礦井帶式輸送機(jī)液壓自動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)研究

席志杰

山西焦煤霍州煤電豁口煤業(yè)公司 山西 臨汾 041000

在在我國(guó)的煤礦資源開采過(guò)程中，煤礦機(jī)械是采煤、裝煤、運(yùn)煤等工作的關(guān)鍵支撐。其中，刮板輸送機(jī)作為我國(guó)礦井煤炭運(yùn)輸?shù)闹匾O(shè)備，主要負(fù)責(zé)對(duì)煤、物料等進(jìn)行運(yùn)輸。隨著開采量的增加，礦井刮板輸送機(jī)逐漸向大功率、大運(yùn)距、大載荷的方向發(fā)展。其工作效率對(duì)我國(guó)煤礦開采效率具有重要影響。然而，在刮板輸送機(jī)運(yùn)行過(guò)程中，由于負(fù)載較大且容易急起急停，容易導(dǎo)致掉鏈、卡鏈等故障，進(jìn)而影響礦井的正常生產(chǎn)。本文旨在通過(guò)分析影響鏈條張力的因素，對(duì)刮板輸送機(jī)的自動(dòng)張緊系統(tǒng)進(jìn)行研究。這將為礦井刮板輸送機(jī)的高效工作提供一定的理論基礎(chǔ)，有助于提高煤礦開采效率，確保礦井生產(chǎn)的順利進(jìn)行[1]。

1 自動(dòng)張緊系統(tǒng)研究

不同類型的刮板輸送機(jī)擁有不同的組成形式，但其存在著相同的結(jié)構(gòu)，都有機(jī)頭部、機(jī)尾部、刮板鏈、推移裝置、溜槽等。自動(dòng)張緊系統(tǒng)是刮板輸送機(jī)刮板鏈調(diào)節(jié)的重要裝置，張緊系統(tǒng)的好壞直接影響設(shè)備的正常運(yùn)行，系統(tǒng)的主要是由電液控制單元、伸縮機(jī)尾、自動(dòng)張緊液壓系統(tǒng)組成。自動(dòng)張緊液壓系統(tǒng)由壓力傳感器、位移傳感器、控制閥門、收縮（伸出）閥及推移液壓缸等組成，收縮（伸出）閥通過(guò)識(shí)別電液控制單元下發(fā)的指令進(jìn)行液壓油方向調(diào)節(jié)，從而實(shí)現(xiàn)油缸的收縮與伸出[2]。

刮板輸送機(jī)正常運(yùn)行過(guò)程中，壓力傳感器可以將液壓缸無(wú)桿側(cè)壓力進(jìn)行檢測(cè)，并對(duì)檢測(cè)數(shù)據(jù)與設(shè)定的標(biāo)準(zhǔn)值進(jìn)行對(duì)比，當(dāng)存在偏差時(shí)，及時(shí)進(jìn)行收縮、伸出的調(diào)節(jié)，保證系統(tǒng)穩(wěn)定運(yùn)行。其中當(dāng)傳感器檢測(cè)值低于設(shè)定值下限時(shí)，此時(shí)系統(tǒng)對(duì)伸出閥進(jìn)行調(diào)節(jié)，使得活塞伸出，當(dāng)傳感器檢測(cè)值高于上限值時(shí)低于收縮閥進(jìn)行操作，使得活塞縮回。液壓缸對(duì)的活塞桿與機(jī)尾的移動(dòng)部分相互連接，當(dāng)液壓缸活塞做出相應(yīng)動(dòng)作時(shí)，此時(shí)的機(jī)尾移動(dòng)部位發(fā)生相應(yīng)的移動(dòng)，調(diào)節(jié)機(jī)頭機(jī)尾鏈輪的距離，實(shí)現(xiàn)鏈條自動(dòng)張緊。系統(tǒng)重復(fù)如上的工作，使得設(shè)備在運(yùn)行過(guò)程中的安全。刮板輸送機(jī)自動(dòng)張緊系統(tǒng)原理圖如1所示。

圖1 刮板輸送機(jī)自動(dòng)張緊系統(tǒng)原理圖

對(duì)系統(tǒng)液壓元件的參數(shù)選定進(jìn)行研究，首先對(duì)液壓缸活塞的直徑進(jìn)行分析，根據(jù)自動(dòng)張緊系統(tǒng)的高強(qiáng)度環(huán)境，根據(jù)實(shí)際情況選定系統(tǒng)壓力為25MPa，所以活塞的直徑可以表示為：

式中：T為液壓系統(tǒng)的推力，設(shè)定系統(tǒng)最大推力為611kN，η為液壓機(jī)械效率，本文選定0.9，根據(jù)計(jì)算可知液壓缸的活塞直徑為132mm，考慮到實(shí)際直徑取值表，選定活塞直徑為140mm。

對(duì)活塞桿的伸縮速度進(jìn)行分析，在實(shí)際工作中如果刮板輸送機(jī)速度過(guò)大則會(huì)造成沖擊損壞，所以為了降低沖擊磨損，提升系統(tǒng)運(yùn)行的穩(wěn)定性，活塞的速度選定為5cm/s，而液壓缸的最大流量根據(jù)公式：

式中：Q為液壓缸的最大流量，L/min；D為活塞的直徑，mm；V為液壓缸的伸縮速度，cm；根據(jù)計(jì)算可知最大流量為90L/min。

根據(jù)計(jì)算情況進(jìn)行仿真模擬，選定仿真軟件AMESim，對(duì)仿真模擬的參數(shù)進(jìn)行設(shè)定，選定仿真時(shí)間為10s，仿真的采樣周期為0.1s，得到收縮工況下的液壓缸無(wú)桿側(cè)的應(yīng)力速度變化曲線如圖2所示。

圖2 收縮工況下的液壓缸無(wú)桿側(cè)的應(yīng)力速度變化曲線

如圖2所示可以看出，當(dāng)系統(tǒng)開始運(yùn)行時(shí)，此時(shí)的液壓缸無(wú)桿側(cè)的壓力呈現(xiàn)大幅度波動(dòng)，當(dāng)時(shí)間為0.1s時(shí)，此時(shí)的壓力最大，最大值為256bar，當(dāng)時(shí)間為3s時(shí)，此時(shí)的壓力值最小，最小值為128bar，波動(dòng)幅度為100%，在時(shí)間4s后壓力逐步趨于平穩(wěn)，平穩(wěn)壓力為154bar，而液壓缸無(wú)桿側(cè)速度呈現(xiàn)出上下波動(dòng)的情況，當(dāng)時(shí)間為4s時(shí)速度穩(wěn)定為0。根據(jù)以上分析可以看出液壓缸的無(wú)桿側(cè)壓力波動(dòng)幅度太大，使得系統(tǒng)較為不穩(wěn)定，所以需要對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)[3]。

2 優(yōu)化設(shè)計(jì)研究

基于遺傳算法PID對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化，通過(guò)對(duì)每個(gè)特征進(jìn)行編碼后雜交，從而得出不同的優(yōu)化解，對(duì)計(jì)算得出的解進(jìn)行對(duì)比分析，從而得出最優(yōu)的參數(shù)，實(shí)現(xiàn)優(yōu)化設(shè)計(jì)。對(duì)基于遺傳算法的PID優(yōu)化方案進(jìn)行設(shè)計(jì)，刮板輸送機(jī)自動(dòng)張緊系統(tǒng)的控制單元主要為收縮伸出閥，均為電液換向閥，這就使得只能存在全開、全關(guān)，而不能實(shí)現(xiàn)半開半關(guān)狀態(tài)，所以首先需要對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化，本文選定擁有伺服系統(tǒng)精度和高性價(jià)比的電液比例換向閥，其不僅可以實(shí)現(xiàn)換向，同時(shí)可以實(shí)現(xiàn)流量的調(diào)節(jié)，實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)的精準(zhǔn)控制。基于遺傳算法的PID優(yōu)化控制圖如3所示。

如圖3所示，算法以目標(biāo)值為目標(biāo)，根據(jù)液壓缸無(wú)桿側(cè)的壓力對(duì)PID的參數(shù)進(jìn)行實(shí)時(shí)調(diào)整，同時(shí)根據(jù)PID的整定參數(shù)對(duì)液壓缸無(wú)桿側(cè)的壓力與初步設(shè)定的目標(biāo)值進(jìn)行積分、微分等操作對(duì)電液比例換向閥進(jìn)行精準(zhǔn)控制，電液比例換向閥的開口度直接影響著桿側(cè)的流量值，依次來(lái)達(dá)到活塞的速度、伸縮量等控制。

圖3 基于遺傳算法的PID自動(dòng)液壓系統(tǒng)控制流程圖圖

對(duì)優(yōu)化方案進(jìn)行仿真模型的建立，對(duì)仿真的模型進(jìn)行重新設(shè)置，將PID的輸參數(shù)設(shè)定為輸入量，設(shè)定為比例系數(shù)0.3-0.6，積分時(shí)間為0-0.1s，微分時(shí)間同樣為0-0.1s輸出量為需要優(yōu)化控制的目標(biāo)量，由于遺傳算法的參數(shù)有著明顯的影響，所以參數(shù)值的設(shè)定應(yīng)當(dāng)適當(dāng)選定，完成設(shè)定后對(duì)其進(jìn)行仿真模擬計(jì)算，經(jīng)過(guò)計(jì)算可以得出三種參數(shù)的最佳分別為比例系數(shù)0.54，積分時(shí)間為0.059s，微分時(shí)間同樣為0.067s，所以將計(jì)算得到的參數(shù)代入到仿真模型，模型仿真步長(zhǎng)設(shè)定為0.05s，仿真時(shí)間設(shè)定為8s，所以可以得到收縮工況下的液壓缸無(wú)桿側(cè)的應(yīng)力速度變化曲線如圖4所示。

圖4 優(yōu)化后收縮工況下的液壓缸無(wú)桿側(cè)的應(yīng)力速度變化曲線

如圖4可以看出，經(jīng)過(guò)優(yōu)化后液壓缸無(wú)桿側(cè)的壓力波動(dòng)明顯減小，而系統(tǒng)達(dá)到穩(wěn)定的時(shí)間由優(yōu)化前的4s降低為3s，液壓缸無(wú)桿側(cè)的壓力達(dá)到平穩(wěn)的壓力為148bar，同時(shí)液壓缸無(wú)桿側(cè)的速度曲線波動(dòng)的幅度也有了明顯的降低，此時(shí)雖然液壓缸無(wú)桿側(cè)的壓力距離設(shè)定的上限值有一定的差距，但其高于設(shè)定的最小值，所以系統(tǒng)可以穩(wěn)定運(yùn)行，所以優(yōu)化達(dá)到了理想的效果。

3 結(jié)論

（1）本文通過(guò)分析刮板輸送機(jī)自動(dòng)張緊系統(tǒng)，給出了刮板輸送機(jī)自動(dòng)液壓張緊系統(tǒng)液壓部件的參數(shù)計(jì)算公式和設(shè)定值。

（2）對(duì)原有系統(tǒng)進(jìn)行仿真研究發(fā)現(xiàn)，液壓缸的無(wú)桿側(cè)壓力波動(dòng)幅度太大，使得系統(tǒng)較為不穩(wěn)定，并給出了基于遺傳算法PID的優(yōu)化方案。

（3）通過(guò)對(duì)優(yōu)化后方案進(jìn)行仿真模擬，發(fā)現(xiàn)優(yōu)化后的系統(tǒng)液壓缸無(wú)桿側(cè)的應(yīng)力有了明顯降低，優(yōu)化方案可行。