基于AMESim本體分離式翻車機(jī)性能分析

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、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，導(dǎo)致液壓元件的卡滯和管接頭松動滲油，除塵水會進(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。實際的改造過程中，由于連接管道的增長，會加大管路壓力損失，降低系統(tǒng)的響應(yīng)速度和運(yùn)動性能等。

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，電液換向閥處于左位時，靠車缸實現(xiàn)差動連接，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，電液換向閥1處于右位時，泵輸出的高壓油進(jìn)入靠車缸有桿腔，此時電磁換向閥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，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，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，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時測量壓車缸活塞桿位移x，根據(jù)翻轉(zhuǎn)角度計算壓車缸受力，受力方程為：

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

經(jīng)計算，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，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，此時平衡缸活塞移動距離為8Δx ，但Δx必須小于初始壓下距離，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仿真軟件對翻車機(jī)本體液壓系統(tǒng)壓車缸回路進(jìn)行建模，并對其壓車和松壓的過程進(jìn)行動態(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)子開始順時針轉(zhuǎn)動，由于液壓鎖作用，活塞桿基本不動。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時保持1s后快速升高至14.8MPa，壓車缸有桿腔壓力等于6.5MPa時，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。壓力變化趨勢和最大壓力值與現(xiàn)場實測基本一致；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。壓車部分，管道內(nèi)徑為34mm，閥組出口硬管長15m，本體硬管長30m。

3.2 新方案性能仿真分析

新設(shè)計方案由于管路增長，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），對壓車缸無桿腔壓力和活塞位移進(jìn)行性能驗算，判斷新方案對系統(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）

由圖6可知，新設(shè)計方案的位移增大至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，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)載特點可知，壓車缸活塞位移與壓力控制是關(guān)鍵。針對現(xiàn)場實際工況，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，且硬管長度增大，對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。