礦井帶式輸送機液壓自動系統設計研究

席志杰

山西焦煤霍州煤電豁口煤業公司 山西 臨汾 041000

在在我國的煤礦資源開采過程中，煤礦機械是采煤、裝煤、運煤等工作的關鍵支撐。其中，刮板輸送機作為我國礦井煤炭運輸的重要設備，主要負責對煤、物料等進行運輸。隨著開采量的增加，礦井刮板輸送機逐漸向大功率、大運距、大載荷的方向發展。其工作效率對我國煤礦開采效率具有重要影響。然而，在刮板輸送機運行過程中，由于負載較大且容易急起急停，容易導致掉鏈、卡鏈等故障，進而影響礦井的正常生產。本文旨在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。這將為礦井刮板輸送機的高效工作提供一定的理論基礎，有助于提高煤礦開采效率，確保礦井生產的順利進行[1]。

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，系統的主要是由電液控制單元、伸縮機尾、自動張緊液壓系統組成。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。液壓缸對的活塞桿與機尾的移動部分相互連接，當液壓缸活塞做出相應動作時，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，使得設備在運行過程中的安全。刮板輸送機自動張緊系統原理圖如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為25MPa，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611kN，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132mm，考慮到實際直徑取值表，選定活塞直徑為140mm。

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，活塞的速度選定為5cm/s，而液壓缸的最大流量根據公式：

式中：Q為液壓缸的最大流量，L/min；D為活塞的直徑，mm；V為液壓缸的伸縮速度，cm；根據計算可知最大流量為90L/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10s，仿真的采樣周期為0.1s，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

如圖2所示可以看出，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0.1s時，此時的壓力最大，最大值為256bar，當時間為3s時，此時的壓力值最小，最小值為128bar，波動幅度為100%，在時間4s后壓力逐步趨于平穩，平穩壓力為154bar，而液壓缸無桿側速度呈現出上下波動的情況，當時間為4s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優化控制圖如3所示。

如圖3所示，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0-0.1s，微分時間同樣為0-0.1s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0.059s，微分時間同樣為0.067s，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0.05s，仿真時間設定為8s，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

如圖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4s降低為3s，液壓缸無桿側的壓力達到平穩的壓力為148bar，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，所以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。