硬巖掘進機截割升降回路液壓沖擊控制方法的研究

牟東，李亞，溫保崗

(1.三一重型裝備有限公司，遼寧沈陽 110027;2.大連理工大學，遼寧大連 116024)

硬巖掘進機掘進時，截割頭受到的隨機載荷［1］以力矩形式傳遞至升降油缸，引起油缸內的液壓沖擊［2］。升降油缸進出油口處的平衡溢流閥的密封圈頻繁受到高壓沖擊而損壞失效(如圖1所示)，導致截割部自動下落，影響掘進效率和危及人員安全。

圖1 密封損壞部位示意圖

如何合理設計液壓回路參數以適應復雜多變的井下工況，降低故障率成為必須要面對的問題。通過整機試驗的手段獲得實際數據的方法因為需要付出較大的經濟代價和井下煤安要求等原因而受到限制。文中基于AMESim建立某型硬巖掘進機截割升降液壓回路的模型，通過數值仿真與實驗研究，得到了截割升降油缸液壓沖擊的控制方法，從根本上解決密封損壞的問題。

1 截割升降液壓回路

如圖2所示，某型硬巖掘進機截割升降回路由負載敏感變量泵2、多路換向閥3、平衡溢流閥組4、截割升降油缸5組成。

圖2 截割升降回路液壓原理圖

具體工作原理［3］:多路換向閥3中位，變量泵2的出口壓力作用在負載敏感閥(LS閥)的右端，克服調定彈簧力，負載敏感閥芯左移，出口壓力油作用于大、小徑活塞缸無桿腔，使斜盤角度減小至僅維持變量泵內部泄漏流量所對應的角度，變量泵處于最小排量狀態，出口壓力為負載敏感閥的調定壓力。

多路換向閥3換向(閥芯右移)，油缸負載壓力作用于負載敏感閥左端彈簧腔，負載敏感閥芯右移，閥口開度減小，大徑活塞缸無桿腔的油液壓力降低，斜盤擺角增大，排量增大，出口壓力上升。多路閥主閥口壓差等于負載敏感閥的設定壓力時，斜盤受力平衡，變量泵出口壓力等于負載敏感閥設定壓力與負載壓力之和。

當變量泵出口壓力上升到恒功率壓力拐點時，液壓—機械式功率調節器開始作用，變量泵輸出功率始終為定值，即:

pp·qp=Pp

變量泵出口壓力達到壓力切斷閥的設定壓力時，壓力切斷閥芯左移，變量泵出口壓力油進入大、小徑活塞缸的無桿腔，迫使斜盤擺角減小至幾乎為零，此時變量泵輸出流量僅維持液壓系統的泄漏，處于高壓小流量狀態，無溢流損失。

多路換向閥主要由主閥和壓力補償閥組成。壓力補償閥使通過主閥口流量的壓力損失為定值，即通過主閥口的流量僅與主閥芯位移成正例，而與負載壓力無關。

平衡溢流閥組由平衡閥、溢流閥組成，用于保證升降油缸動作穩定，卸荷沖擊壓力。

2 仿真與實驗結果分析

2.1 液壓系統建模

液壓系統仿真是檢驗系統性能的有效方法［4－5］。采用AMESim軟件建立的硬巖掘進機截割升降液壓回路仿真模型如圖3所示。通過AMESim的控制庫建立負載敏感變量泵的子模型，通過HCD庫建立平衡閥［6］、多路換向閥主閥芯和壓力補償閥芯的子模型，通過平面機構庫建立截割部運動機構的子模型。

圖3 截割升降液壓回路仿真模型

參數設定:防爆電機轉速1 475 r/min，變量泵最大排量260 mL/r，負載敏感閥設定壓力2.5 MPa，壓力切斷閥設定壓力2.5 MPa，恒功率設定120 kW，壓力補償閥彈簧剛度800 N/mm，平衡閥開啟壓力28 MPa，溢流閥開啟壓力32 MPa，截割升降油缸缸徑220 mm，桿徑140 mm，截割部自身質量20 t，初始位置為截割部水平(即油缸活塞桿位移300 mm)，其余參數均為實際測繪尺寸。

根據串并聯原理推導閥口過流面積［7］，得到多路閥主閥口過流面積AP－A、AP－B，壓力補償閥口過流面積A1:

AP－A=0.020 7x4+0.041 5x3+0.880 5x2－0.804 9x－0.029 4

AP－B=0.020 7x4－0.041 5x3+0.880 5x2+0.804 9x－0.029 4

A1=－0.200 1x4+3.898 9x3－19.708 3x2－25.623 4x+294.174 6

將計算的閥口過流面積代入建立的多路閥主閥、壓力補償閥的子模型中。

選擇多路閥先導壓力作為系統動態過程的輸入信號，換向過程如圖4所示，多路閥主閥芯從零位到大開以及從大開至零位的過渡時間設為0.5 s。

圖4 多路閥的換向信號

2.2 截割頭載荷分析

圖5 截割頭旋轉豎直方向受力曲線

截割頭的載荷是掘進機截割時作用在截齒上負荷的合成，是隨機函數。建立截割頭隨機載荷的計算機模擬程序［1］，對截割頭截割進行模擬，得到截割轉速32 r/min的截割頭豎直方向受力曲線，如圖5所示。

將截割頭豎直方向受力數據點保存為data文件，由AMESim信號庫模型直接讀取。

2.3 仿真結果分析

圖6為截割作業時，截割升降油缸位移曲線。t=2.5～32.5 s時間內，油缸活塞桿開始伸出至極限位置，截割部由水平位置抬升至最高點。由于截割部運動慣性及外負載的存在，使得活塞桿在伸出至極限狀態時產生了一個小幅度的“顫抖”;t=32.5～42.5 s時間內，油缸處于極限位置狀態;t=42.5～56.5 s時間內，油缸活塞桿開始縮回至初始狀態，截割部由最高點下降至水平位置。

由圖7可見:截割升降液壓回路中最高壓力出現在油缸無桿腔內。由圖6、圖7可知:油缸活塞桿伸出至極限位置“顫抖”時，油缸無桿腔內液壓沖擊最劇烈，峰值50.6 MPa，這是由于截割部停止上升時，油液動能瞬間向壓力能轉變，而溢流閥無法有效卸荷液壓沖擊所導致。

查截割升降液壓回路使用的平衡閥、溢流閥樣本可知，耐壓等級均為35 MPa。而油缸無桿腔液壓沖擊50.6 MPa遠超出平衡閥、溢流閥的耐壓范圍，這是導致平衡溢流閥組密封失效的根本原因。

2.4 實驗分析

圖8為截割升降液壓回路實驗現場。巖壁斷面為寬5 m、高3.5 m，硬度f10。模擬整個截割過程，使用壓力變送器收集各部位的壓力數據，并用SCADAS采集器進行處理。

圖8 截割升降油缸壓力實驗

圖9給出了截割過程中，升降油缸有桿腔、無桿腔的壓力變化曲線。可知:截割部抬升停止瞬間，油缸無桿腔內出現劇烈的液壓沖擊，峰值51.1 MPa，并且壓力高于35 MPa的持續時間約為4.5 s。

圖9 截割升降油缸壓力實驗曲線

對比圖7、圖9可得到:AMESim截割升降回路仿真模型具有一定的準確性，可以近似模擬出實際工況。

3 改進方案及整機驗證

3.1 改進方案

根據公式p=F/A，在主機結構允許范圍內增大油缸缸徑，降低油缸內壓力。降低溢流閥開啟壓力，在液壓沖擊較低時開始卸荷，提高溢流閥對壓力變化的靈敏度。

圖10給出了不同參數下截割升降油缸截割抬升至最高點時油缸無桿腔的壓力變化曲線。由圖10可見:缸徑由220增大至250 mm，無桿腔液壓沖擊壓力峰值38.3 MPa，但仍超出平衡閥、溢流閥的耐壓等級;缸徑250 mm、平衡閥開啟壓力25 MPa、溢流閥開啟壓力28 MPa，無桿腔液壓沖擊壓力峰值29 MPa，滿足平衡閥、溢流閥的許用要求。

圖10 不同參數時油缸無桿腔壓力曲線

3.2 整機驗證

大功率硬巖掘進機液壓系統自2011年10月開始批量應用改進方案:缸徑250 mm、平衡閥開啟壓力25 MPa、溢流閥開啟壓力28 MPa，截止目前，所有在外設備未見一例密封損壞故障發生，實踐驗證了改進方案的有效性。

4 結論

基于AMESim環境建立了某型硬巖掘進機截割升降液壓回路模型，為其動態特性分析提供了一種手段。通過仿真分析和實驗結果可知:截割部抬升至最高點時，截割升降油缸無桿腔的液壓沖擊是平衡溢流閥組密封損壞的根本原因。合理增大油缸缸徑、降低平衡溢流閥組的開啟壓力，可以顯著降低油缸無桿腔內的沖擊壓力峰值，避免密封損壞現象的發生。

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