刮板輸送機全液壓自動張緊控制系統的研究

王瑞勤

（山西焦煤西山煤電斜溝礦， 山西 呂梁 033000）

引言

刮板輸送機作為我國礦井煤炭運輸的重要設備，其主要是對煤、物料等進行運輸，隨著開采量的增大，礦井刮板輸送機逐步朝著大功率、大運距、大載荷的方向發展，其工作的效率直接影響著我國煤礦開采的效率。在刮板輸送機運行過程中，由于負載較大且容易急起急停使得其極易出現掉鏈、卡鏈等故障，制約著礦井的正常生產[1]。本文通過分析影響鏈條張力的因素對刮板輸送機的自動張緊系統進行研究，為礦井刮板輸送機高效工作提供一定的理論基礎。

1 自動張緊系統研究

不同類型的刮板輸送機擁有不同的組成形式，但其存在著相同的結構，都有機頭部、機尾部、刮板鏈、推移裝置、溜槽等。自動張緊系統是刮板輸送機刮板鏈調節的重要裝置，張緊系統的好壞直接影響設備的正常運行，系統主要是由電液控制單元、伸縮機尾、自動張緊液壓系統組成的。自動張緊液壓系統由壓力傳感器、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）閥通過識別電液控制單元下發的指令進行液壓油方向調節，從而實現油缸的收縮與伸出[2]。

刮板輸送機正常運行過程中，壓力傳感器可以將液壓缸無桿側壓力進行檢測，并對檢測數據與設定的標準值進行對比，當存在偏差時，及時進行收縮、伸出的調節，保證系統穩定運行。其中當傳感器檢測值低于設定值下限時，此時系統對伸出閥進行調節，使得活塞伸出，當傳感器檢測值高于上限值時低于收縮閥進行操作，使得活塞縮回。液壓缸活塞桿與機尾的移動部分相互連接，當液壓缸活塞作出相應動作時，此時的機尾移動部位發生相應的移動，調節機頭機尾鏈輪的距離，實現鏈條自動張緊。系統重復如上的工作，保證設備在運行過程中的安全。刮板輸送機自動張緊系統原理如圖1 所示。

圖1 刮板輸送機自動張緊系統原理圖

對系統液壓元件的參數選定進行研究，首先對液壓缸活塞的直徑進行分析，根據自動張緊系統的高強度環境，根據實際情況選定系統壓力p 為25 MPa，所以活塞的直徑可以表示為：

式中：T 為液壓系統的推力，設定系統最大推力為611 kN；η 為液壓機械效率，本文選定0.9。

根據計算可知，液壓缸的活塞直徑為132 mm，考慮到實際直徑取值表，選定活塞直徑為140 mm。對活塞桿的伸縮速度進行分析，在實際工作中如果刮板輸送機速度過大，則會造成沖擊損壞，所以為了降低沖擊磨損，提升系統運行的穩定性，活塞的速度v 選定為5 cm/s，而液壓缸的最大流量Q 根據式（2）計算：

根據計算可知，最大流量為90 L/min。

根據計算情況進行仿真模擬，選定仿真軟件AMESim，對仿真模擬的參數進行設定，選定仿真時間為10 s，仿真的采樣周期為0.1 s，得到收縮工況下的液壓缸無桿側的應力速度變化曲線如圖2 所示。

圖2 收縮工況下的液壓缸無桿側的應力、速度變化曲線

由圖2 可以看出，當系統開始運行時，此時的液壓缸無桿側的壓力呈現大幅度波動，當時間為0.1 s時，此時的壓力最大，最大值為25.6 MPa（256 bar），當時間為3 s 時，此時的壓力值最小，最小值為12.8 MPa（128 bar），波動幅度為100%，在時間4 s 后壓力逐步趨于平穩，平穩壓力為15.4 MPa（154 bar），而液壓缸無桿側速度呈現出上下波動的情況，當時間為4 s 時速度穩定為0。根據以上分析可以看出液壓缸的無桿側壓力波動幅度太大，使得系統較為不穩定，所以需要對系統進行優化設計[3]。

2 優化設計研究

基于遺傳算法PID 對系統進行優化，通過對每個特征進行編碼后雜交，從而得出不同的優化解，對計算得出的解進行對比分析，從而得出最優的參數，實現優化設計。對基于遺傳算法的PID 優化方案進行設計，刮板輸送機自動張緊系統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，而不能實現半開半關狀態，所以首先需要對其進行優化，本文選定擁有伺服系統精度和高性價比的電液比例換向閥，其不僅可以實現換向，同時可以實現流量的調節，實現系統的精準控制?；谶z傳算法的PID 優化控制如圖3 所示。

由圖3 可知，算法以目標值為目標，根據液壓缸無桿側的壓力對PID 的參數進行實時調整，同時根據PID 的整定參數對液壓缸無桿側的壓力與初步設定的目標值進行積分、微分等操作對電液比例換向閥進行精準控制，電液比例換向閥的開口度直接影響著桿側的流量值，依次來達到活塞的速度、伸縮量等控制。

圖3 基于遺傳算法的PID 自動液壓系統控制流程圖

對優化方案進行仿真模型的建立，對仿真的模型進行重新設置，將PID 的輸參數設定為輸入量，設定為比例系數0.3～0.6，積分時間為0～0.1 s，微分時間同樣為0～0.1 s 輸出量為需要優化控制的目標量，由于遺傳算法的參數有著明顯的影響，所以參數值的設定應當適當選定，完成設定后對其進行仿真模擬計算，經過計算可以得出三種參數的最佳分別為比例系數0.54，積分時間為0.059 s，微分時間同樣為0.067 s，所以將計算得到的參數代入到仿真模型，模型仿真步長設定為0.05 s，仿真時間設定為8 s，所以可以得到收縮工況下的液壓缸無桿側的應力速度變化曲線如圖4 所示。

圖4 優化后收縮工況下的液壓缸無桿側的應力、速度變化曲線

由圖4 可以看出，經過優化后液壓缸無桿側的壓力波動明顯減小，而系統達到穩定的時間由優化前的4 s 降低為3 s，液壓缸無桿側的壓力達到平穩的壓力為14.8 MPa（148 bar），同時液壓缸無桿側的速度曲線波動的幅度也有了明顯的降低，此時雖然液壓缸無桿側的壓力距離設定的上限值有一定的差距，但其高于設定的最小值，所以系統可以穩定運行，此優化達到了理想的效果。

3 結論

1）本文通過分析刮板輸送機自動張緊系統，給出了刮板輸送機自動液壓張緊系統液壓部件的參數計算公式和設定值。

2）對原有系統進行仿真研究發現，液壓缸的無桿側壓力波動幅度太大，使得系統較為不穩定，并給出了基于遺傳算法PID 的優化方案。

3）通過對優化后方案進行仿真模擬，發現優化后的系統液壓缸無桿側的應力有了明顯降低，優化方案可行。