靳天毅,吳 娟*,杜秉華,郭凱宇

（1.太原理工大學(xué) 機(jī)械與運(yùn)載工程學(xué)院,山西 太原 030024;2.山西省礦山流體控制工程實(shí)驗(yàn)室,山西 太原 030024;3.礦山流體控制國(guó)家地方聯(lián)合工程實(shí)驗(yàn)室,山西 太原 030024）

0 引 言

當(dāng)前,我國(guó)煤炭綜合機(jī)械化生產(chǎn)由一般機(jī)械化普采和綜采向自動(dòng)化、智能化綜采方向發(fā)展,已成為煤炭行業(yè)的現(xiàn)實(shí)需求和采煤工藝發(fā)展的必然趨勢(shì)。2016年國(guó)家發(fā)展改革委和國(guó)家能源局對(duì)外發(fā)布的《能源技術(shù)革命創(chuàng)新行動(dòng)計(jì)劃——（2016—2030年）》[1]中明確說明能源技術(shù)創(chuàng)新的15個(gè)重點(diǎn)任務(wù)之一“煤炭無害化開采技術(shù)創(chuàng)新”,并將在2030年實(shí)現(xiàn)智能化開采,重點(diǎn)煤礦區(qū)基本實(shí)現(xiàn)工作面無人化,全國(guó)煤炭采煤機(jī)械化程度達(dá)到95%以上。

液壓支架作為綜采工作面的重要組成部分,必須走向智能化方向[2]。目前,液壓支架移架時(shí)采用通斷式電液元件,導(dǎo)致系統(tǒng)壓力波動(dòng)和沖擊大,難以實(shí)現(xiàn)對(duì)液壓支架位置的精確控制,成為煤炭智能化開采的瓶頸問題[3]。

在實(shí)現(xiàn)壓力和流量連續(xù)控制的電液控制閥中,電液伺服閥和電液比例閥均難以滿足井下高壓、高水基等復(fù)雜工況[4，5]。近年來,隨著電子技術(shù)的快速發(fā)展,數(shù)字閥得到越來越廣泛的應(yīng)用。有別于伺服控制閥和比例閥,數(shù)字閥具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工藝性好、抗污染能力強(qiáng)、抗干擾能力強(qiáng)等特點(diǎn)[6，7],且不需要模數(shù)轉(zhuǎn)換元件即可接收來自計(jì)算機(jī)的控制信號(hào),可以精確地控制系統(tǒng)的壓力、流量和方向[8，9]。

在數(shù)字閥控缸方面,ANDREAS P等人[10]采用了4個(gè)兩位兩通數(shù)字閥控缸,解決了非對(duì)稱缸的控制問題。何玉東等人[11]分析了多缸系統(tǒng)中負(fù)載力與位移的關(guān)系,提出了一種軌跡跟蹤同步控制方法。HENIKL J等人[12]研究了多執(zhí)行器液壓閉環(huán)系統(tǒng)的漸進(jìn)穩(wěn)定性,提出了一種模塊化分散控制策略。

目前,數(shù)字閥控缸主要從控制算法和控制策略上提高缸的精確性和穩(wěn)定性,但缺少對(duì)高壓、高水基、大流量及強(qiáng)時(shí)變負(fù)載工況下液壓支架的研究。

在傳統(tǒng)的液壓系統(tǒng)中,旁通型調(diào)速閥由移動(dòng)式節(jié)流閥和溢流閥組合而成,其中,節(jié)流閥用于調(diào)節(jié)流量,溢流閥用于壓力補(bǔ)償。但該閥的使用卻受限于液壓支架的復(fù)雜工況。

針對(duì)上述問題,筆者設(shè)計(jì)一種適用于支架工況的新型旋轉(zhuǎn)式旁通型數(shù)字調(diào)速閥。首先,對(duì)旁通型數(shù)字調(diào)速閥進(jìn)行靜力學(xué)分析;然后,通過SimulationX對(duì)其調(diào)速特性進(jìn)行仿真分析[13],研究時(shí)變負(fù)載對(duì)數(shù)字閥控缸控制精度和響應(yīng)特性的影響;最后,通過實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證仿真的可行性。

1 旋轉(zhuǎn)式旁通型調(diào)速閥工作原理

筆者所研究的旋轉(zhuǎn)式旁通型調(diào)速閥由數(shù)字轉(zhuǎn)閥、定差溢流閥和溢流閥組合而成。

旋轉(zhuǎn)式旁通型調(diào)速閥工作原理圖如圖1所示。

圖1中,乳化液泵輸出的乳化液一部分經(jīng)轉(zhuǎn)閥4進(jìn)入液壓缸左腔,推動(dòng)活塞向右移動(dòng),另一部分乳化液經(jīng)定差溢流閥3的溢流口流回油箱,定差溢流閥3閥芯上端a腔與節(jié)流閥4出液口相通,該處壓力為P2;b腔和c腔與泵出口處的油液相通,該處壓力即為泵的出口壓力P1（a腔、b腔、c腔位置如圖2所示）;

當(dāng)液壓缸所受外負(fù)載力Fx增大時(shí),壓力P2上升,隨之a(chǎn)腔的壓力也上升,使閥芯向下移動(dòng),導(dǎo)致定差溢流閥的溢流口減小,乳化液泵1的供油壓力P1增加，進(jìn)行壓力補(bǔ)償,從而減小轉(zhuǎn)閥4的前后壓力差變化;

同理,當(dāng)外負(fù)載力Fx減小時(shí),壓力P2下降,隨之a(chǎn)腔的壓力也下降,使閥芯相應(yīng)動(dòng)作,從而減小壓差變化[14]。

2 旋轉(zhuǎn)式調(diào)速閥的結(jié)構(gòu)及其靜態(tài)分析

2.1 調(diào)速閥結(jié)構(gòu)

筆者所設(shè)計(jì)的調(diào)速閥由步進(jìn)電機(jī)輸出軸通過聯(lián)軸器與轉(zhuǎn)閥閥芯相連,隨著步進(jìn)電機(jī)驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)閥閥芯旋轉(zhuǎn),閥芯與閥套組成的矩形節(jié)流口大小隨之改變（通流面積與旋轉(zhuǎn)角度近似成線性關(guān)系）,從而實(shí)現(xiàn)進(jìn)入液壓缸流量的調(diào)節(jié)。

旋轉(zhuǎn)式調(diào)速閥結(jié)構(gòu)如圖2所示。

步進(jìn)電機(jī)根據(jù)接收脈沖的個(gè)數(shù)將其轉(zhuǎn)換為閥芯的角位移[15]。閥芯與步進(jìn)電機(jī)通過聯(lián)軸器連接相連,一方面簡(jiǎn)化閥的結(jié)構(gòu),另一方面避免絲杠和凸輪磨損帶來的位置死區(qū)和零點(diǎn)漂移,使控制更加精確。

旋轉(zhuǎn)閥可以提供更多流線型的流動(dòng)軌跡，提高閥門操作的便利性。旋轉(zhuǎn)閥工作時(shí)閥芯與閥體之間充滿乳化液,因此,閥芯和閥體的受力比較均勻,這使旁通型調(diào)速閥工作時(shí)更加穩(wěn)定[16]。

2.2 靜態(tài)分析

筆者建立旋轉(zhuǎn)式旁通型調(diào)速閥的靜態(tài)方程，并對(duì)其進(jìn)行靜態(tài)分析,以尋求提高旋轉(zhuǎn)式調(diào)速閥的靜態(tài)精度,建立相關(guān)參數(shù)的選擇原則,為后續(xù)的仿真設(shè)計(jì)提供變參數(shù)理論依據(jù)。

筆者針對(duì)圖2所示結(jié)構(gòu)圖建立靜態(tài)方程。其中,閥的靜態(tài)流量連續(xù)性方程為:

（1）

式中：C1—節(jié)流閥口流量系數(shù)；C1—定差式溢流閥口流量系數(shù)，C1,C2取0.68；S1—節(jié)流閥口通流面積；S2—定差溢流閥閥口通流面積；ρ—油液的密度；ΔP—節(jié)流閥口的壓差。

節(jié)流閥口的壓差為：

ΔP=P1-P2

（2）

式中：P1—旁通型調(diào)速閥的進(jìn)口壓力；P2—出口壓力。

定差溢流閥的閥芯靜力平衡方程為：

P1（A1+A2）=P2A3+Fs+Fbs

（3）

式中：Fs—彈簧力；Fbs—穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力。

彈簧力和穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力的表達(dá)式為：

Fs=ks（x0+xd+xk）

（4）

Fbs=2C1A1（cosθ）P1

（5）

式中：θ—定差式溢流閥口射流角，取69°；A1，A2，A3—定差溢流閥a腔、b腔、c腔有效受壓面積；ks—彈簧剛度系數(shù)；x0—彈簧預(yù)壓縮量；xd—定差式溢流閥閥芯開口搭合量；xk—定差式溢流閥閥芯開口量。

由以上分析可知：旁通型調(diào)速閥的關(guān)鍵參數(shù)為ks、x0和ΔP。

3 仿真模型及其分析

3.1 仿真模型的建立

為研究綜采面供液系統(tǒng)壓力數(shù)據(jù),筆者通過壓力傳感器實(shí)時(shí)采集現(xiàn)場(chǎng)的壓力數(shù)據(jù)。

實(shí)測(cè)壓力數(shù)據(jù)如圖3所示。

筆者根據(jù)采集數(shù)據(jù),可得綜采面供液壓力主要28 MPa～31 MPa,為仿真時(shí)模擬系統(tǒng)壓力提供依據(jù)。

液壓支架移架時(shí)，先降架,使頂梁離開頂板后,停止降柱迅速移架,而且頂板存在“擦頂移架”[19]或“帶壓移架”。“擦頂移架”或“帶壓移架”時(shí)所受負(fù)載力較大,而且具有強(qiáng)時(shí)變負(fù)載特性[20]。

通過實(shí)際調(diào)研可知:目前采用最多的移架方式為單架依次順序式,支架沿采煤機(jī)牽引方向依次前移,移動(dòng)步距等于截深,支架移成一條直線。該操作方式易保證規(guī)格質(zhì)量,能適應(yīng)不穩(wěn)定頂板,應(yīng)用最多,筆者所研究的旁通型調(diào)速閥適用于此工況。

筆者依據(jù)圖1所示原理,在SimulationX中建立旋轉(zhuǎn)式旁通型調(diào)速閥應(yīng)用于移架的仿真模型,如圖4所示。

在仿真模型中,通過變頻調(diào)速的方式實(shí)現(xiàn)乳化液泵的軟啟動(dòng)。

仿真模型主要參數(shù)如表1所示。

表1 仿真模型具體參數(shù)

3.2 仿真分析

（1）為證明方案的可行性,筆者在相同負(fù)載輸入下（在0～4 s為600 000 N,4 s～5 s時(shí)增加為630 000 N,6 s～7 s時(shí)增加為660 000 N）,進(jìn)行無調(diào)速閥和有調(diào)速閥的移架仿真,如圖5所示。

根據(jù)圖5的對(duì)比可得:

無調(diào)速閥時(shí),速度仿真曲線波動(dòng)較大;

有調(diào)速閥時(shí),隨著轉(zhuǎn)閥打開速度逐漸上升至穩(wěn)定值,隨后只有在負(fù)載變化時(shí)出現(xiàn)小波動(dòng)。

該結(jié)果證明,旁通型調(diào)速閥用于移架時(shí)可減小速度波動(dòng),可在此基礎(chǔ)上對(duì)其進(jìn)行繼續(xù)研究。

（2）由理論分析可知:彈簧剛度、彈簧預(yù)壓縮量和壓力變化是影響旁通型調(diào)速閥性能的主要參數(shù)（其中,彈簧剛度和彈簧預(yù)壓縮量是相關(guān)量,應(yīng)同時(shí)進(jìn)行分析）,所以筆者選取不同的彈簧剛度和彈簧預(yù)壓縮量,使支架在相同恒定負(fù)載下進(jìn)行移架。

彈簧剛度及預(yù)壓縮量對(duì)調(diào)速特性的影響結(jié)果,如圖6所示。

圖6中,在相同負(fù)載下,對(duì)比3條曲線可知:

隨著彈簧剛度增大,預(yù)壓縮量減小,調(diào)速閥的速度峰值減小,且油缸到達(dá)穩(wěn)定速度所用時(shí)間越少,所以設(shè)計(jì)調(diào)速閥時(shí),選擇較大的彈簧剛度和較小的預(yù)壓縮量,會(huì)得到更好的調(diào)速性能。

（3）對(duì)于參數(shù)ΔP的影響,主要由于負(fù)載變化引起,所以筆者對(duì)3臺(tái)支架給予不同負(fù)載類型依次進(jìn)行移架,轉(zhuǎn)閥由控制器控制開度從0～60%。

3組階躍型負(fù)載如圖7所示。

階躍型負(fù)載輸入下速度響應(yīng)曲線,如圖8所示。

3組正弦型負(fù)載,如圖9所示。

正弦型負(fù)載輸入下速度響應(yīng)曲線,如圖10所示。

從圖（8,10）可看出:

將旁通型調(diào)速閥應(yīng)用于推移回路時(shí),移架速度波動(dòng)較小;

只有在負(fù)載出現(xiàn)連續(xù)變動(dòng)時(shí),速度出現(xiàn)明顯波動(dòng);

當(dāng)負(fù)載上升或下降到穩(wěn)定負(fù)載時(shí),速度穩(wěn)定。

這說明該調(diào)速閥可以應(yīng)用于強(qiáng)時(shí)變負(fù)載工況,可以極大程度減小移架時(shí)因變負(fù)載出現(xiàn)的速度波動(dòng)。

圖9中，對(duì)比個(gè)各個(gè)不同負(fù)載變化下的調(diào)速曲線可知:

在不同負(fù)載變化下,移架速度波動(dòng)的類型不同;

隨著負(fù)載變化的程度增大,移架速度的波動(dòng)程度增大;

圖7和圖9第3組曲線最大和最小負(fù)載一致。

對(duì)比圖（8,10）速度穩(wěn)定后的峰值,即不同負(fù)載輸入下移架速度對(duì)比,如表2所示。

表2 不同負(fù)載輸入下移架速度對(duì)比

由表2可知:不同負(fù)載變化下,移架速度峰值不同,其中正弦負(fù)載下速度最大,所以應(yīng)在正弦負(fù)載下,去調(diào)試旁通型調(diào)速閥的性能。

這可以為高壓大流量工況下調(diào)速閥的后續(xù)研究提供借鑒意義。

4 實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

為了進(jìn)一步分析負(fù)載變化對(duì)調(diào)速閥調(diào)速性能的影響,筆者搭建了一個(gè)模擬變負(fù)載移架實(shí)驗(yàn)臺(tái)[21]。

該實(shí)驗(yàn)臺(tái)實(shí)物圖如圖11所示。

該實(shí)驗(yàn)平臺(tái)主采用一臺(tái)額定流量為200 L/min的礦用乳化液泵,通過變頻器實(shí)現(xiàn)其軟啟動(dòng),負(fù)載油缸負(fù)載通過電磁比例溢流閥實(shí)現(xiàn)變負(fù)載[22],利用拉線式位移傳感器,通過信號(hào)采集儀對(duì)移架速度進(jìn)行采集。

在該實(shí)驗(yàn)中,推移油缸在0 s～4 s時(shí),負(fù)載為600 000 N;4 s～5 s時(shí),增加為630 000 N;6 s～7 s時(shí),增加為660 000 N負(fù)載下依次進(jìn)行移架。

變負(fù)載移架實(shí)驗(yàn)曲線如圖12所示。

根據(jù)圖12,對(duì)比實(shí)驗(yàn)結(jié)果與圖5中的仿真結(jié)果可知:在剛開始移架時(shí),由于系統(tǒng)用液導(dǎo)致系統(tǒng)壓力變化較大,致使速度波動(dòng)大,系統(tǒng)壓力穩(wěn)定后,實(shí)驗(yàn)結(jié)果基本和仿真結(jié)果保持一致。

該結(jié)果驗(yàn)證了仿真的可行性。

5 結(jié)束語

由于綜采工作面處于強(qiáng)時(shí)變負(fù)載工況下,支架液壓系統(tǒng)進(jìn)行移架時(shí)會(huì)引起較大的速度波動(dòng),為此,筆者設(shè)計(jì)了一種適用于支架工況的新型旋轉(zhuǎn)式旁通型數(shù)字調(diào)速閥,并對(duì)其進(jìn)行了理論分析,建立了SimulationX模型,并對(duì)其進(jìn)行了仿真分析,最后通過實(shí)驗(yàn)的方法,對(duì)調(diào)速閥的仿真結(jié)果進(jìn)行了驗(yàn)證。

研究結(jié)果表明:

（1）由理論分析可知:影響旁通型調(diào)速閥的關(guān)鍵參數(shù)為ks、x0和ΔP;

（2）通過對(duì)比仿真證明:旁通型調(diào)速閥確實(shí)存在移架過程因變負(fù)載出現(xiàn)的速度波動(dòng)。隨著彈簧剛度的增大,預(yù)壓縮量減小,調(diào)速閥的速度峰值減小,且油缸到達(dá)穩(wěn)定速度所用時(shí)間越少,調(diào)速閥調(diào)速性能越好;

（3）不同的負(fù)載輸入時(shí),移架速度波動(dòng)的類型不同。隨著負(fù)載變化的程度增大,移架速度的波動(dòng)程度增大;相同負(fù)載峰值情況下,輸入正弦負(fù)載時(shí)速度最大。這可為適用于高壓流量、高水基調(diào)速閥的后續(xù)研究提供參考;

（4）變負(fù)載移架實(shí)驗(yàn)曲線表明:將旁通型調(diào)速閥應(yīng)用于推移回路時(shí),移架速度波動(dòng)較小,曲線與仿真結(jié)果基本一致,驗(yàn)證了仿真的可行性。

在接下來的研究中,筆者將主要以閥的閉環(huán)控制為主,根據(jù)支架液壓系統(tǒng)的反饋,以此來控制轉(zhuǎn)閥開口的大小,最后達(dá)到動(dòng)態(tài)化控制移架速度的目的。