礦用掘進(jìn)機(jī)截割部液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)【說明書+CAD】

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巷道掘進(jìn)與掘進(jìn)機(jī)的第一次嘗試，從早期就有了。jahrhunderts普列依斯盾構(gòu)機(jī)和Anderson鉆井機(jī)（隧道掘進(jìn)機(jī)英格里斯），安德森和覆蓋板都可單獨(dú)工作。獨(dú)立工作時，利用液壓缸的運(yùn)動，形狀符合現(xiàn)代機(jī)器的概念。但由于許多結(jié)構(gòu)性缺點(diǎn)，大多主機(jī)沒有得到工業(yè)應(yīng)用。 第二次世界大戰(zhàn)后，機(jī)逐漸在工業(yè)上得到廣泛應(yīng)用。在前蘇聯(lián)和美國，考慮到煤的性質(zhì)，單頭掘進(jìn)機(jī)鉆柱，用于開采煤巷掘進(jìn)，也逐漸發(fā)展起來[1][2]。 1.2 掘進(jìn)機(jī)的分類及特點(diǎn) 按照巷道掘進(jìn)機(jī)對于切割面的截割方式可劃分為兩種：全斷面掘進(jìn)機(jī)和部分?jǐn)嗝婢蜻M(jìn)機(jī)（如圖 1.1 所示）。 圖 1.1 懸臂式掘進(jìn)機(jī) 隧道掘進(jìn)機(jī)，又稱連續(xù)式掘進(jìn)機(jī)，它的工作機(jī)構(gòu)是通過一系列的切割機(jī)或圓盤和錐刀合成。在平行于工作平面的表面中心線旋轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)內(nèi)的機(jī)器一起工作。隧道掘進(jìn)機(jī)功率容量大，在整個過程中連續(xù)的工作，破碎的煤炭生產(chǎn)能力很高，因此，合理地分布在切削刀具上的壓力均勻，硬盤機(jī)的控制系統(tǒng)相對簡單，利于獨(dú)立的工作。但是全斷面掘進(jìn)機(jī)也存在一些缺點(diǎn)[3][4]： (1) 為了對不同規(guī)格的隧道進(jìn)行隧道施工，由于隧道斷面尺寸和形狀的不好，所以需要進(jìn)行輔助破碎機(jī)構(gòu)的安裝； (2) 掘進(jìn)半煤巖巷道時，煤、巖不能分別截割； (3) 由于巨大的圓盤式工作機(jī)構(gòu)的尺寸，很難進(jìn)入工件表面檢查，維修和更換的工具，必要時還要離開工作面； (4) 作業(yè)線較高的投資，對軌道線路、隧道、地質(zhì)的適應(yīng)性差；由于該機(jī)床的使用缺陷，大大阻礙了機(jī)床的使用，因?yàn)槭褂萌婢蜻M(jìn)機(jī)的成本很高。 大多數(shù)的隧道掘進(jìn)機(jī)，又稱循環(huán)式隧道掘進(jìn)機(jī)。本設(shè)備只可同時切割工作面的一部分，要切割整個巖層，必須要連續(xù)多次的工作才能完成完整面的切割。懸臂式掘進(jìn)機(jī)也叫做部分?jǐn)嗝婢蜻M(jìn)機(jī)，可以在工作面上，下，左和右的自由擺動和截割頭旋轉(zhuǎn)，可以是任何形式的懸臂安裝切片。根據(jù)不同形式的刀頭，也可以是縱軸式掘進(jìn)機(jī)和橫軸式掘進(jìn)機(jī)。上述掘進(jìn)機(jī)具有以下優(yōu)點(diǎn)[5][6][7]： (1) 掘進(jìn)機(jī)開挖速度快，提高了安全性，質(zhì)量和生產(chǎn)操作；如果支護(hù)作業(yè)的工作后，可以實(shí)現(xiàn)連續(xù)掘進(jìn)機(jī)掘進(jìn)破巖，可以完成運(yùn)輸?shù)确矫?，效率高，而且是在掘進(jìn)機(jī)破巖隧道開挖和挖掘煤炭，煤巖周圍光滑，減少了大量的支護(hù)量，這種方法比傳統(tǒng)法，可以提高速度的1.5～2倍，避免了煤巷和巖石爆炸引起的破壞現(xiàn)象，有利的巷道支護(hù)，也可以減少瓦斯氣體泄漏的危險，提高生產(chǎn)的安全性。 (2) 結(jié)構(gòu)緊湊、技術(shù)先進(jìn)；日前懸臂式掘進(jìn)機(jī)多采用耙裝式裝載機(jī)構(gòu)和履帶式行走機(jī)構(gòu)。其裝載能力大、調(diào)運(yùn)靈活、工作可靠。 (3) 快速巷道有利于及時發(fā)現(xiàn)礦區(qū)地質(zhì)條件，合理部署工作面準(zhǔn)備和更換； (4) 工作方式靈活，適應(yīng)性強(qiáng)； (5) 經(jīng)濟(jì)、安全、成本低； 1.3 懸臂式掘進(jìn)機(jī)國內(nèi)外的發(fā)展?fàn)顩r 當(dāng)今世界主要產(chǎn)煤國的掘進(jìn)機(jī)的路線長是總長的40%至50%，近幾年來，不僅應(yīng)用于硬度較小的煤巖，而且在比較硬的煤巷掘進(jìn)中也提高了技術(shù)和經(jīng)濟(jì)效益，一些重型掘進(jìn)機(jī)在國外也可以切割一些堅(jiān)硬的巖石切割的軌道。近年來，懸臂式掘進(jìn)機(jī)的研究和發(fā)展，主要表現(xiàn)在以下幾個方面[8][9]： (1) 截割功率穩(wěn)定提高，機(jī)器的可靠性提高； (2) 配套設(shè)備多樣化； 機(jī)器能力的充分發(fā)揮得到各國的重視，各國對巷道綜合機(jī)械化設(shè)備進(jìn)行了研究。為了縮短輔助時間和中間穩(wěn)定頂板，錨桿的廣泛支持，以支持并行操作的機(jī)械，液壓或自己獨(dú)立的盾牌掩護(hù)，但效果并不理想。經(jīng)過必要的運(yùn)輸，通常裝載機(jī)后橋帶式輸送機(jī)膠帶設(shè)置活動煤倉。 (3) 采用機(jī)電一體化技術(shù)； 國外新型掘進(jìn)機(jī)具有改善工況測試和診斷系統(tǒng)，可以在早期發(fā)現(xiàn)機(jī)械故障，并快速排除故障，縮短了相應(yīng)的機(jī)器停機(jī)時間，大大提高生產(chǎn)率；也可以確保穩(wěn)定的負(fù)載切斷機(jī)制，以避免手動操作不當(dāng)造成的系統(tǒng)尖峰負(fù)荷，延長機(jī)器的使用壽命。新機(jī)器方向的部分進(jìn)行切割，切割路徑，循環(huán)程序，對截面輪廓尺寸的監(jiān)測。 （4） 研究和探索新的切割技術(shù)，如高壓水射流鉆孔機(jī)的發(fā)展，沖擊振動式切割機(jī)等的研究； 雖然我國引進(jìn)前蘇聯(lián)的設(shè)備，中國的掘進(jìn)機(jī)的發(fā)展起步較晚，由于技術(shù)水平和條件的限制，不能廣泛用于生產(chǎn)?！?5”年以前，中國的機(jī)器狀態(tài)研究還停留在輕切削階段?？萍既藛T經(jīng)過不懈的努力通過30年的研究創(chuàng)新，我們?nèi)〉昧丝上驳难芯砍晒?。使得機(jī)器從的輕型，中型和重型機(jī)械進(jìn)行隧道工作時，發(fā)生了一個質(zhì)的變化[15][16]。 掘進(jìn)機(jī)的技術(shù)上了一個新的臺階，接近國外同行的水平，已經(jīng)在新產(chǎn)品的開發(fā)，從切割機(jī)的功率為30千瓦提高到320千瓦，機(jī)重從13噸重增加到110噸，切割也逐漸在煤和煤巖兩大系列，更多10個品種。特別是在“八五”時期至“九五”時期計(jì)劃的發(fā)展，從早期的煤巖型掘進(jìn)機(jī)的技術(shù)性能達(dá)到同類產(chǎn)品的水平，具有良好的性價比。而且高壓水射流切割技術(shù)和切割技術(shù)有了新的探索和要求，可編程邏輯控制器（PLC）應(yīng)用于電子機(jī)器的控制部分，在電子系統(tǒng)的插件中也有一個性能和故障診斷機(jī)制[14][13]。 以上闡述了國內(nèi)外巷道式掘進(jìn)機(jī)的發(fā)展與現(xiàn)狀，目前我國的技術(shù)水平雖然在不斷的發(fā)展和進(jìn)步，但是和國外一些先進(jìn)的技術(shù)相比還是有一定差距的。 1.4 課題的提出 隨著科學(xué)技術(shù)的發(fā)展和現(xiàn)代化生產(chǎn)的需要，礦山機(jī)械技術(shù)創(chuàng)新是當(dāng)前面臨的新挑戰(zhàn)。而且施工安全和施工質(zhì)量，在很大程度上取決于人的因素，屬于苦，臟，因事故傷亡人數(shù)仍占很大比例，改變這一點(diǎn)基本上是一個長期的任務(wù)。但是液壓系統(tǒng)流量大，因此，液壓系統(tǒng)在煤礦機(jī)械中最重要的之一是驅(qū)動系統(tǒng)。在挖掘機(jī)和煤炭切割工作是由一個液壓驅(qū)動系統(tǒng)的設(shè)計(jì)。因此，對掘進(jìn)機(jī)液壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì)是工作中的一個重要因素。本課題首先根據(jù)液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)的要求，創(chuàng)造工作條件和結(jié)構(gòu)分析的流量特性方程的速度，牽引液壓系統(tǒng)各元件參數(shù)，確定液壓系統(tǒng)示意圖[11]。 第 2 章 掘進(jìn)機(jī)截割部液壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì) 2.1掘進(jìn)機(jī)簡介 EBZ160掘進(jìn)機(jī)是懸臂縱軸式掘進(jìn)機(jī)，是一種巷道綜合掘進(jìn)設(shè)備，切割，供應(yīng)，行走，噴霧抑塵于一體。懸臂式掘進(jìn)機(jī)操作時，主機(jī)把巖石和煤巖切割，破碎機(jī)的運(yùn)行至尾部由傳送帶或輸送機(jī)運(yùn)走。掘進(jìn)機(jī)切割臂的上、下、左、右在預(yù)定的角度自由擺動。履帶機(jī)構(gòu)能適應(yīng)地質(zhì)條件相對復(fù)雜。該類機(jī)器主要用于采煤巷道的掘進(jìn)，適用于掘進(jìn)破碎煤巖斷面 6～24 ,硬度f＝4～8平方米的煤或半煤巖巷道，也可用于其它巷道施工。 2.2 主要結(jié)構(gòu)及工作原理 EBZ160掘進(jìn)機(jī)主要由行走、截割、裝運(yùn)三大機(jī)構(gòu)和液壓、電氣、水路三大系統(tǒng)組成，通過各部分動作的協(xié)調(diào)和配合，完成掘進(jìn)巷道的作業(yè)過程，其外形如圖 2.1 所示。 圖 2.1 掘進(jìn)機(jī)結(jié)構(gòu)圖 在每個氣缸的發(fā)動機(jī)作用下切割，煤巖被切割頭從煤壁上切下，通過控制行走部、鏟煤板、鏟底通過旋轉(zhuǎn)星輪輸送機(jī)傳送到第一運(yùn)輸機(jī)，第一電機(jī)拖動鏈在鏟入口處的巖石。第二皮帶運(yùn)往煤操作入口，第二次將煤巖運(yùn)出，以確保機(jī)器的穩(wěn)定性。 2.3 液壓系統(tǒng)原理設(shè)計(jì) 本液壓系統(tǒng)由油缸、泵站、油箱以及與之相聯(lián)接的配管所組成。 如圖2.2所示，恒壓變量泵液壓系統(tǒng)的石油供應(yīng)作為動力源，通過流量自動控制閥泵的出口閥；和過度的安全作用；蓄能器吸收沖擊，儲能源，石油過濾器；設(shè)有過濾閥，以保證液壓閥的液壓油清潔度；液壓缸作為執(zhí)行元件驅(qū)動橫臂做上下運(yùn)動而工作狀態(tài)和相關(guān)單位的外部結(jié)構(gòu)及尺寸，管路線通過軟管連接，同時，必須滿足系統(tǒng)的響應(yīng)速度。 圖 2.2 液壓系統(tǒng)原理圖 2.4 液壓系統(tǒng)主要參數(shù) 液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)任務(wù)參數(shù)參照表 2.1 所示。 表2.1液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)任務(wù)參數(shù) 2.5 截割部升降液壓缸的控制模式 液壓缸的控制方式主要是位移控制、力控制、速度控制、加速度控制等。在實(shí)際工作中，按照應(yīng)用目的的不同，來選擇不同的控制模式。 切割部分采用位移控制方式來控制切割臂抬起放下，使切割頭達(dá)到相應(yīng)的位置，并將其切割。 2.6 液壓元件的設(shè)計(jì)與選型 2.6.1 液壓缸設(shè)計(jì) (1) 負(fù)載壓力的確定 根據(jù) Pro/E 對運(yùn)動仿真和運(yùn)動學(xué)分析，得出 Fmax = 83000N ，同時由于截割部在整個工作過程中，速度很慢，可以忽略 F慣 ，即 F慣 = 0 。 根據(jù)截割部機(jī)械部分的設(shè)計(jì)得出，整個截割部重量為 7.7t，所以重力負(fù)載 為 F負(fù) = 7.7t 。 初選系統(tǒng)壓力為 ps=16MPa ，取負(fù)載壓PL=2/3Ps=10.67MPa 。 (2) 活塞直徑 D 與活塞桿直徑 d 的確定 取活塞桿直徑 d 與活塞直徑 D 之比 0.6，則： 式中： A —有效作用面積。 計(jì)算得 d = 106.8mm ，D= 178.6mm 。 根據(jù) GB/T 7938-1987 選定液壓缸額定壓力為 18MPa； 根據(jù) GB/T 2348-1993 將液壓缸內(nèi)徑圓整為 D = 180mm ； 根據(jù) GB/T 2348-1993 將活塞桿直徑圓整為 d = 110mm 。 有效作用面積 A = 3.889 × 10?3 mm2 。 無桿腔 A2 的面積為： A2 = D2 = × 0.182 = 0.025m2 有桿腔面積 A1 為： A1 = d2 = × （0.18-0.11）2 = 0.016m2 (3) 液壓缸行程 X 的確定 根據(jù)截割高度及機(jī)械部分設(shè)計(jì)以及國標(biāo) GB2349-1980，將油缸最大行程位 移 X = 700mm 。 2.6.2 液壓固有頻率校驗(yàn) 對于四通閥控非對稱液壓缸，液壓固有頻率為： 式中： β e ─液壓有效體積彈性模量； Vt ─總壓縮容積， m3 ； mt ─總負(fù)載質(zhì)量，kg； 液壓缸有效作用面積A= 3889mm2 ；總壓縮容積考慮為缸的總?cè)莘e 一般工程機(jī)械中取 β e = 700MPa 。根據(jù)上式計(jì)算得液壓固有頻率 轉(zhuǎn)化為頻率 綜上所述，液壓固有頻率大于工作頻率，系統(tǒng)可以正常工作。 2.6.3 選擇液壓泵 (1) 確定最大流量 多液壓缸同時工作時，液壓泵的輸出流量應(yīng)為 qvp ≥ k(∑ qv max ) 液壓缸最大速度取 X max = 1.2mm/s = 0.072m/min ，所以液壓最大流量為 考慮泄露因素，因此取泵最大流量 qvp≧2kqL max 式中： k—系統(tǒng)泄露系數(shù)，一般取k=1.1~1.3 (2) 確定最大工作壓力 式中： ∑△P—從液壓泵到液壓缸入口處的管路損失，取1MPa。由于pp ≥16MPa ， 所以取 pp = 18MPa 。 (3) 確定液壓泵的規(guī)格 根據(jù)以上所求得的數(shù)據(jù)，可以選用柱塞泵63PCY14-1B。具體參數(shù)見表2.2 表 2.2 變量柱塞泵參數(shù)表 (4) 泵的驅(qū)動電機(jī)確定 泵的最大輸出功率為泵的最大流量和壓力的乘積，所以它的輸入功率為 式中： P —泵最大輸入功率，pkW； pp —泵最大工作壓力，MPa； qvp —泵最大流量，L/min； ηp —泵的效率，一般取0.8~0.85。 代入數(shù)據(jù)得 2.6.4 蓄能器的確定 液壓傳動系統(tǒng)中，儲存和釋放液體的能力壓。它的基本功能是：當(dāng)系統(tǒng)壓力流體系統(tǒng)中的液體壓力時，蓄能器內(nèi)，直接在一個蓄電池，一個內(nèi)部和外部的壓力相等；相反，當(dāng)內(nèi)部流體壓力蓄能器是高于系統(tǒng)當(dāng)液體的壓力蓄能器內(nèi)的流動系統(tǒng)中的蓄能器內(nèi)外壓力平衡。 根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式確定蓄能器的總?cè)莘e： 式中： q—閥關(guān)閉前管內(nèi)流量，L/min； i—產(chǎn)生沖擊波的管長，m； t—閥由全開到全關(guān)時間，s； P1—蓄能器最低工作壓力，MPa； P2—蓄能器最高工作壓力，MPa。 閥關(guān)閉前管內(nèi)的流量可認(rèn)為是同時動作的液壓缸的最大總流量即 q= 47.64 L/min 。 對于壓力相對穩(wěn)定性較高的系統(tǒng)，要求蓄能器最低工作壓力與蓄能器最高工作壓力之差盡量在 1MPa 左右，故此蓄能器的最低工作壓力取 p1 = 16MPa 。代入數(shù)據(jù)計(jì)算得： 本文采用常用氣囊式蓄能器，根據(jù)工作壓力及總?cè)莘e，可以選擇型號為NXQA-L0.63/20-A 來吸收壓力脈動和沖擊。 表2.3 蓄能器參數(shù)表 2.6.5 伺服閥的選擇 由上述數(shù)據(jù)可知，液壓缸最大流量為 qmax = 47.64L/min ，考慮到泄露等影響，伺服閥流量應(yīng)留有一定余量，通常取 15%左右的負(fù)載流量作為閥的儲備流量，在快速性高的系統(tǒng)中取 30%更好一些，截割升降油缸速度不是很快， 因此取 15%，則伺服閥輸出流量： 閥壓降由上述可知 根據(jù) qv 和 pv ，由選擇伺服閥規(guī)格時使用的列線圖查得額定流量（閥的壓降為 55×105 MPa 時的輸出流量）為 76L / min 的閥可以滿足系統(tǒng)要求。 本系統(tǒng)采用雙噴嘴擋板力反饋式電液伺服閥。伺服閥的主要參數(shù)如表2.4所示。 表 2.4 伺服閥參數(shù)表 在系統(tǒng)工作過程中，閥的實(shí)際壓降為： 式中： ps —系統(tǒng)供油壓力， ps = 16MPa ； pL —額定負(fù)載壓力， pL = 10.67MPa ； p1 —液壓站至伺服閥的管路總壓降，本文取 p1 ≈ 1MPa 。 將上述參數(shù)帶入上式得：pn = 4.33MPa 于是伺服閥的工作流量為： 2.6.6 過濾器的選擇 為了延長零件的使用壽命，液壓系統(tǒng)中使用過濾器過濾固體雜質(zhì)，和及時清潔的方法，使液壓元件工作可靠。約75%的液壓介質(zhì)的污染。因此，過濾器的液壓系統(tǒng)液壓系統(tǒng)是一個重要的輔助軟件，相對常規(guī)的過濾器的選擇系統(tǒng)顯得更為重要。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，在這里你可以選擇過濾精度5～10μ的精過濾器。參數(shù)見表2.5： 型號 流量（L/min） 壓力損失（MPa） 過濾精度（μ） 重量（kg） TF63×80 63 ＜0.01 80 0.82 表 2.5 過濾器參數(shù)表 這些過濾器的精度較高，并有一個閥門，一個旁路閥、空氣污染濾芯等的裝置，更換過濾器和濾芯的清潔元件，油箱的油不流出，從而提高了液壓系統(tǒng)工作的可靠性。 2.6.7 管件的選定 (1) 管件包括管道和管接頭。 a．管件的材料 本系統(tǒng)壓力為 16MPa，根據(jù)切割件的外形尺寸和機(jī)器的工作特性，將管道與高壓軟管連接。 b．油管的內(nèi)徑 油管直徑主要取決于油流量，管徑選擇過小，管內(nèi)流速過大，會增加功率損耗，溫度上升，容易產(chǎn)生氣蝕現(xiàn)象，引起振動和噪聲。合理選擇油管內(nèi)徑，可得下式： 式中： d—道內(nèi)徑（mm）； qv —通過管道內(nèi)的流量（L/min）； v —管內(nèi)允許流速（m/s）。 其中V的值在整個液壓系統(tǒng)管路中可取 V = 3 ~6m/s ，此處，取 v = 5m/s 。 液壓系統(tǒng)管路內(nèi)徑 將其圓整為 d = 25mm ； 根據(jù)軟管的公稱通徑和公稱壓力，選取軟管壁厚為 2.5mm。 (2) 管接頭的選擇 由于是在地下掘進(jìn)，工作環(huán)境惡劣，操作進(jìn)行的共同所有的卡套式的管接頭?？ㄌ资浇Y(jié)構(gòu)先進(jìn)具有很強(qiáng)的耐腐蝕性，并且性能良好。 2.6.8 管路的布置 軟管的布置考慮以下幾點(diǎn)： a．軟管與接頭的連接處應(yīng)留有一段直的部分，此段長度不能小于軟管外徑的二倍，因此軟管的彎曲半徑不能太?。? b．軟管的長度要顧及到軟管在通入壓力油后，長度方向?qū)l(fā)生收縮形變，一般收縮量為管長的 3%-4%，因此，軟管安裝時應(yīng)避免處于拉緊狀態(tài)； c．軟管要避免與機(jī)械上尖銳部分相摩擦和接觸，以免軟管損壞； d．軟管接頭的軸線，要保持在平面內(nèi)運(yùn)動，以避免兩端互相運(yùn)動時軟管受損； e．軟管在安裝時要確保不發(fā)生扭轉(zhuǎn)形變，為方便安裝，可以把軟管圖上顏色或者問路，便于檢查。 第 3 章 液壓系統(tǒng)的建模 3.1數(shù)學(xué)模型的建立方法 數(shù)學(xué)模型是一種數(shù)學(xué)表達(dá)式，是在實(shí)際液壓系統(tǒng)的抽象、一般情況或合成過程中得到的數(shù)學(xué)表達(dá)式。液壓系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型應(yīng)具有以下幾個特點(diǎn)：一是反映液壓系統(tǒng)的實(shí)際工作狀況，能準(zhǔn)確地反映系統(tǒng)參數(shù)之間的關(guān)系；其次，它必須有一個簡單、方便的解決方案，特別適合于計(jì)算機(jī)求解。 3.1.1 微分方程法 液壓系統(tǒng)的基本數(shù)學(xué)模型是一個微分方程，用于描述系統(tǒng)的動態(tài)輸入輸出關(guān)系的數(shù)學(xué)公式。對于一個輸入函數(shù) u 和一個輸出函數(shù) y 的系統(tǒng)，其微分方程模型的一般形式為： 式中： a1,..., an 及 c1...,cm1 均為常數(shù)； y —系統(tǒng)的輸出變量； u —系統(tǒng)的輸入變量。 3.1.2傳遞函數(shù)法 在液壓系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型、傳遞函數(shù)是一個線性微分方程，線性微分方程描述的選擇輸入變量和輸入變量在特定的順序的微分方程模型超過3倍，相應(yīng)的分析是困難的，通常需要改為傳遞函數(shù)模型。對上式兩邊取拉氏變換，若系統(tǒng)中 y,u 及各階導(dǎo)數(shù)的初值為零，可得： 式中： Y (S) —輸出變量的拉氏變換； U (S) —輸入變量的拉氏變換； 設(shè)G(S)=Y(S)/U(S),則有 式中： G(S) —系統(tǒng)的傳遞函數(shù)。 該系統(tǒng)的動態(tài)特性可以表示特征。不同的系統(tǒng)，如果動態(tài)性能相同，可以具有相同的傳遞函數(shù)形式。 經(jīng)典控制理論框圖也往往是在動態(tài)模型系統(tǒng)中，對輸入，輸出，和反饋的信息可以很容易地繪制圖表，更加直觀方便.根據(jù)方塊圖的傳遞函數(shù)模型或其他類型的模型框圖和傳遞函數(shù)等操作。主要是通過信號線，點(diǎn)和方框的三個要素，相應(yīng)的變換系統(tǒng)的功能方框圖，可以求出系統(tǒng)的函數(shù)。 3.1.3 狀態(tài)空間法 變量是最小的運(yùn)動，完整的表征系統(tǒng)是一組變量。變變量表示系統(tǒng)之間的輸入和輸出和系統(tǒng)的微分方程。只要變量系統(tǒng)，給定的輸入，輸出，可以在任何時間。因此，空間分析包括兩個基本步驟：一是變量的定義和解決方案，二是由變量的生產(chǎn)。在數(shù)學(xué)中的兩個方程表示：一個是狀態(tài)方程，表示輸入與輸出方程的狀態(tài)變量，生產(chǎn)與狀態(tài)之間的關(guān)系； 3.1.4 功率鍵合圖法 鍵合圖系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型是一個容易和簡單的連接圖的標(biāo)準(zhǔn)，描述了作為一個系統(tǒng)的各元素之間的關(guān)系的影響。這可能反映了元素之間的負(fù)載和系統(tǒng)的功率流，也可以描述動態(tài)行為系統(tǒng)各變量之間的因果關(guān)系，很容易直接用鍵圖模擬的狀態(tài)方程的動態(tài)系統(tǒng)研究中的液壓系統(tǒng)，鍵合圖的動態(tài)過程中，系統(tǒng)的功率流，在所有條件的作用下，一個動態(tài)的過程，收集，分配和能量轉(zhuǎn)換等。所以功率鍵合圖實(shí)質(zhì)上是一種功率流圖。 3.2 液壓伺服系統(tǒng)的物理模型 液壓系統(tǒng)本身是一個非常復(fù)雜的系統(tǒng)，我們研究的問題不關(guān)心系統(tǒng)的運(yùn)動規(guī)律，系統(tǒng)的物理?xiàng)l件與實(shí)際系統(tǒng)相同或相似的規(guī)律或過程中的實(shí)際對象，即為物理模型。物理模型的主要功能是方便相互模擬，其主要特點(diǎn)應(yīng)該是類似于實(shí)際系統(tǒng)，但理想和簡單，便于理論和實(shí)驗(yàn)研究。一個在物理模型往往是必要的，近似的方法來描述物理系統(tǒng)。忽略小作用的物理變量的假設(shè)，一個線性的因果關(guān)系假設(shè)參數(shù)不隨時間變化；以適應(yīng)產(chǎn)量分布參數(shù)；假定系統(tǒng)和邊界條件的不確定性，對環(huán)境的影響，如噪音。 應(yīng)該指出的是，由于物理系統(tǒng)不是純粹的理想化，它很可能是物理模型只反映了物理性質(zhì)的決定性行動。 本課題中，液壓系統(tǒng)采用的是伺服閥控制非對稱液壓缸（單出桿缸）的動 力機(jī)構(gòu)，在驅(qū)動力的作用下，截割臂從左下角開始，成 S 型回轉(zhuǎn)運(yùn)動向上進(jìn)行截割煤層，本文重點(diǎn)考慮液壓元件在系統(tǒng)中的功能和作用而不考慮元件本身的動態(tài)響應(yīng)過程，一個單向的系統(tǒng)組件相當(dāng)于一個簡單的線性電阻的液體，可視為管道和不考慮液壓缸動態(tài)特性的影響，如圖所示3.1機(jī)構(gòu)： 圖 3.1 控制系統(tǒng)物理模型 3.3 液壓系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型的建立 在研究系統(tǒng)的動態(tài)特性，必須考慮那些系統(tǒng)性能的主要因素，忽略了一些次要因素。如果我們考慮，建立一個數(shù)學(xué)模型太復(fù)雜，不僅增加了復(fù)雜性，解決問題，提高解決問題的模擬計(jì)算的累積誤差。此外，遇到問題的方程或所謂的“剛性”，病理所以對本系統(tǒng)進(jìn)行數(shù)學(xué)模型建模時，就要根據(jù)研究對象的實(shí)際情況和問題研究的出發(fā)點(diǎn)進(jìn)行一些假設(shè)。 a．液壓密度變化小不考慮液體在閥腔里的壓縮性,在實(shí)際計(jì)算時可忽略不計(jì)； b．制造誤差可以忽略，因?yàn)橄嗤愋偷囊簤涸慕Y(jié)構(gòu)和幾何形狀相同的形狀； c．被忽略的內(nèi)部摩擦損失，流體質(zhì)量和管道的動態(tài)特性的影響； d．每工作腔的液壓缸等壓力，潤滑油溫度和體積彈性模量被認(rèn)為是恒定的； e．液壓缸的內(nèi)、外泄露為層流流動； f．該閥是零開口四邊滑動閥，節(jié)流窗口，對稱性，閥口是流動的； g．活塞在液壓缸的2個工作腔容積等于做的小運(yùn)動。 3.3.1 非對稱缸模型建立 本文所采用液壓缸為非對稱缸，所以應(yīng)該從活塞桿收縮和伸出兩個方面進(jìn)行建模?？梢悦枋鋈缦拢罕玫暮愎β史匠獭⑺欧y的流量方程、伺服閥的流量、液壓缸的受力平衡方程： (1) 液壓缸活塞桿收縮情況（ xv ≥ 0 ） a．滑閥流量方程 伺服閥進(jìn)、回油腔流量方程為： 式中： q1 —進(jìn)油腔流量， m3 / s ； q2 —回油腔流量， m3 / s ； Cd —流量系數(shù)； W —伺服閥窗口的面積梯度，m； —液體的密度，kg/m3； ps —油源壓力，Pa； p1 —有桿腔壓力，Pa； p2 —無桿腔壓力，Pa； xv —伺服閥閥芯位移，m。 A1 —液壓缸有桿腔活塞有效面積，m2； A2 —液壓缸無桿腔活塞有效面積，m2； xp —活塞位移，m； b．流量連續(xù)性方程 根據(jù)流量的連續(xù)性，可寫出液壓缸進(jìn)油口流量： 液壓缸回油口流量 式中： Cip —液壓缸內(nèi)泄漏系數(shù)，m5/(N.S)； Cep —液壓缸外泄漏系數(shù)，m5/(N.S)； β e —有效體積彈性模量，Pa； 利用以上兩式可引入流量比η，即 液壓缸穩(wěn)態(tài)時力平衡方程為 N = p1 A1 ? p2 A2 式中： N —液壓缸推力。由上式可得： 我們定義負(fù)載壓力為 聯(lián)立得 液壓缸輸出功率為 所以，我們可以定義負(fù)載流量為 得出負(fù)載流量方程 式中： Cte—等效泄漏系數(shù)， Cte—附加泄漏系數(shù)， V—等效容積， S—為缸的總行程。 c．液壓缸的力平衡方程 液壓元件的動態(tài)特性，受到負(fù)荷影響。負(fù)荷通常包括粘性阻尼力，彈性力和任意外部負(fù)載功率負(fù)載。在這力量的嚴(yán)重性和硬度的煤截割臂，液壓缸輸出力和負(fù)載力的平衡方程。 式中： mt —活塞及負(fù)載折算到活塞上的總質(zhì)量，kg； BX —活塞及負(fù)載的粘性阻尼系數(shù)； K —負(fù)載彈簧剛度； FL —外負(fù)載力。 d．負(fù)載流量方程線性化 閥的壓力－流量特性是非線性的。利用線性化理論對系統(tǒng)進(jìn)行動態(tài)分析 時，必須將這個方程線性化。 上式可簡化為如下形式 式中： kp—流量增益， kc—流量—壓力系數(shù)， 把上式進(jìn)行拉式變換得： 由上述可分別畫出位置和壓力控制系統(tǒng)方框圖，如圖3.2、圖 3.3 所示。 圖3.2由負(fù)載流量獲得液壓缸活塞位移的方框圖 圖3.3由負(fù)載壓力獲得液壓缸活塞位移的方框圖 聯(lián)立去掉QL 和PL得 式中： Kce —總流量－壓力系數(shù)， Kce=Kc+Cte ； Qta —附加泄漏流量， Qta=Ctδps 。 在動力學(xué)方程，考慮慣性負(fù)載，負(fù)載的彈性和可壓縮性油液和液壓缸泄漏等因素的影響，是一種很常見的方式，實(shí)踐往往是相對簡單的，在這個系統(tǒng)中，橫臂和液壓油缸的活塞桿連接在非彈性負(fù)載慣量負(fù)載。由附加泄漏流量 Qtα 對速度的影響很小，可以忽略不計(jì)。根據(jù)上述可知，本系統(tǒng)動態(tài)方程在 K =0 ，<< 1以及忽略 Qta 對速度的影響時，可簡化為： 式中： —液壓固有頻率 —液壓阻尼比 當(dāng)Bp較小可以忽略不計(jì)時，可近似寫成 對干擾輸入FL的傳遞函數(shù)為： （2）液壓缸活塞桿伸出情況 a. 滑閥流量方程 伺服閥進(jìn)，回流量方程為: b.流量連續(xù)性方程 液壓缸進(jìn)油口流量： 液壓缸回油口流量 與 負(fù)載流量 液壓缸兩工作腔的壓力分別為 所以，負(fù)載流量方程為 式中： c.液壓缸的力平衡方程 d.液壓缸負(fù)載流量方程線性化 式中： 化簡得 得： 3.3.2 閥控非對稱缸其它環(huán)節(jié)的模型的建立 (1) 伺服閥的數(shù)學(xué)模型 伺服傳遞函數(shù)是線性伺服閥特性的近似解析表達(dá)式，它是對系統(tǒng)線性化的線性分析，特別是系統(tǒng)的穩(wěn)定性。 為了簡化分析，并考慮相應(yīng)的精度更好，從實(shí)用的角度。一般閥通過第二振蕩形式的傳遞函數(shù)。如果伺服閥在某些系統(tǒng)應(yīng)用時，其動態(tài)響應(yīng)要遠(yuǎn)高于系統(tǒng)的負(fù)載響應(yīng)，例如超過10次，當(dāng)伺服閥可以作為一階慣性環(huán)節(jié)，甚至作為一個比例的連接。 電液流量伺服閥的二階近似傳遞函數(shù) 當(dāng)伺服閥的頻寬大于液壓固有頻率（3~5倍）時，伺服閥可近似看成慣性環(huán)節(jié)： 當(dāng)伺服閥的頻寬大于液壓固有頻率（5~10倍）時，伺服閥可近似看成慣性環(huán)節(jié)： 式中： Wsv (s) —伺服閥的傳遞函數(shù)； Gsv (s) — Ksv = 1 時伺服閥的傳遞函數(shù)； Ksv — 伺服閥增益，以電流 I N 為輸入、以閥芯位移 X v 為輸出時 Ksv =X v/I N ωsv —伺服閥的固有頻率，rad/s； ζ sv —伺服閥的阻尼比； Tsv —伺服閥的時間常數(shù)； ζ sv —阻尼系數(shù)，無因次量； （2） 伺服放大器的數(shù)學(xué)模型 該伺服放大器對電壓和電流轉(zhuǎn)換器的高輸出阻抗，動態(tài)響應(yīng)遠(yuǎn)高于伺服閥的響應(yīng)，固有頻率大于液壓缸的固有頻率，因此放大器被簡化成比例分量。則： I=KaU 式中： I —伺服放大器傳遞函數(shù)，A； U —伺服放大器輸出電壓，V； Ka —放大器的比例增益，A/V。 (3) 位移傳感器的數(shù)學(xué)模型 位移傳感器的相應(yīng)頻率遠(yuǎn)大于系統(tǒng)的相應(yīng)頻率，故將位移傳感器簡化為比例環(huán)節(jié)，則 U= K f X P 式中： U—位移傳感器輸出電壓，V； X P —液壓缸位移變化，mm； K f —位移傳感器反饋增益，V/mm。 3.3.3 閥控非對稱液壓缸系統(tǒng)總體模型 (1) 伺非對稱液壓缸系統(tǒng)控制框圖針對升降缸系統(tǒng)經(jīng)濟(jì)、可靠、其工作要求，對伺服系統(tǒng)進(jìn)行仿真,其方框圖 3.4 如下： 在一個模擬伺服系統(tǒng)，所有的模擬信號都是連續(xù)的。模擬伺服系統(tǒng)重復(fù)精度高，但能力較低的分辨率。伺服系統(tǒng)的精度的精度在很大程度上取決于檢測裝置。 (2)閥控非對稱液壓缸系統(tǒng)方框圖模型液壓缸采用 SM4-20 型號伺服閥，根據(jù)樣本手冊查得伺服閥的固有頻率? sv = 251.3rad/s 。由計(jì)算可知液壓固有頻率 ωh = 55.22rad/s ，由于? sv /? h = 4.5 > 3 ，所以伺服閥的傳遞函數(shù)可以簡化慣性環(huán)節(jié)形式的傳遞函數(shù)。即： 第 4 章 結(jié) 論 隨著智能化礦山機(jī)械的規(guī)模和發(fā)展方向，無人掘進(jìn)機(jī)對直接在采煤工作面的速度和施工質(zhì)量也提出了要求，在本論文的實(shí)際的基礎(chǔ)上，分析了懸臂掘進(jìn)機(jī)液壓系統(tǒng)的切削部分，建立了數(shù)學(xué)模型，得到了較好的控制效果，滿足工程應(yīng)用的要求。通過本文的研究工作，得出如下結(jié)論： (1) 該系統(tǒng)采用伺服閥控非對稱液壓缸的系統(tǒng)，符合實(shí)際的操作條件使空間的有效利用和發(fā)揮最大的輸出性能。同時，作為伺服系統(tǒng)的結(jié)果，大大提高了系統(tǒng)的響應(yīng)速度、精度和穩(wěn)定性[35]。 (2) 通過本論文的分析與研究，本論文的整個方案與計(jì)算參數(shù)基本上可以應(yīng)用于 EBZ160 掘進(jìn)機(jī)上，實(shí)現(xiàn)截割端面的操作，提高截割的效率與質(zhì)量[28]。 參 考 文 獻(xiàn) [1]陳大先.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊[M].北京：化學(xué)工業(yè)出版社，1993 [2]張人杰.液壓缸的設(shè)計(jì)制造和維修[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1993 [3]冀宏，唐鈴鳳.液壓氣壓傳動與控制[M].北京：華中科技大學(xué)出版社. 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