基于三通比例減壓閥的恒減速制動性能研究*

王文慶,黃家海,姬帥旭,郭 瑜

(太原理工大學 機械與運載工程學院,山西 太原 030024)

0 引 言

礦井提升系統承擔著人員、設備及礦產的提升及運輸任務,這直接影響礦井的安全生產及效率,制動系統是極其重要的安全保障措施。在礦井提升系統運行過程中,因提升系統存在滯后性、慣性沖擊及鋼絲繩的柔性問題,而對系統制動有明顯影響,甚至發生安全事故。

目前,某些大型提升系統的最大載重能力高達65 t,速度高達20 m/s,最大行程為2 000 m[1]。為了提高提升系統在緊急制動過程中的安全性及穩定性,國內外研究人員在恒減速緊急制動方面進行了許多相關研究。王剛等[2]建立了多繩纏繞式提升機制動系統動力學模型,研究了提升機盤形閘制動系統在恒減速制動過程中的動態性能。麻慧君等[3]提出了全數字參數化自整定PID的控制策略,實現了在煤礦現場進行參數調試?？迪哺坏萚4]利用伺服比例閥建立了恒減速制動系統的三維聯合仿真模型,通過積分分離式PID控制算法提高了制動初始階段的控制精度。郭建鋒等[5]在恒減速制動系統中,采用了基于模糊控制規則的參數自整定PID控制策略,結果表明,在減速階段的速度跟隨性良好,平穩無沖擊。黃家海等[6,7]提出了全數字控制的軟、硬件冗余恒減速控制系統,提高了系統的安全性和可靠性。劉景艷等[8]采用模糊小波神經網絡,將其應用于提升機恒減速制動系統,對其進行優化,結果表明,采用模糊神經網絡的提升機制動系統具有良好的動態響應和控制精度。曹艷等[9]利用AMESim搭建了提升機液壓制動系統的數學模型,通過仿真與理論結合,在各制動工況下,驗證了所建立的模型的準確性。

在以上的研究中,提升機恒減速緊急制動系統大多數采用壓力傳感器,與電液比例方向閥形成壓力閉環,從而控制液壓缸壓力來優化提升系統的制動性能,當壓力傳感器發生故障時,液壓缸的壓力就會失去控制,這存在一定的安全隱患;同時,系統中比例溢流閥受最小穩定流量的限制,工作死區較大,動態響應較慢[10],難以在小流量下對系統壓力進行控制,從而導致制動系統的控制精度較低。

采用三通比例減壓閥來代替電液比例換向閥,由于三通比例減壓閥的結構內部存在機械反饋,外部傳感器與其實現壓力閉環控制,一旦傳感器發生故障,其內部反饋桿實現機械動作,液壓缸的壓力可控,從而優化了提升機在恒減速制動過程中的工作性能。

筆者通過Recurdyn與ANSYS建立塔式提升機的動力學仿真模型[11],利用MATLAB/Simulink建立三通比例減壓閥的數學模型,并搭建剛柔耦合的恒減速緊急制動聯合仿真模型,采用雙閉環PID控制策略,研究在不同運行工況下的恒減速制動特性,并對比分析三通比例減壓閥和電液比例換向閥的制動效果。

1 恒減速系統原理

恒減速液壓制動系統及控制框圖如圖1所示。

圖1 恒減速系統原理1—卷筒;2—制動盤;3—盤形制動器;4—二位二通換向閥;5—三通比例減壓閥;6—蓄能器;7—溢流閥;8—單向閥;9—變量泵;10—油箱

圖1中:

(1)在未制動時,液壓油由變量泵吸入并通過單向閥流入系統,溢流閥起最大壓力調定作用,蓄能器為系統作壓力存儲,由于三通比例減壓閥A口與T口相通,液壓油流入制動器油液腔,閘瓦完全打開;

(2)當進行恒減速緊急制動時,以卷筒轉速n為理想輸入曲線,經控制器1轉化為電壓信號u給比例電磁鐵,閥芯產生運動來控制閥口輸出油壓流入或流出制動液壓缸;同時,經u-p傳感器反饋給控制器2形成壓力閉環控制,出口壓力P2控制盤閘與制動盤之間產生的制動壓力進行減速制動,卷筒上轉速傳感器反饋轉速與輸入的理想轉速進行比較后經控制器1后輸出電壓信號u,形成轉速閉環控制,在兩控制器的共同作用下,從而實現了對整個系統的恒減速制動。

2 提升系統動力學模型及驗證

筆者運用RecurDyn動力學分析軟件和ANSYS軟件,建立塔式提升機的仿真模型。所建立的JKM-3.5X6Z(Ⅲ)型塔式提升機動力學仿真模型如圖2所示。

圖2 塔式提升機動力學仿真模型1—摩擦卷筒;2—支撐機架;3—摩擦卷筒;4—主軸;5—鋼絲首繩;6—盤形制動器;7—罐道;8—閘瓦;9—罐籠a;10—罐輪;11—滾輪支架;12—罐耳;13—罐籠b;14—鋼絲尾繩

塔式提升機動力學建模的主要過程如下:

2.1 幾何建模

(1)將變形量很小的支撐機架、摩擦卷筒、主軸、罐道、罐耳、罐籠等零件均視為剛性體,利用SolidWorks軟件進行三維建模;(2)將鋼絲繩首繩和尾繩視為柔性體,采用有限元法在ANSYS軟件中對鋼絲繩進行建模;考慮制動過程中閘瓦的彈性變形,將閘瓦也建為柔性體;(3)將剛性體三維模型和柔性體模型導入RecurDyn中,完成裝配。

2.2 添加約束。

(1)將罐道和支撐機架設置為“Ground”;(2)在支撐機架和主軸之間設置旋轉副,在摩擦卷筒和主軸之間設置固定副,在鋼絲繩首繩與罐籠之間設置固定副,在鋼絲繩尾繩與罐籠之間設置固定副,將罐耳中的旋轉部件之間均設置為旋轉副;(3)將鋼絲繩首繩和摩擦卷筒之間的接觸類型設置為柔性線—面接觸(FCurve To Surface),將滾輪與罐道之間的接觸類型設置為幾何面-面接觸(Geo Surface Contact);(4)在每個滾輪支架和罐籠之間設置彈簧力(Spring Force),以模擬罐耳中的彈簧元件;(5)設置彈簧力來模擬制動器中的碟簧。

模型中涉及的參數如表1所示。

表1 模型參數

在某礦生產現場,筆者以JKM-3.5×6Z(Ⅲ)型塔式摩擦提升機進行振動特性測試,將型號為KISTLER-8795A50的可變電容式三軸振動加速度傳感器布置到現場測試罐籠底部,其三軸的參考正方向與圖2參考方向一致。

在試驗過程中,正常工況下提升機的卷筒轉速曲線及仿真與試驗的振動對比曲線,如圖3所示。

圖3 振動特性測試

由于仿真模型存在于一定的理想環境,仿真與試驗測試曲線存在一定誤差,造成這種誤差的原因可能是由于以下因素造成的:

(1)仿真模型中的罐道與罐耳間僅設置了接觸剛度和阻尼,而實際的提升系統中,導軌上存在一些不平整,從而產生外部激勵信號進入系統,導致在全速運行階段(t4～t5)的測試振動幅值偏大;

(2)仿真中卷筒轉速的輸入信號與實際系統中略有不同,導致在啟動階段和制動階段的振動幅度略大于測試值;罐籠在主加速和主減速階段的振動特征基本與試驗測試結果一致。

由上述分析可知,仿真曲線能體現實驗測試曲線中的關鍵特征。筆者將使用該動力學模型與液壓控制系統結合,對提升系統在緊急制動工況的恒減速性能作進一步分析研究。

3 三通比例減壓閥數學模型

三通比例減壓閥控缸簡化模型如圖4所示。

圖4 閥控缸簡化模型

筆者根據閥控液壓缸示意圖建立動態方程,并采取以下假設:

(1)忽略系統中管路的壓降;(2)設系統采用恒壓油源;(3)除彈簧以外的所有部件都設為剛性體。

線圈電路的電壓方程為:

(1)

式中:R—線圈電阻和放大器電阻,Ω;L—線圈電感,H;kd1—放大器電壓放大系數;kd2—電磁鐵電流反饋增益,V/A;i—線圈中的電流,A。

比例電磁鐵輸出力方程為:

FB=K2i+K3y

(2)

式中:K2—比例電磁鐵的電流—力增益系數,N/A;K3—比例電磁鐵的位移-力增益系數,N/m;y—銜鐵位移,m。

閥芯力平衡方程為:

(3)

式中:p2—比例減壓閥閥口壓力,Pa;A—反饋桿的作用面積,m2;K1—復位彈簧剛度,N/m;m—閥芯質量,kg;Bs—瞬態液動力阻尼系數;Bv—閥芯黏性阻尼系數;KS—液動力彈簧剛度,N/m;x—閥芯位移,m。

閥出口流量-壓力方程為:

(4)

對其進行線性處理化后有:

ΔQ=KqΔx-KpΔp

(5)

式中:p1—閥進口壓力,Pa;Cd—閥口流量系數;w—閥口面積梯度;ρ—工作油液密度,kg/m3。

閥口流量連續方程為:

(6)

式中:Ap—液壓缸活塞有效面積,m2;xp—活塞位移,m;V—液壓缸容腔體積,m3;E—油液的體積彈性模量,N/m2;ct—泄露總系數。

筆者根據式(1～6),通過Simulink建立以電壓Ug為輸入,以閥口壓力P2為輸出的三通比例減壓閥動態模型,如圖5所示。

圖5 三通比例減壓閥模型

減壓閥數學模型中具體參數如表2所示。

表2 三通比例減壓閥主要參數表

為了提高建立動態模型的精度,筆者對三通比例減壓閥進行靜態壓力測試,油源壓力設定為16 MPa,輸入電壓信號為0～7.5 V。

三通比例減壓閥的測試與仿真對比曲線及調定曲線如圖6所示。

由圖6(a)中曲線可知:仿真曲線與試驗曲線基本吻合,在控制電壓信號較低時,仿真模型相比實際三通比例減壓閥的死區較小,輸入電壓Ug與閥出口壓力P2基本滿足線性關系。由此可知,所建立的三通比例減壓閥模型基本準確。

圖6 三通比例減壓閥測試及調定

為了提高液壓控制系統的精確性,筆者引入PI壓力控制調定出口壓力,以減小其誤差。由于數學模型已知,且被控對象為三階或三階以上系統,筆者選擇臨界比例帶法來調節控制器參數;整定完調節器參數后,按照先P后I再D的操作規則進行調試,當相對誤差最大為1%時,確定P=11.5,I=50。

4 聯合仿真模型

剛柔耦合的恒減速緊急制動聯合仿真模型如圖7所示。

圖7 Simulink-Recurdyn聯合仿真模型

筆者將建立的動力學仿真模型與液壓系統模型進行耦合,將Simulink軟件作為主要仿真平臺,在Recurdyn中,動力學模型通過接口模塊生成“.m”格式文件,通過Simulink接口模塊調用,與液壓控制系統進行聯合仿真;當進行恒減速緊急制動時,提升系統的卷筒轉速從Recurdyn中通過接口模塊傳遞到Simulink界面,通過與理想值進行比較,通過控制系統調定后產生電壓信號給減壓閥,Simulink中計算得到出口壓力,通過接口模塊再傳遞回Recurdyn中,從而實現了仿真過程的連接。

在提升系統進行緊急制動前,筆者采用輸入卷筒驅動轉矩的方式,使得卷筒達到理想的轉速,此時減壓閥處于全開狀態,閥的出口壓力接近16 MPa;當進行緊急制動時,驅動轉矩置0來模擬驅動電機的斷電過程,液壓系統開始動作,通過轉速-壓力的雙閉環控制實現平穩的恒減速制動。轉速控制器采用P控制,設P=10,壓力控制器仍采用PI控制。

5 仿真分析

在仿真模型準確的情況下,筆者對不同運行工況下緊急制動性能進行分析。

提升載荷5 t時提升與下放工況的卷筒轉速對比曲線如圖8所示。

圖8 提升-下放工況轉速變化對比

由圖8可知:在提升工況中的制動初始階段,卷筒轉速呈減小趨勢,而下放工況中卷筒轉速在初始階段有明顯超調,且整個制動過程中提升工況下的速度跟蹤精度更高,說明下放工況對恒減速制動效果的影響更大。

考慮到實際運行工況中,罐籠承載重量對整個系統的安全性及下放工況對制動性能的影響,筆者通過改變提升載荷的方式對下放工況進行仿真分析。

下放工況中不同載荷下卷筒的轉速變化、壓力曲線及罐籠的縱向振動曲線如圖9所示(設定卷筒初始轉速45 r/min,減速度為1.6 m/s2)。

圖9 變載荷下放工況

由圖9中可以看出:在制動開始瞬間,卷筒轉速超調量隨著載荷的增大而增大;在制動結束階段,也存在一定轉速波動,速度跟蹤性變差。在制動開始時,壓力先迅速減小,此時制動器處于空行程動作階段。隨著提升載荷增大,制動壓力呈逐漸減小的趨勢,基本能保持在一定工作壓力范圍內,當提升載荷為20 t時,壓力曲線的波動幅度最大。恒減速制動過程中罐籠的縱向振動有明顯特征[11]。

從圖9(c)中可以看出:隨著載荷增大,下放罐籠的慣性增大,制動階段的振蕩幅值隨之增大,且當載荷為10 t和20 t時,在制動開始階段均產生與罐籠運動方向相同的振動沖擊,由于提升鋼絲繩的柔性作用[12,13],之后罐籠保持在減速度a附近作振蕩衰減。

在載荷為5 t的下放工況中,在恒減速制動過程中,三通比例減壓閥和電液比例換向閥,卷筒轉速和下放罐籠的縱向振動曲線,如圖10所示。

圖10 對比分析圖

從圖10中可以看出:在恒減速制動開始階段,三通比例減壓閥的動態響應速度優于電液比例換向閥,整個減速過程中卷筒轉速波動較小;罐籠的縱向振動幅值也小于后者。

通過以上的對比分析可知,通過三通比例減壓閥進行恒減速制動,系統具有良好的跟隨性與穩定性。

6 結束語

針對目前比例溢流閥或電液比例換向閥在提升系統恒減速制動過程中存在的安全隱患,筆者設計了基于三通比例減壓閥的礦井提升機恒減速制動系統;建立了塔式提升機的動力學仿真模型及三通比例減壓閥的動態模型,驗證了模型的準確性;并基于Simulink-Recurdyn搭建了剛柔耦合的恒減速緊急制動聯合仿真模型。得到的主要結果如下:

(1)提升工況的速度跟蹤誤差小于下放工況;在下放工況中,隨著提升載荷的增大,由于制動器的空行程動作階段,制動開始時的卷筒轉速超調量增大,卷筒轉速的跟蹤誤差變大,罐籠也產生明顯的振動沖擊;

(2)將三通比例減壓閥作為系統控制閥,可實現礦井提升系統安全、穩定的恒減速制動;相比電液比例換向閥,它具有更好的響應速度、跟隨性和抗干擾能力。

在后續的研究中,筆者將進行相應的試驗測試,以對上述的仿真結果作試驗驗證。