缸下降速度大于上升速度；

(4) 截割頭擺動速度與液壓缸速度之間呈非線性關(guān)系，與理論分析結(jié)果一致。