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机载锚杆钻机液压系统设计与分析pdf

发布日期:2020-05-31 22:16

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  致 谢 本文是在我的导师毛君教授的悉心指导下完成的。毛教授主要从事机械动态设计及仿 真、机电一体化产品研发方面的科研与教学工作,在该领域的硕果累累,拥有很高的声望。 毛老师敏捷的思维、渊博的知识、严谨的教学态度使我受益匪浅。从可亲可敬的毛老师身 上,我不但学到了扎实的专业理论知识,而且也学会了如何做一个堂堂正正的人,他以德 服人的态度和博大的胸怀是我终身学习的榜样。在此向我的导师毛君教授表达我最诚挚的 感谢! 感谢我的师兄陈洪月、师姐谢苗在论文的选题、材料的搜集等方面的指导,感谢我的 好友宋宝新、徐洋、胡昕好,以及一起学习的师兄弟们,怀念大家一起讨论研究的日子, 谢谢你们对我的帮助。 最后要向养育我、给以我无私的关心和爱护的父母表示最诚挚的感谢! 摘 要 液压系统是机载锚杆钻机的驱动部分。锚杆机在作业过程中启动、换向、停止等动作 非常频繁。液压系统可能出现的冲击震荡、噪声以及零件动作失调等故障,影响了液压系 统的稳定性,同时也直接影响到主机的稳定性。因此研究机载锚杆机液压系统的动态性能 十分重要。 本文根据机载锚杆钻机机构的运动学知识,利用 ADAMS 进行液压缸受力分析,从受 力曲线中确定液压缸的最大受力,设计各液压缸的结构,绘制锚杆钻机液压系统的原理图。 鉴于功率键合图建模的优点,对液压系统中主要元件的结构进行必要的简化,分别建立功 率键合图模型。根据功率键合图先在 Simulink 工作窗口中创建子系统的模型,再将所有的 子模块组合起来,构建液压缸液压系统和液压马达液压系统的仿真模型。设置仿真参数, 对模型进行仿真,从仿真曲线上观察和分析液压系统动态特性的变化情况,以此来验证液 压系统的设计是否理想。借助 Simulink 软件分析了液压系统中其它参数诸如液压缸的负载、 油液弹性模量、管路直径和长度等的变化对液压系统动态特性的影响。最后运用 D-H 方法 建立了液控锚杆机中各杆的坐标系,在给定巷道断面参数的情况下,如何控制各液压缸的 伸长量来实现钻孔支护。研究结果表明本文所设计的掘进机机载锚杆钻机的液压系统符合 掘锚一体机的设计要求,对其建立的数学模型正确,这对液压系统优化、整机的调试等方 面具有重要的指导意义。 关键词:机载锚杆钻机;液压系统;动态特性 ;功率键合图;仿真 - I - Abstract Hydraulic system is drive part of vehicle-mounted roofbolter. Actions of roofbolter, such as starting, commutation or braking, are very frequent. Probable faults in hydraulic system, such as shock, noise or parts malfunction, affect stability of the hydraulic system, at the same time directly affect the stability of whole machine. Therefore, it is very important to reseach dynamic performance of hydraulic system for vehicle-mounted roofbolter. Based on the kinematics knowledge of mechanism of vehicle-mounted roofbolter, the article does stress analysis using ADAMS for hydraulic cylinders, determines the maximum forces of hydraulic cylinders from force curves, designs structures of the hydraulic cylinder, draws principle graphs of hydraulic system for roofbolter. In consideration of advantages of modeling with power bonds graphs, simplifying the structures of main components of hydraulic system is necessary, and then establishes power bonds graphs models conveniently. According to the power bonds graphs, the first thing is to create subsystem model in Simulink working window, and then constitute all the sub-modules to build simulation model of hydraulic system for hydraulic cylinders system and hydraulic motor system. Setting the simulation parameters, and simulating the models, people can observe and analyze changes of dynamic characteristics of hydraulic system from the simulation curves, in order to verify the design of hydraulic system is satisfactory. The paper also analyzes the other parameters change of hydraulic system, such as hydraulic cylinder load, elastic modulus of fluid, pipe diameter and length, how they can affect dynamic characteristics of hydraulic system. Finally, with the use of D-H method, the paper establishes coordinate of bars of roofbolter under hydraulic control. Given parameters of roadway cross-section, it shows how to control the elongation of hydraulic cylinders for drilling and supporting. The results show that hydraulic system of vehicle-mounted roofbolter on boring machine designed in this paper meets design requirements of bolterminer, its mathematical model is correct, it has an important guiding significance for hydraulic system optimization and whole machine debugging. Key Words :vehicle-mounted roofbolter ;hydraulic system ;dynamic characteristics ; power bonds graphs ;simulation 目 录 摘 要I Abstract II 1 绪论 1 1.1 论文的研究背景 1 1.2 掘锚机组的研究现状 2 1.2.1 掘锚机组的国外研究现状 2 1.2.2 掘锚机组的国内研究现状 3 1.3 掘进机机载锚杆钻机液压系统的研究现状 4 1.3.1 现有掘进机机载锚杆钻机的研究现状 4 1.3.2 机载锚杆钻机液压系统的研究现状 5 1.4 本课题的研究内容 6 1.4.1 课题的来源 6 1.4.2 课题的研究意义 6 1.4.3 课题的研究内容 6 1.5 本章小结 7 2 掘进机机载锚杆钻机液压系统设计 8 2.1 锚杆钻机运动过程分析 8 2.1.1 钻巷道顶部锚杆孔时锚杆钻机的运动过程 8 2.1.2 钻巷道侧帮锚杆孔时锚杆钻机的运动过程 9 2.2 液压缸主要参数的确定及选型 9 2.2.1 液压缸受力分析模型 9 2.2.2 伸缩液压缸受力分析 10 2.2.3 翻转液压缸受力分析 12 2.2.4 支护液压缸受力分析 14 2.2.5 侧翻液压缸受力分析 15 2.2.6 双倍程液压缸受力分析 15 2.2.7 液压缸行程计算 16 2.2.8 液压缸选型 18 2.3 机载锚杆钻机液压系统设计 20 2.3.1 锚杆钻机马达连接油路设计 20 2.3.2 液压缸连接油路设计 20 2.4 本章小结 22 3 机载锚杆钻机液压系统建模 23 3.1 液压系统的动态特性 23 3.2 液压系统的建模方法 24 3.3 液压系统各元件功率键合图的建立 24 3.3.1 溢流阀 24 3.3.2 管路 25 3.3.3 单向阀 27 3.3.4 液控单向阀 28 3.3.5 节流阀 30 3.3.6 换向阀 31 3.3.7 液压缸 35 3.3.8 平衡阀 36 3.3.9 液压马达 37 3.4 本章小结 38 4 锚杆钻机液压系统的动态仿线 MATLAB 及 Simulink 简介 39 4.1.1 MATLAB 概述 39 4.1.2 Simulink 概述 40 4.1.3 Simulink 仿线 锚杆钻机液压系统各元件 Simulink 模型 41 4.3 液压缸系统仿线 液压缸系统的 Simulink 模型 45 4.3.2 液压缸系统参数确定 46 4.3.3 仿线 仿线 液压马达系统仿线 液压马达系统的 Simulink 模型 52 4.4.2 液压马达系统参数确定 53 4.4.3 仿线 液压系统参数对动态特性的影响及优化 55 5.1 油缸负载的影响 55 5.1.1 负载大小的影响 55 5.1.2 负载类型 56 5.2 油液弹性模量的影响 57 5.3 管路的影响 58 5.3.1 管路直径的影响 58 5.3.2 管路长度的影响 59 5.4 本章小结 60 6 液压缸的复合运动控制 61 6.1 液压机载锚杆钻机的位姿描述 61 6.1.1 坐标系的建立 61 6.1.2 位姿方程的确定 62 6.2 液控机载锚杆机运动学逆向问题的求解 65 6.2.1 问题描述 65 6.2.2 打顶部孔时 66 6.2.3 打侧帮孔时 71 6.3 本章小结 73 结 论 74 参 考 文 献 75 作 者 简 历 77 学位论文数据集 79 辽宁工程技术大学硕士学位论文 1 绪论 1.1 论文的研究背景 煤炭有着“工业的粮食”的美誉。国际能源署预计煤炭将是化石能源中需求增长量最 大的燃料,未来的几十年,世界各国对煤炭的需求将继续增加 50%,所以不仅是中国甚至 美国等发达国家都对煤炭的作用十分重视。我国是产煤大国,同时主要能源也是以煤为主。 长期以来,我国的经济和生活方面发电能源的 80%、民用商品能源的60%和化工原料的70% 都是由煤炭提供的。预计 2020 年的需求量将超过 28 亿吨,比重达 55% 以上。 煤炭的开采一般采用露天开采和地下开采两种方式,而后者占主要地位,其产量高达 总生产量的 95%,所以矿井开采的安全性能尤为重要。巷道是井下工人的重要生活环境, 也是矿物提升和传输、排水、通风以及采掘机械掘进的路径。作为井下生产的重要通 道,巷道每年的掘进距离达千万米,并且全部需要细心地维护。巷道畅通和安全系数高能 够为人员提供良好的井下作业环境,防止发生事故。但是由于煤岩的性质多种多样,以致 巷道的地质条件更加复杂,加之掘进与维护的难度很大、安全性差、成本偏高,在整个巷 道工程中,仅支护的费用就高达总费用的 50% 以上。优秀的巷道支护形式对煤矿来说至关 重要。 锚杆支护技术,是指用锚杆打入地表的岩体,利用其特殊结构,将围岩与支护体结合 在一起形成一个能承受载荷的结构体。锚杆支护具有加强围岩强度的效果,且成本低,有 益于成巷速度,改善了劳动强度及工作环境,使得煤炭的开采高产高效,成为世界各国, 特别是澳、美、英等先进国家的主要支护形式。19 世纪末期,锚杆支护起源于英国的威尔 士露天页岩矿。20 世纪 40 年代, 西方的发达国家开始进行对锚杆支护技术的实验研究, 50 年代开始获得了许多国家的青睐,将这项技术广泛地应用于矿山以及交通等领域的地下 工程。目前,美国拥有最先进的支护技术,效率世界最高,每年由于锚杆支护失误事故导 致的死亡人数不足 10 人,安全性较好。英国的支护技术发展的最快,只用短短几年时间 就将锚杆支护的比重增加到 80 %以上,为煤矿带来了丰厚的利润。澳大利亚的研究体系最 为完整,锚杆机组的研究技术居世界领先。中国在 1956 年初次使用锚杆支护,在接下来 的十几年间,不断进行研发和推广,某些国有煤矿的锚杆支护率大大提高,像两淮、徐州、 [1~ 5] 晋城、新汶、兖州等矿区已经远远超过 80 % 。 锚杆支护技术的快速发展,必然会促进相应配套装备的发展。反过来,锚杆支护配套 装备频繁更新又会推动支护技术的提高。锚杆钻机是锚杆支护中最重要的配套装备,直接 影响着支护的质量和速度。在巷道掘进施工时,应严格控制锚杆的各项参数以精确锚固, - 1 - 应快速安装以便及时支护,这些目标的实现均是需要以性能高、功能多的锚杆钻机作为保 证的。 1.2 掘锚机组的研究现状 进入二十一世纪以来,煤机市场出现了前所未有的繁荣盛况,全球的煤机厂商争先恐 后地投入到煤矿机械的研发大潮中去,目的是通过改变采掘机械来提高煤巷的掘进速度, 以提高煤的产量。快速掘进装备一直处于不断地发展和更新之中。掘锚一体机在这种大趋 势下应运而生,它是一种高产高效的综掘设备,集掘进、锚固、支护于一体,可以快速安 装锚杆,及时支护,节省了大量的辅助时间,加快了掘进速度,缓解了井下人员的劳动强 [6~9] 度,同时有效地加强了煤炭开采的安全性能。掘锚机的应用前景广泛而无限 。 1.2.1 掘锚机组的国外研究现状 20 世纪 80 年代,世界上的先进产煤国美国、澳大利亚等的日产煤量达到万吨以上。 为了实现采矿的高产高效,1988 年 5 月, 21 世纪高产高效采煤技术研讨会在澳大利亚瓦隆 岗举行,会上专家们将矿井的发展目标定位日产 3 万吨到 4 万吨,年产量达到 1 000 万吨。 为适应该目标,还应尽快研制出高性能的综合掘进采煤机械以及其配套设备,以实现掘进、 锚护的同步[10] 。 目前世界上研制掘锚机组成功的国家有美国、澳大利亚、英国等。奥地利 voestalpine AG 集团研发的 MB 系列型掘锚机组的功能很强大,标志了掘锚机组时代的到来。自 20 世纪 90 年代投入市场以来,赢得了全球产煤国的关注。ABM20 掘锚一体机与连续采煤机相似, 主副机架可以相对滑动,最重要优点是实现了掘锚同时作业。它安装了 4 台顶板、2 台侧 帮锚杆机。到 1992 年升级为 ABM30 型号,增加了机构的功能,减少了锚杆机的数量,减 轻了整机的重量。还有近年来的 MB670 型机组,日进尺量达 64.5 米。奥钢联整合全部的 成熟技术,应用于掘锚机的开发和制造,力求掘进效率上的新突破,到目前为止,该种机 器遍布世界各大煤矿,牢牢占据着掘锚一体机领域的顶尖级地位[11~14] 。 美国 JOY 公司研发的 12CM15-15DDVG 型掘锚机。该机型是在原 12CM15 型采煤机 基础上,将截割滚筒改装成两端可伸缩并加宽到 5.4 m,在滚筒后面加装了 4 台垂直锚杆机钻 臂,其顶板锚杆与工作面煤壁的最小控顶距为 2.89 m 。这种机型可在煤机截割煤后随即打一 排 4 根顶板锚杆,能适应巷道一次掘进成巷作业,但采用的是先割煤后支护的方式,基本上割 煤与打锚杆不能同时作业。因该机型无负压除尘系统,割煤时煤尘在局部通风机的作用下多 [15] 次扬起,工作环境较差,在配套梭车的情况下,月掘进进尺维持在 500~600 m 左右 。 辽宁工程技术大学硕士学位论文 1992 年英国安德森公司研发了 KB Ⅱ型掘锚一体机,类似于ABM20 ,由三部份组成, 至少需 3 人跟机定位操作。英国 BJD 公司 BJD2048HP/MD 、BJD2048HP/MB,德国波拉特 公司 E23 ,美国 JOY 公司的乔伊 ISS 、12SCM-30 、12ED15 、12ED18 、12BM18 、 [10,16] 12CM-20WHRB 。 1.2.2 掘锚机组的国内研究现状 我国的掘锚一体技术起步较晚,1956 年初次使用锚杆支护,60 年代应用于矿采区, 70 年代发展状况开始有起色,对掘锚一体方面的思想也曾有过尝试,却没有取得满意的效 果。2006 年以前,我国煤矿所使用的掘锚一体机基本是从国外进口的。在 2002 年,晋城 陈庄矿引进第一台ABM20 ,2005 年兖州煤业的鲍店矿引进 ABM20S 掘锚机,神东煤炭分 公司从 2004 年 8 月开始引进 2 台美国 JOY 公司 12CM15-15DDVG 型掘锚机,于 2006 年 引进 2 台ABM20 掘锚机。 目前,在中国掘锚机的研究领域首屈一指的是三一重型装备有限公司。2006 年,该公 司自主研发了国内第一台掘锚一体机,是以 EBZ160 掘进机为基础设计的。近几年已经成 功升级了 JM11 、JM12 、JM13 系列。大大优于进口的奥钢联掘锚机在国内的应用效果。它 集模糊控制技术和数控技术一体,采用悬臂式截割。在锚钻部的上侧设置球头浮动式结构 的支护顶板,在截割部的盖板上放置 2 个液压锚杆钻机,临时支护机支起后,锚杆机在截 割部盖板上以一旋转中心定位,围绕这个中心在盖板上移动,自如的调整位置进行锚装侧 帮的锚杆。掘进机的操作系统和锚杆机、临时支护的操作系统是相互独立的、相互闭锁的, 锚杆机具备通用性,锚杆机可以实现手动或遥控操作该机利用先进的电子系统,操作者可 [17] 以远离掘进机头,对掘锚护进行无线遥控操作,是一款顶端设备 。 2009 年,煤科院太原分院与王庄矿联合设计的 EBZ-160TY 型单臂单锚杆式掘锚一体 机。它由一台液压锚杆机和一台掘进机构成,两者交替作业。掘进时锚杆机收回,进尺后 锚杆机伸出作业。总体来说,安装方便,操作容易,故障率少,适合断面较小的巷道。但 是因为只有一个锚杆机工作,进尺和锚固速度很慢。由于锚杆机安装在机身的后部,所以 会在一定程度上阻挡操作人员的视线。对于煤矿的使用范围不是很广。该机每小班能打设 3-4 架棚(排距为 800mm),每日进尺量约为 10 米,断面为 4.8 米×3.5 米。 2008 年 5 月,天地科技股份有限公司和平朔煤炭工业公司共同研制了国内首台 MLE250/500-M 型掘锚联合机组,获得了 6 项国家专利。它能够实现一次摆臂切割巷道成 形,使用大功率低转速切割滚筒,能够大大地减少切割粉尘的产生。采用全液压导轨式的 锚杆钻机,机载前伸安全梁,能够保护操作人员安全。该机的切割、行走均可用无线遥控 操作,断面的切割尺寸控制方便。但这种机构比较复杂,笨重且故障多;在截割臂的两侧 - 3 - 设置 2 个伸缩臂机构支撑安全梁,使得机身高度整体比较高,因此只适用于高度比较高的 巷道;错综的机构也会阻挡使用者的视线m 的矩形巷道掘进。 煤科院南京研究所与鲍店煤矿对已有的 MRH-S100 型掘进机进行改制,设计开发的了 配套的 JMZ 型机载锚杆钻机,二者组成掘锚机组,它也是我国自行研发的一例,对我国研 发高水平的掘锚机组起到了推进作用。 图 1.1 EBZ-160TY 掘锚机组 图 1.2 ABM20 掘锚机组 Fig. 1.1 EBZ-160TY bolterminer Fig. 1.2 ABM20 bolterminer 图 1.3 MLE250/500-M 掘锚机组 图 1.4 EBZ160-JM11 掘锚机组 Fig. 1.3 MLE250/500-M bolterminer Fig. 1.4 EBZ160-JM11 bolterminer 1.3 掘进机机载锚杆钻机液压系统的研究现状 1.3.1 现有掘进机机载锚杆钻机的研究现状 机载锚杆钻机是煤巷掘进机掘进的主要配套机器。将它安装在掘进机上,用来对巷道 的围岩钻出锚杆孔,和掘进机共同完成采掘支护任务。机载锚杆钻机与掘进机均具有独立 的系统,运动机构和操作互不干涉。掘进机和机载锚杆钻机交叉顺序作业,当掘进机完成 破岩动作后,启动机载锚杆钻机,对巷道的顶板和两侧帮进行打锚孔工作。最早的机载锚 杆钻机仅仅是简单的在掘进机上安装一个或多个钻臂,能够实现全方位的钻孔,但是这会需 要很多的辅助油管,并且很混乱,导致钻机与掘进机之间的工作互相影响,辅助用时过长, 进尺之后锚杆不能够尽快安装,耽误了掘进速度。 辽宁工程技术大学硕士学位论文 为了解决此项技术难题,全国机械领域的多家公司开始对机载式锚杆机进行了研究。 如石家庄煤机、三一重工集团、煤科总院太原分院、佳木斯煤机厂等。事实上,在悬臂式 掘进机上安装锚杆钻机通常不能实现掘锚平行作业,而只能是依次顺序作业,也就是说,掘 进机截煤完成后暂停工作,利用液压缸、滑道等部件将机载锚杆钻机推进到巷道迎头,从 而进行打眼、安装锚杆作业。我国在引进国外掘锚机组的基础上,自主研发出了多款符合 不同巷道作业条件的掘锚机组。 1.3.2 机载锚杆钻机液压系统的研究现状 液压传动虽然起源于二、三百年前,但是到 20 世纪 30 年代开始才得以有较大发展和 应用。我国的液压工业开始于 20 世纪 50 年代,最初生产阀门和叶泵。经过 60 多年的发 展,如今已经具备了一定的技术水平,形成了种类齐全、小有规模的生产和科研体系,但 是与工业发达的国家的液压水平还有很大的距离。所以应该大力推广和发展液压技术的应 用领域。 目前在使用中的主要是单体锚杆钻机安装到掘进机上的掘锚机组。锚杆钻机拥有独立 的液压系统,管路复杂,安全性低,在工作中管路油液由于不能及时得到冷却而使液体一 直保持高温,导致液压系统发生严重泄露事件,加剧了液压元件的损坏率,增加了检修时 间,限制了掘进速度。所以为了充分发挥整机的功能,实现掘锚一体化,提高掘进速度, 对机载锚杆钻机液压系统的研究尤为重要。掘进机机载锚杆钻机的在液压系统的设计上应 该具有以下特点: (1) 力求减轻工人的劳动强度,优化掘锚护的作业环境。以往的作业过程,通常是掘 进机先割煤,在出煤后,向后撤 3~5 m,再将单体锚杆钻机移至工作面处钻孔,钻孔结束 后还要将锚杆钻机移走。所以掘锚机组的设计应避免使工人屡次移动单体锚杆钻机,而是 用多个操纵阀就能够实现上述动作。由于掘进机减少了行走的反复性,也就减少了对巷道 底板的影响。 (2) 在掘进机上机载锚杆钻机,可适用于不同形状的巷道,能够按要求对多数巷道的 顶部和侧壁进行打眼作业;与在采煤机上机载的掘锚机组相比,它还能够适应宽度和高度 尺寸较小的巷道。 (3) 机载锚杆钻机的单臂式或双臂式的选择是由载体的机型、煤岩性质和巷道工作面 的要求决定的。在掘进机上机载锚杆钻机,由于整机的体积较小,为工人留出更加宽松的 工作环境,通风状况良好,使工人能够方便、安全的工作。而且由于锚杆钻机的的结构较 简单,故容易维修和故障检查。 (4) 安装好的锚杆钻机工作时对掘进机的性能影响小,掘进机司机操作方便,锚杆钻 机不影响司机的视线,整机稳定性好,配套后维修容易等。 - 5 - (5) 简化系统结构。掘进机与锚杆钻机使用同一套液压系统,不需要配制另外的动力 源,节省了开支。此外,除了安装和更换锚杆、注药工序外,其余的作业都可以由一个工 人完成[18~ 22] 。 1.4 本课题的研究内容 1.4.1 课题的来源 本课题主要研究的是掘进机机载式锚杆钻机的液压系统,是内蒙古北方重工集团“掘 锚一体机关键技术的研究”项目的一部分。该机载锚杆钻机是以 EBZ-160 型掘进机为载体, 对其液压系统进行设计与研究。 1.4.2 课题的研究意义 液压系统是机载锚杆钻机的驱动部分,以功率传递为主的,锚杆机在作业过程中启动、 换向、停止等动作非常频繁。现在对掘锚机液压系统的研究很少,并且对与之配套的锚杆 机液压系统的研究更是少之又少。液压系统可能出现的冲击震荡、噪声以及零件动作失调 等故障,影响了液压系统的稳定性,同时也直接影响到主机的稳定性,这些均是由液压系 统动态特性的不稳定引起的。事实上在验证液压系统能否正常工作以及评价它的各项性能 指标时,要求系统既须按照规定完成动作,满足静态特性标准,又应该具有良好的动态特 性。为了防止以 EBZ-160 型掘进机为载体的锚杆钻机的液压系统出现上述问题,研究它的 [23] 动态性能十分重要 。 掘锚机的研究在国内刚刚发展,国内自主研制的产品的主要零件的选择和设计技术与 国际的顶级技术的距离仍然很大。并且机载锚杆钻机液压系统领域可供参考的文献很少, 相关的预备理论和经验不足,所以应该投入更多的精力,以便积累更多的经验。掘锚机的 发展在未来有很大的市场,能够产生可观的经济利润。对其锚杆机液压系统的深入研究, 是提高我国掘锚机技术居世界领先地位的前提。 1.4.3 课题的研究内容 本文针对以 EBZ-160 型掘进机为载体的机载锚杆钻机,通过分析其运动过程绘制了液 压系统原理图,建立各元件的功率键合图,在 simulink 软件里建立仿真模型并运行仿真, 以下为本文具体的研究内容: 辽宁工程技术大学硕士学位论文 (1) 概述部分:通过查阅文献资料,介绍了当今世界煤炭行业和巷道支护的现状,掘 锚一体机国内外研制成功的机型以及它们的优缺点。介绍了机载锚杆钻机的概况和其液压 系统动态特性研究的必要性。最后阐述了本课题的来源,研究的意义与内容。 (2) 原理图绘制:分别对机载锚杆机钻孔的各液压缸的运动过程进行理论分析,并对 其受力进行了仿真,得出最大推力和最大拉力。对液压缸进行了行程计算,选型和校核, 最后绘制了锚杆钻机的液压系统原理图。 (3) 建模部分:介绍了液压系统动态特性研究的内容、建模的要求和方法,阐述了功 率键合图的优点;对该锚杆机的液压原理图中的主要元件进行必要的简化,分别对其建立 功率键合图模型和确定参数。 (4) 仿真部分:简单概述了 MATLAB 和 Simulink 的理论,根据功率键合图在 Simulink 工作窗口中创建各元件的子系统的模型,设置各缸的仿真参数,最后对锚杆机的液压缸系 统和钻孔液压马达进行了仿线) 参数影响:借助 Simulink 软件分析了各液压缸的负载类型、油液体积弹性模量的 变化、管路直径和长度的变化等参数对液压系统动态特性的影响。 (6) 控制部分:最后运用 D-H 方法建立了液控锚杆机中各杆的坐标系,在给定巷道断 面参数的情况下,如何控制各液压缸的伸长量来实现钻孔支护。 1.5 本章小结 本文在总结国内外掘锚一体机现状的基础上,指出了优秀掘进机机载锚杆钻机液压系 统设计的必要性。最后阐述了本课题的来源,研究的意义与内容。 - 7 - 2 掘进机机载锚杆钻机液压系统设计 2.1 锚杆钻机运动过程分析 2.1.1 钻巷道顶部锚杆孔时锚杆钻机的运动过程 当掘进机切割一段巷道后,截割头缩回,开动履带使掘进机前进直至下一掘进位置, 将掘进机截割臂停止在巷道中心线位置附近,掘进机截割臂停止工作,进行打顶部锚杆孔。 首先利用伸缩液压缸将锚杆机向截割头方向伸出,然后起动翻转油缸,使两个锚杆钻 机处于竖直状态,工人将锚网放置到锚杆钻机支护装置前端的支护架上,开动锚杆钻机支 护油缸,将两锚杆钻机的支护装置升起同时将锚网顶到巷道的顶部,此时,支护装置还对 巷道起临时支护的作用。支护装置在上升的同时带动支护架上的锚杆钻机马达一起上升, 当支护装置对巷道支护时,钻机马达和双倍程推进油缸起动,锚杆钻头开始钻孔。等到推 进油缸达到行程极限后,双倍程液压油缸缩回,将锚杆退出锚杆孔,如果此时打的锚杆孔 深度不能满足巷道支护的要求,则由工人在锚杆钻后面再接入一段钻杆,然后继续对锚杆 孔进行第二次钻孔以满足锚杆孔深度要求,将双倍程推进液压缸缩回,将锚杆退出取下, 然后将支护液压缸缩回,到此,一次钻孔过程完毕。然后调节伸缩油缸的移动,进行下一 个孔的锚钻。 打顶部锚杆孔的运动循环:伸缩液压缸(伸长)——翻转液压缸(伸长)——支护推进液 压缸(伸长)——双倍程推进液压缸(伸长)——双倍程推进液压缸(缩回)——支护推进液 压缸(缩回)——翻转液压缸(缩回)——伸缩液压缸(缩回)。 当巷道很低时,打顶部锚杆孔的运动循环:截割头升降液压缸(缩回)——伸缩液压 缸(伸长)——支护推进液压缸(缩回)——翻转液压缸(伸长)——支护推进液压缸(伸长) ——双倍程推进液压缸(伸长)——双倍程推进液压缸(缩回)——支护推进液压缸(缩回) ——翻转液压缸(缩回)——支护推进液压缸(伸长)——伸缩液压缸(缩回)——截割头升 降液压缸(伸长)。 当巷道很高时,打顶部锚杆孔的运动循环:截割头升降液压缸(伸长)——伸缩液压 缸(伸长)——翻转液压缸(伸长)——支护推进液压缸(伸长)——双倍程推进液压缸(伸长) ——双倍程推进液压缸(缩回)——支护推进液压缸(缩回)——翻转液压缸(缩回)——伸 缩液压缸(缩回)——截割头升降液压缸(缩回)。 辽宁工程技术大学硕士学位论文 2.1.2 钻巷道侧帮锚杆孔时锚杆钻机的运动过程 按照打顶锚杆孔的操作顺序运用伸缩液压缸对锚杆机往前伸出,将锚杆钻机竖起后, 然后调节侧翻液压缸,使锚杆钻机与侧帮成支护要求的角度,然后再按打顶锚杆孔的顺序 开始钻孔,钻孔结束后,将双倍程推进液压缸、支护液压缸缩回,再将侧翻液压缸缩回、 翻转液压缸缩回、伸缩液压缸缩回,打侧帮锚杆孔过程结束。 打侧帮锚杆孔的运动循环:伸缩液压缸(伸长)——翻转液压缸(伸长)——侧翻液压缸 (伸长)——支护推进液压缸(伸长)——双倍程推进液压缸(伸长)——双倍程推进液压缸 (缩回)——支护推进液压缸(缩回)——侧翻液压缸(缩回)——翻转液压缸(缩回)——伸 缩液压缸(缩回)。 当巷道较窄时,打侧帮锚杆孔的运动循环:截割头横向摆动——伸缩液压缸(伸长) ——翻转液压缸(伸长)——侧翻液压缸(伸长)——支护推进液压缸(伸长)——双倍程 推进液压缸(伸长)——双倍程推进液压缸(缩回)——支护推进液压缸(缩回)——侧翻液 压缸(缩回)——翻转液压缸(缩回)——伸缩液压缸(缩回)——截割头横向摆动。 2.2 液压缸主要参数的确定及选型 2.2.1 液压缸受力分析模型 在 pro/E 中对锚杆钻机进行三维建模[24] ,然后通过pro/E 和 ADAMS 的接口将三维模 型导入到 ADAMS 中[25~ 29] 。 在 ADAMS 中主要分析锚杆钻机在实际工作中的以下几个状态: (1) 当巷道较低时(如高度为 2400mm 时):将截割头向下调整,以使锚杆钻机竖起 对巷道顶部进行打孔工作。此时,伸缩油缸收缩时受到的拉力最大。 (2) 当巷道较高时(如高度为 4800mm 时):将截割头向上调整,以使锚杆钻机竖起 对巷道顶部进行打孔工作。此时,伸缩油缸伸出时受到的阻力最大,翻转油缸伸出时受到 的阻力最大。 (3) 当巷道较宽时(如宽度为 5600mm 时):对巷道侧壁进行打孔时,需要运用侧翻 液压缸将锚杆钻机进行侧翻,此时,侧翻液压缸将受到最大的扭矩。 当锚杆钻机进行钻孔时,锚杆上受到的最大钻进阻力为 6000N;当钻孔完成退出钻杆 时,钻杆上受到的最大阻力为200N 。支护装置对巷道的最大支护力为6000N 。 在滑动杆上设置摩擦力,静摩擦系数为 0.1,动摩擦系数为 0.05 。 - 9 - 2.2.2 伸缩液压缸受力分析 当巷道较低时,在整个锚杆钻机工作过程中,锚杆机伸缩液压缸所受到的最大推力为 8104.7874N ,最大推力发生在伸缩油缸伸出时;伸缩液压缸受到的最大拉力为 19978.6471N,最大拉力发生在伸缩油缸缩回时,如图2.1 所示。 图 2.1 伸缩液压缸受力曲线 Force curves of telescopic hydraulic cylinder(height of 2400mm) 当巷道较高时,在整个锚杆钻机工作过程中,锚杆机伸缩液压缸所受到的最大推力为 20650.7382N ,伸缩液压缸受到的最大拉力为 5985.2656N,如图2.2 所示。 辽宁工程技术大学硕士学位论文 图 2.2 伸缩液压缸受力曲线 Force curves of telescopic hydraulic cylinder(height of 4800mm) 当巷道较宽时,在打侧壁孔的工况下,整个锚杆钻机工作过程中锚杆机伸缩液压缸所 受到的最大推力为 14828.7881N,伸缩液压缸受到的最大拉力为 14828.7881N,如图2.3 所 示。 图 2.3 伸缩液压缸受力曲线 Force curve of telescopic hydraulic cylinder(height of 5600mm) 综上所述,伸缩液压缸所受到的最大推力为 20650.7382N ,发生在巷道较高时打顶部 孔的工况下,伸缩油缸伸出的起始时刻;伸缩液压缸所受到的最大拉力 19978.6471N,发 生在巷道较低时打顶部孔的工况下,伸缩油缸缩回的起始时刻。考虑到实际工作过程中的 复杂情况、仿真过程存在的误差以及液压缸的泄露和刚体与活塞杆之间的摩擦等因素,取 伸缩液压缸的最大推力和拉力均为 25000N 。 - 11 - 2.2.3 翻转液压缸受力分析 当巷道较低时,在整个锚杆钻机工作过程中,锚杆机翻转液压缸所受到最大推力为 7330.4824N,翻转液压缸所受到的最大拉力为 39901.8691N 。最大拉力发生在锚杆机钻孔 过程中,如图 2.4 所示。 图 2.4 翻转液压缸受力曲线 Force curves of flip hydraulic cylinder(height of 2400mm) 当巷道较高时,在整个锚杆钻机工作过程中,锚杆机翻转液压缸所受到最大推力为 14891.3122N,翻转液压缸所受到的最大拉力为 72294.1007N 。最大拉力发生在钻孔过程中, 如图 2.5 所示。 辽宁工程技术大学硕士学位论文 图 2.5 翻转液压缸受力曲线 Force curves of flip hydraulic cylinder(height of 4800mm) 当巷道较宽时,在打侧壁孔的工况下,整个锚杆钻机工作过程中锚杆机翻转液压缸所 受到的最大推力为 7588.2957N,发生在翻转液压缸伸出的起始时刻;翻转液压缸受到的最 大拉力为 20157.2705N ,发生在翻转液压缸缩回的起始时刻,如图2.6 所示。 图 2.6 翻转液压缸受力曲线 Force curve of flip hydraulic cylinder(height of 5600mm) 综上所述,翻转液压缸所受到的最大推力为 14891.3122N,发生在巷道较高时打顶部 孔的工况下,翻转油缸伸出的起始时刻;翻转液压缸所受到的最大拉力 72294.1007N,发 生在巷道较高时打顶部孔工况下锚杆钻机钻孔的过程中。考虑到实际工作过程中的复杂情 况、仿真过程存在的误差以及液压缸的泄露和刚体与活塞杆之间的摩擦等因素,取伸缩液 压缸的最大推力为 20000N ,最大拉力为 75000N 。 - 13 - 2.2.4 支护液压缸受力分析 当进行顶部巷道打孔时,支护液压缸受到的力主要来源于支护装置的重力、钻孔时钻 杆上的阻力和巷道对支护装置的反作用力。在整个锚杆钻机工作过程中,锚杆机支护液压 缸所受到最大推力为 16930.1022N,最大推力发生在钻孔过程中,如图2.7 所示。 图 2.7 支护液压缸受力曲线(打顶部孔时) Fig. 2.7 Force curve of supporting hydraulic cylinder(drilling top hole) 在打侧壁孔时,支护液压缸受到的力主要来源于摩擦力、钻孔时钻杆上的阻力和巷道 对支护装置的反作用力。在整个锚杆钻机工作过程中,锚杆机支护液压缸所受到最大推力 为 14447.8874N ,最大推力发生在支护过程中;支护液压缸所受到的最大拉力为 8471.8549N,发生在油缸缩回过程中,如图2.8 所示。 图 2.8 支护液压缸受力曲线(打侧壁孔时) Fig. 2.8 Force curve of supporting hydraulic cylinder(drilling side wall hole) 综上所述,支护液压缸所受到的最大推力为 16930.1022N,发生在竖直打顶部巷道孔 的工况下,钻杆在钻孔的过程中;支护液压缸所受到的最大拉力 8471.8549N,发生在打侧 辽宁工程技术大学硕士学位论文 壁孔的工况下锚杆钻机支护的过程中。考虑到实际工作过程中的复杂情况、仿真过程存在 的误差以及液压缸的泄露和刚体与活塞杆之间的摩擦等因素,取支护液压缸的最大推力和 拉力均为 20000N 。 2.2.5 侧翻液压缸受力分析 当巷道较宽时,在进行打侧壁孔的工况下,由于此时支护装置处于水平状态,锚杆钻 机的质心距离侧翻转轴最远,所以此时侧翻液压缸所受的扭矩最大,此时侧翻液压缸应选 择摆动液压缸。图 2.9 为在巷道最宽处 5600mm 的情况下侧翻液压缸所受到的最大扭矩为 6.7253e6N mm 。考虑到实际工作过程中的复杂情况、仿真过程存在的误差、液压缸上油 管和阀的质量以及液压缸的泄露和刚体与活塞杆之间的摩擦等因素,取侧翻液压缸的最大 扭矩为7500N m 。 图 2.9 侧翻液压缸受力曲线 Force curve of rollover hydraulic cylinder(height of 5600mm) 2.2.6 双倍程液压缸受力分析 当进行顶部巷道打孔时,双倍程液压缸受到的力主要来源于钻机马达的重力、双倍程 装置的重力和钻孔时钻杆上的阻力。在整个锚杆钻机工作过程中,锚杆机链条上所受到的 力最大为 6637.4955N,最大力发生在钻孔过程中,如图2.10 所示。 图 2.10 双倍程液压缸受力曲线(打顶部孔时) Fig. 2.10 Force curve of double-way hydraulic cylinder(drilling top hole) - 15 - 在打侧壁孔时,双倍程液压缸受到的力主要来源于摩擦力和钻孔时钻杆上的阻力。在 整个锚杆钻机工作过程中,锚杆机链条所受到的力最大为 6063.7495N,最大推力发生在钻 孔过程中,如图 2.11 所示。 图 2.11 双倍程液压缸受力曲线(打侧壁孔时) Fig. 2.11 Force curve of double-way hydraulic cylinder(drilling side wall hole) 综上所述,双倍程液压缸所受到的力为链条上力的两倍,最大为 13274.991N。考虑到 双倍程装置的质量(如链轮、链条和轴等的质量)、仿真过程存在的误差、液压缸的泄露 和刚体与活塞杆之间的摩擦等因素,取双倍程液压缸的最大推力为 15000N。 2.2.7 液压缸行程计算 为了使锚杆钻机与掘进机工作范围配合及满足全方位打锚杆的要求,需要对各液压缸 的推进行程进行计算。 (1) 伸缩液压缸行程计算 EBZ-160 型掘进机截割头采用可伸缩的形式,伸缩距离为 500mm 。为了避免锚杆钻机 在工作的过程中与截割臂干涉,采用伸缩液压缸将锚杆机伸出到截割头后部进行工作,在 截割头完全伸出的情况下,伸缩油缸的行程达到最大,根据 EBZ-160 的结构尺寸可得到伸 缩液压缸的行程为 800mm。 (2) 双倍程液压缸行程计算 双倍程推进液压缸的行程为一次成孔深度的一半,这里选用的锚杆长度为 1600mm, 我们要求锚杆一次成孔深度为 1400mm,所以双倍程液压缸的行程为 700mm 。 (3) 翻转液压缸行程计算 图 2.12 翻转液压缸行程计算示意图 Fig. 2.12 Travel calculation diagram of flip hydraulic cylinder 辽宁工程技术大学硕士学位论文 翻转液压缸的作用是将锚杆钻机翻转到竖直位置,当巷道高为 4.8m 时,翻转油缸需 要的翻转角度最大,考虑到翻转油缸的安装位置要求及翻转时与伸缩滑板的干涉情况,取 翻转油缸的最大翻转角为 115 度,这时的行程为 OB-OA=750mm 。 (4) 支护液压缸行程计算 当巷道高为 4800mm 时,此时需要截割臂需要抬起与水平面夹角 25 度的位置,翻转 a 液压缸翻转最大角度 115 度,伸缩液压缸伸出 800mm,见图2.13(a)所示,其中 为掘进机 b 截割臂回转轴距地面的距离, 为支护油缸能实现支护顶棚功能所需的最小伸出行程,经 过计算得b 800mm 。当巷道为 2400mm 时,见图 2.13(b)所示,截割头需要向下俯视 15 度,此时翻转锚杆钻机时支护会与巷道顶棚干涉,可将支护装置缩回一段距离再将锚杆机 放倒。经过计算得支护油缸缩回的行程为 300mm 。因此,支护液压缸的行程为:在平衡位 置时可伸出 800mm,缩回 300mm 。 (a) (b) 图 2.13 支护液压缸行程计算示意图 Fig. 2.13 Travel calculation diagram of supporting hydraulic cylinder (5) 侧翻液压缸转角计算 图 2.14 截面锚杆分布图 Fig. 2.14 Anchors distribution of section 在钻侧帮锚杆孔时,需要所打的锚杆孔与煤壁成一定的角度来满足巷道支护的要求, 锚杆钻机侧翻液压缸的作用是使锚杆钻机能够在竖直方向摆动,以使锚杆钻机的钻孔方向 - 17 - 与煤壁间的角度满足要求。在实际工作中,钻机与煤壁的夹角最大为 30 度,如上图所示。     因此,锚杆钻机在竖直方向的摆角范围30 ~ 90 ,则侧翻液压缸的转角范围为:0 ~ 120 。 2.2.8 液压缸选型 (1) 液压缸主要结构参数确定[30] 经过对翻转液压缸的受力分析,已经得出了液压缸的工作负载 R 为拉力时,大小为 75000N ;工作负载R 为压力时,大小为 20000N ;最大工作行程为750mm 。下面确定翻转 液压缸结构参数: 1) 缸筒内径和活塞杆直径的计算 在确定缸筒内径时,必须保证液压缸在已确定的工作压力下,具有足够的牵引力来驱 动工作时的阻力。 当液压缸是以拉力为主驱动工作负载时,缸筒内径可按下式确定: 4R d 2 p D  (2.1) (p p ) p p 0 m 0 其中 D ——液压缸缸筒内径,mm ; R ——液压缸工作负载,N ; p ——液压缸工作压力,Mpa ,取p=16MPa ; p 0 ——液压缸回油压力,Mpa ,由于回油直接接入油箱得p 0 =0 ; d ——活塞杆直径,mm ;  ——液压缸机械效率,取 0.95 。 m 在确定缸筒直径之前需要先确定活塞杆直径 d ,对于无速比要求的液压缸按 d (0.45 ~ 0.70)D 来确定活塞杆的直径,这里取d 0.70D ,带入式 2.1 得:D=108mm , 将内径尺寸按标准圆整后得 D=110mm 。那么有d 77 mm ,将活塞杆尺寸按标准圆整后得 d=80mm 。 2) 缸筒壁厚和外径的计算 缸筒相当于一个两端封闭的圆筒形受压容器,由材料力学可知,其应力状态是随缸筒 内径和壁厚的比值D/ δ的改变而变化的。按中厚壁缸筒计算缸筒的厚度,根据经验公式 pD  (2.2) 2.3[] p 许用应力[] b ,液压缸材料采用45 号钢,抗拉强度 600 N mm2 ,安全系数 b n n=8 ,代入式计算得δ=11.2mm 。缸筒的外径D D 2 ,按标准圆整后D =140mm 。锚 e e 杆钻机系统中液压缸的数量较多,其他液压缸的选型过程与翻转缸的相似,这里不再熬述, 辽宁工程技术大学硕士学位论文 液压缸结构参数的设计结果如下表所示。侧翻液压缸选用摆动液压缸来实现其功能要求。 侧翻液压缸和钻机马达可根据参数要求直接从液压件厂购买。 表 2.1 液压缸主要结构参数 Tab. 2.1 Main structural parameters of hydraulic cylinders 名称 缸筒内径(mm) 缸筒外径(mm) 活塞杆直径(mm) 行程(mm) 伸缩液压缸 80 100 56 800 翻转液压缸 110 140 80 750 双倍程液压缸 80 100 50 700 支护液压缸 80 100 56 1100 (2) 液压缸稳定性 液压缸在工作过程中有受压和受拉两种工作状态,液压缸不仅要满足这两种状态下的 强度要求,还要满足受压状态的稳定性要求。由于活塞与缸壁之间以及活塞杆与导向套之 间均有配合间隙,此外,液压缸的自重及负载偏心等因素,都将使液压缸在轴向压缩状态 下产生纵向弯曲。对翻转液压缸而言,翻转液压缸最大安装长度与活塞杆直径之比为 l/d=1150/80=14.410,其受力状态已不再属于单纯的压缩,必须考虑纵向弯曲。 按非等截面法计算活塞杆的临界载荷,计算公式:  F 2 FK  JK J 1 (2.3)  1  式中 F ——稳定临界力; k J ——活塞杆横截面惯性矩; 1 J 2 ——缸筒横截面惯性矩; l ——活塞杆头部至挠度最大处的横向距离; 1 l ——缸筒尾部至挠度最大处的横向距离; 2 Fk / J 1 的值可由l2 l1 和 J 2 J 1 的值从图中查出。 5 经过计算解得FK = 3.2 10 N 液压缸在实际使用时,为了保证活塞杆不产生纵向弯曲,活塞杆实际承受的压缩载荷 要远小于极限载荷。即: F n K nK (2.4) F 式中,nK 为安全系数,取nK =3 ;F 为液压缸实际载荷,F 75000N 。 n 解 =4.3 ,n nK ,活塞杆纵向稳定。 - 19 - 2.3 机载锚杆钻机液压系统设计 机载锚杆钻机的动力源是由掘进机的液压泵站提供的[30] ,EBZ-160 掘进机已经为锚杆 钻机预留了液压连接口,分别来自掘进机的左星轮油路和一运马达油路。机载锚杆钻机机 液压系统[30,32~33] 由三球通阀、分流集流阀、手动换向阀、液压锁及伸缩液压缸、翻转液压 缸、侧翻液压缸、双倍程进给液压缸、支护液压缸、液压马达组成。 2.3.1 锚杆钻机马达连接油路设计 锚杆钻机液压马达通过三位球阀及分流集流阀与掘进机一运马达油路连接。如图 2.15 所示。 图 2.15 液压马达原理图 Fig. 2.15 Schematic diagram of hydraulic motor system 两个锚杆钻机的液压马达通过手动换向阀、分流集流器、三通球阀连接到一运马达油 路上。三通球阀起换向作用,当三位球阀 1 切换到右位时,一运马达管路与分流集流阀接 通,分流集流阀的起分流的作用,可同时向两个马达供油,也调节通过液压马达的流量。 溢流阀的作用是控制进入液压马达的压力,防止系统压力过载。手动换向阀可对马达进行 换向。 2.3.2 液压缸连接油路设计 (1) 支护液压缸连接油路设计 支护液压缸将支护架推到巷道顶部后,对巷道进行临时支护,为了防止岩石松动脱落 而使液压缸缩回导致意外的发生,在液压回路设置了液压锁。 (2) 翻转液压缸、伸缩液压缸、侧翻液压缸连接油路设计 辽宁工程技术大学硕士学位论文 翻转液压缸油路的连接方式如图 2.17 ,图中带旁通单向阀的顺序阀作为平衡阀使用, 为翻转液压缸建立背压,使液压缸在工作时更加平稳。手动换向阀用于调节翻转液压缸的 伸出和缩回。伸缩液压缸和侧翻液压缸的连接油路与翻转液压缸的相同。 图 2.16 支护液压缸连接油路 Fig. 2.16 Connection circuit of supporting hydraulic cylinder 图 2.17 翻转液压缸连接油路 Fig. 2.17 Connection circuit of flip hydraulic cylinder (3) 双倍程推进液压缸连接油路设计 双倍程推进液压缸对锚杆钻机马达起推进作用,可以直接将其连接到三位六通换向阀 上,见图 2.18 所示。整个液压缸液压系统的原理图见图 2.19 。 图 2.18 双倍程液压缸连接油路 Fig. 2.18 Connection circuit of double-way hydraulic cylinder - 21 - 图 2.19 液压缸系统原理图 Fig. 2.19 Schematic diagram of hydraulic cylinders system 2.4 本章小结 本章对锚杆机的运动过程进行了分析,对工作过程中液压缸的受力进行了仿真分析, 对行程进行了计算,并对液压缸进行了选型和校核,通过对锚杆钻机运动过程分析绘制了 锚杆钻机的液压系统原理图。 辽宁工程技术大学硕士学位论文 3 机载锚杆钻机液压系统建模 3.1 液压系统的动态特性 液压系统动态特性是指控制系统接到输入信号以后,从初始的状态到最终的状态的响 应过程,即瞬态响应,或是系统工作过程中各个参变量随时间变化的规律。影响此过程的 原因主要有两个:一是由系统外部干扰力引起的变化;一是由在传动与控制过程中的变化 所引起的。系统中各参数变量在动态过程中均随时间发生变化,变化过程性能的好坏直接 决定系统动态特性的优劣。研究液压系统动态性能的主要问题有以下三个方面: (1) 稳定性问题,即高压管道(或容腔)的压力瞬态峰值与波动情况。主要分析液压 系统在经过动态过程后,是否能够达到新的平衡状态,压力瞬态峰值过高是否会对液压系 统产生压力冲击。 (2) 过渡过程的品质,即执行机构(负载或液压元件)或控制机构(变量泵的变量机 构和控制阀)的响应速度。 (3) 系统中重要参数随时间的变化律。主要研究液压系统达到新平衡状态所经历的过 渡时间、达到压力峰值的时间以及位移、速度等参数随时间的变化等。 研究液压系统动态特性,需要先建立动态模型,列出一组状态方程或者微分方程,以 时间t 为独立变量,最后用计算机进行仿线] 。 对液压系统建模和仿真,目的是通过数字仿真来研究液压系统的动态特性,为调整和 完善系统的性能提供理论依据。为提高动态仿真结果的准确度,则需要建立一个能较精确 地描述液压系统动态特性的数学模型,这是仿真的前提和关键。因此,应对所建立的数学 模型提出以下要求: (1) 准确。液压系统的模型应能准确客观地反映系统的实际工作情况,系统中各参变 量间的相互关系能够准确地表达出来。 (2) 简明。在建模过程中要抓住研究重点,不要盲目地追求完整和细致地描述,应尽 量地使模型简单、明了,这样有利于减少建模和分析的困难。例如我们要研究液压大系统, 就要把重点放在影响大系统性能的因素上,而将元件本身的动态性能放在次要位置。实际 上,建模的困难往往不在于建立复杂模型的过程,而是在于通过必要的简化,如何取得这 个模型的全部准确又有效的数据,所以复杂完善的模型往往却不能得到准确的计算结果。 (3) 适用。所建立的数学模型要适合计算机仿真,便于分析和处理,数据处理方便, 进行变参数仿真时修改模型容易。 上述三个要求之间有时会存在矛盾,但准确性是最重要的,也是评价所建模型价值的 主要依据。 - 23 - 3.2 液压系统的建模方法 液压系统常用的建模方法有电液相似法[34] 、“灰箱”建模法、传递函数法[35] 、解析 法和功率键合图法等。功率键合图法[36~38] 是对动力学系统建立数学模型有效的方法,是一 种能够有效处理多种能量范畴系统的动态分析法,且能够考虑系统中的非线性因素。键合 图是用图形形式描述系统中元件间的相互关系,它能反映系统中功率的流动情况和各元件 间的负载效应,还可以体现出与系统动态特性相关的信息。 功率键合图的作用是用来描述系统中的功率流程。在研究液压系统的动态过程时,表 示在各种作用元(因素)的作用下,系统功率的流向、汇集、分配和能量转换等。 功率键合图有以下的优点: (1) 功率键合图对功率流描述上的模块化结构与系统本身各部分物理结构及各种动态 影响因素之间具有简明而形象的一一对应关系,便于分析人员理解它的物理意义,从而进 行正确分析,避免出现错误。 (2) 功率键合图与系统动态数学模型(状态方程)之间存在着非常难得的一致性,可 根据系统的功率键合图有规律地推导出相应的数学模型[39~41] 。 3.3 液压系统各元件功率键合图的建立 3.3.1 溢流阀 (1) 溢流阀的键合图 溢流阀在液压系统中有两个功能:一是作为安全阀使用,用于限制液压传动过程中最 高的工作压力,对系统进行限压保护;二是作为稳压阀,使系统的压力,尤其是泵的输出 压力,长时间稳定、不发生变化,对系统进行稳压保护。 为了使整个液压系统便于仿真,在这里我们不便于深入考虑溢流阀的所有因素,忽略 了溢流阀的次要因素,力求让复杂的系统能够得到比较简单的数学模型。因此,将溢流阀 进行简化,作为一个液阻元件R 来研究,其功率键合图如图 3.1 所示。 y 图 3.1 溢流阀的功率键合图 Fig. 3.1 Power bonds graph of relief valve 溢流阀的压力和流量可用不连续的方程来表达,其流量方程为: 辽宁工程技术大学硕士学位论文 1 p y p 0  p y p 0  R qy 2 qy 1 qy 3  y (3.1)  0 p y p 0 式中 qy 1 ——流入溢流阀的流量, m3 / s ; qy 2 ——溢流阀损耗的流量, m3 / s ; qy 3 ——流出溢流阀的流量, m3 / s ; p y ——溢流阀出口的压力,Pa ; p 0 ——溢流阀调定的压力,Pa ; R ——溢流阀的等效液阻, N s / m5 。 y (2) 溢流阀参数确定 把溢流阀的阀口简化成为一个液阻元件R ,R 可按下式计算: y y 

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