EBZ260悬臂式掘进机液压系统设计(全套设计含CAD图纸、毕业论文说明书)EBZ260悬臂式掘进机液压系统设计(全套设计含CAD图纸、毕业论文说明书)

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EBZ260截割头升降油缸总装图 02A1.dwg
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EBZ260掘进机液压系统原理图 01A1.bak
EBZ260掘进机液压系统原理图 01A1.dwg
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EBZ260掘进机液压系统总装图 03A1.dwg
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截割升降液压缸活塞 0204A4.dwg
截割升降液压缸活塞 0204A4.exb
截割升降液压缸活塞杆0203A3.dwg
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截割升降液压缸缸体0201A2.dwg
截割升降液压缸缸体0201A2.exb
截割升降液压缸缸底 0202A3.dwg
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摘要 悬臂式掘进机是集截割、行走、装载及运输于一体的巷道掘进的综合化机组,是井下巷道掘进的主要产品。悬臂式掘进机液压系统作为掘进机控制系统中的核心技术之一,其控制性能的优劣直接决定了掘进机整体性能的优越与否。因此,对悬臂式掘进机液压系统的研究对推动我国掘进机的发展具有重要的意义。 论文通过对EBZ260型悬臂式掘进机液压系统进行分析与设计,简单对掘进机的工况进行了分析并对各个执行机构的参数进行了计算和液压缸简单设计并且对马达进行了选型,针对恒功率控制、负载敏感、压力补偿控制原理进行分析研究,并对其液压回路进行优化设计,通过对工况分析所得参数对其各部分执行元件的参数进行合理的计算,经过各个厂家液压元件的优缺点对比,合理的完成液压系统所需的主要液压元件的选型。并对截割升降回路进行简单仿真分析,最终设计出一套带负载敏感和压力补偿的掘进机液压系统。此外,通过对EBZ260型悬臂式掘进机液压系统进行分析与设计,明确液压系统在整体控制中的作用以及相互联系,为整体控制系统设计提供依据。 关键词掘进机;液压系统;工况分析;选型; Abstract Roadheader is a cutting, walking, loading and transportation of tunneling in one integrated unit, is the underground tunneling main products. Roadheader hydraulic system as the tunneling machine control system is one of the core technology, the control performance will directly determine the overall performance of roadheader superior or not. Therefore, the hydraulic system of roadheader research on the promotion of the development of TBM has important significance. Papers by EBZ260 type roadheader hydraulic system analysis and design, detailed analysis of its working conditions characteristic for constant power control, load sensing and pressure compensation control theory analysis and study, and to optimize the design of its hydraulic circuit through Engineering Analysis parameters obtained for each part of the implementation of its component parameters for a reasonable calculation, through the various advantages and disadvantages of hydraulic components manufacturer contrast, reasonable hydraulic system needed to complete the main hydraulic components selection, and then for the design of hydraulic system performance checking, testing the design of the hydraulic system is reasonable, and further improve the design deficiencies, and ultimately design a load sensing and pressure compensation with the boring machine hydraulic system. In addition, through the EBZ260 type roadheader hydraulic system analysis and design, specifically in the overall control of the hydraulic system and the role of linkages, the overall control system design to provide the basis. Keywords boring machine; hydraulic system; Engineering Analysis; selection; 目录 前言1 1绪论2 1.1悬臂式掘进机概述2 1.1.1悬臂式掘进机的分类、组成及工作原理2 1.1.2悬臂式掘进机的国内外发展动态及研究现状[8] [19]5 1.2悬臂式掘进机液压系统研究现状7 1.3本课题研究的意义及主要内容9 1.3.1本课题研究的意义9 1.3.2本课题研究的主要内容10 2掘进机工作过程介绍及回路设计11 2.1悬臂式掘进机的工作过程介绍11 2.2液压系统额定压力的确定12 2.3液压系统的液压控制分析12 2.3.1负载敏感控制[11]12 2.3.2压力补偿[15]14 2.3.3恒功率控制15 2.4液压系统基本回路设计16 2.4.1行走部回路设计16 2.4.2截割部回路设计17 2.4.3铲板部回路设计18 2.4.4后支撑部回路设计19 2.4.5第一运输机回路设计20 2.4.6多负载回路设计20 2.5拟订液压系统原理图21 3EBZ260型掘进机工况分析及液压系统主要技术参数计算22 3.1行走部的参数计算22 3.3.1单侧履带行走机构装置所需最小功率22 3.3.2行走部最大牵引力计算23 3.3.3单侧履带行走机构输出扭矩与输出转速的确定24 3.3.4行走马达参数的确定25 3.2截割部的参数计算25 3.2.1截割部升降时截割头上产生的截割切向力25 3.2.2截割部升降油缸伸出力的计算27 3.3.3截割部升降油缸的设计28 3.2.4截割部回转时截割头上产生的截割切向力32 3.3后支撑部的参数计算33 3.3.1后支撑油缸的输出力计算33 3.3.2后支撑部液压缸的设计35 3.4铲板部的参数计算39 3.4.1铲板部星轮的参数计算39 3.4.2铲板油缸的输出力计算40 3.5第一运输机的参数计算41 3.5.1第一运输机马达的参数计算42 3.6工作元件的主要参数42 3.6.1各液压马达的主要计算参数42 3.6.2各液压缸的主要计算参数43 4液压系统的元件选型44 4.1液压泵的选型44 4.2泵站电机的选型46 4.3液压马达的选型47 4.4液压控制阀的选型49 4.5过滤器的选择51 4.6管件的选定51 4.7管路的布置52 4.8液压油的选择及邮箱的初步估算52 5EBZ260掘进机截割升降回路液压系统的仿真54 5.1 截割升降回路液压系统仿真模型的建立及仿真54 5.1.1 变量泵仿真模型的建立54 5.1.2 压力补偿阀仿真模型的建立58 5.1.3 截割升降回路系统模型的建立58 5.2 截割升降回路系统的仿真研究60 5.2.1 系统输出特性研究60 5.2.2负载变化对泵出口压力的影响60 6技术经济性分析62 7总结63 致谢64 参考文献65 附录A 译文66 掘进机在采矿和掘进工业的应用66 附录B 外文文献75 前言 煤矿掘进是煤炭生产和建设的基础工程。近年来,我国煤矿掘进机械化得到了迅速的发展,装备水平也有很大的提高,在自主创新能力上也有长足的进步。 煤炭工业是我国国民经济的主要支柱产业。在未来50年内,煤炭仍是主要的能源和战略物质,具有不可替代性,是国民经济和社会发展的保证。随着国民经济的快速发展,以及国加入WTO后,煤炭工业现代化的步伐也在加快。目前,国内掘进机发展水平相对落后,巷道掘进成为煤矿发展的一个瓶颈,制约着煤炭工业的发展。 我国的掘进机技术开发工作始于1965年,最初是仿前苏联的ЛК-3型掘进机,1979年后,先后从日本、奥地利、英国、美国、西德、原苏联、匈牙利引进了多种型号的掘进机,通过引进日本MRH-5100-41型、奥地利AM-50等型掘进机的制造技术和先进加工设备,并进行技术转化,到1989年底,我国已自行研制成功了AM50、ELM-55、EMIA-30、EL-90、5100等6种8个型号的掘进机,使我国中小型掘进机不再依赖进口。此后,我国又开始了重型掘进机技术开发和研制工作。1999年,煤科总院太原分院开发出了EBJ-160型掘进机,2001年,佳木斯煤机厂又完成了从日本引进S200M型掘进机的消化吸收、国产化任务。经过几代人的不懈努力,截止到目前为止,我国掘进机的开发研究在轻型及中重型上己其本达到国际先进水平,但在重型掘进机的研究上,与一些发达国家的产品还存在着一定的差距。 掘进机按照对巷道断面的作用方式可划分为2种全断面掘进机和部分断面掘进机,部分断面掘进机最常用、最重要的一种就是悬臂式掘进机。我国对悬臂式掘进机技术的研究始于20世纪60年代中期,通过对引进型掘进机的消化吸收和国产化工作积累了一些设计悬臂式掘进机的初步经验,但当时研制规模较小,成效甚微。我国煤矿真正推广应用悬臂式掘进机则是在1979年引进了100余台国外产品以后。在此后的30多年中,我国在引进悬臂式掘进机产品及制造技术的同时,翻开了自主开发研制、规模生产的一页。 随着悬臂式掘进机在采矿工程和隧道掘进中的逐步推广和大量使用,这种生产方式带来了很高的工作效率和经济效益,因此悬臂式掘进机已成为各主要产煤国家不可缺少的生产设备。 85 1绪论 1.1悬臂式掘进机概述 1.1.1悬臂式掘进机的分类、组成及工作原理 十九世纪末,英国已经研发了掘进技术,正是因为这一技术的诞生,英吉利海峡海底隧道得以完成。后来掘进技术不断发展,掘进机已经能够实现截割、装载、运输、喷雾除尘等功能。尤其在开挖铁路隧道、地铁车站、水下隧洞和煤巷巷道等地下工作方面有着举足轻重的作用。并且在掘进机的应用方面可以根据不同的工作环境,不同的工作条件设计不同类型的掘进机[3]。 在我们国家,全国都少气、贫油,所以为了将多煤这个资源优势转化成国民经济上的优势,必须大力发展煤炭产业,同时在煤炭生产中必须始终秉着“采掘并重,掘进先行”的方针。但是,我国的采煤机械远远领先于掘进机械,为了实现采掘平衡、煤炭生产飞速发展,必须着重发展掘进机械。 部分断面掘进机 又称悬臂式掘进机是集机械、电气、液压及自动控制于一体的工程机械之一,它是世界上公认的广泛应用于井下巷道掘进、交通和水下隧道掘进以及其它工程洞穴开掘的最有效的高技术施工装备。它和传统的钻爆法相比,不仅具有结构紧凑、工作效率高、完成效果好、经济、安全等优点,而且还可实现破煤、装载、转载、行走及除尘等多项功能,因此被广泛地应用于巷道、隧道以及工程洞穴的掘进工程中[15]。 悬臂式掘进机的发展,使产业结构趋于完善,带动发展了相关产业,很大程度上提高了机械装备制造业的水平。目前,各国制造、推广使用的岩一煤和煤一岩掘进机大多以悬臂式掘进机为主,它已成为各产煤国家不可缺少的生产设备。 悬臂式掘进机可以通过截割头的转动、悬臂的伸缩和摆动截割出不同形状的断面,所以从截割头的布置方式、悬臂伸缩方式、截割头型式、截割对象及驱动方式五个主要方面[22],可将悬臂式掘进机按图 1.1 所示进行分类。 悬臂式掘进机主要由截割部、除尘喷雾系统、铲板部、本体部、行走部、液压系统、后支撑、电气系统、第一运输机及润滑系统组成[6],其总体结构如图 1.2 所示。 图1.1 悬臂式掘进机分类 Fig. 1.1 Classification of the cantilever roadheader 截割部分别由截割头、伸缩部、截割减速机和截割电机组成,有的型号的掘进机没有伸缩部,但主要功能都是破碎煤岩,完成断面截割;除尘喷雾系统分为内、外喷雾系统,主要用于冷却截齿、灭尘及消灭火花;铲板部包括主铲板、侧铲板、铲板驱动装置和从动轮装置,主要功能是装载由截割机构破碎下的煤岩、支撑整机、清理底板功能等;本体部包括回转台、回转架、本体架和本体盖板,其中本体架作为机器的最大零件,承受着机器工作过程中产生的载荷,作为本体架和支撑悬臂的连接体,回转台具有可实现截割头的钻进掏槽、扫落煤岩、悬臂的升降和回转等各项运动的重要作用,同时,回转台也是截割头工作过程中所遇到的复杂多变冲击载荷的主要承受体;行走部包括涨紧轮组、涨紧油缸、定量液压马达、履带链、履带架、减速机、支重轮等零部件,主要用于承担整机的重量,支承和平衡掘进机在工作过程中受到的所有作用力和反作用力,同时完成机器作业过程中的行走和回转动作;液压系统由油缸、马达、操纵台、泵站以及相互联结的油管组成,液压系统主要用于各执行机构的工作,例如行走马达、星轮马达、第一运输机马达、内喷雾泵马达的驱动和截割头上下左右的移动,铲板的升降,后支撑腿的升降,履带和一运的涨紧,还有为锚杆机提供动力接口;后支撑部的组成部分主要 1-截割部;2-润滑系统;3-除尘喷雾系统;4-铲板部;5-本体部;6-行走部; 7-液压系统;8-电气系统;9-后支撑;10-第一运输机 图1.2 悬臂式掘进机的总体结构 Fig. 1.2 The overall structure of cantilever roadheader 包括后支撑架和后支撑腿,其可以提高工作稳定性,尤其是可以有效的减少甚至避免设备在截割时的振动和横向滑动,同时还可以固定其他零部件例如电控箱和泵站;电气系统主要由电控箱、操作箱、电铃、机车灯、报警仪、急停按钮以及油泵电机、截割电机、二运电机等部件组成,悬臂式掘进机电气系统与液压系统配合操作可以自如的实现整机的各种生产作业,同时其还具有发出警告、显示机器工作情况和故障状态等功能;第一运输机包括前溜槽、后溜槽、刮板链组件、涨紧装置和驱动装置,主要用于将装载机构装载起来的物料运输到转载结构中;润滑系统主要分为自动润滑系统和集成润滑系统,其中自动润滑系统包括润滑泵组、油脂滤油器、主分配器、子分配器Ⅰ、子分配器Ⅱ等部件,集成润滑系统主要由两个支重轮分配器组成,润滑系统主要用于减少相接触零部件间的摩擦、冷却摩擦表面、密封、清洗、防锈和减震降噪。 悬臂式掘进机的工作步骤为[7] 1 将工作面清理干净,使铲板卧底到正确的位置; 2 掘进机通过履带行走机构行走到工作区域,并利用液压油缸放下铲板和后支撑腿,支撑整机; 3 截割电机开始工作,截割头在电机的带动下在工作面进行截割; 4 调节截割臂的位置,使截割头在工作面左下角钻入; 5 利用截割回转油缸和截割升降油缸使得截割头截割出初步断面形状,其截割路线如图 1.3所示; 6 截割头破碎下的煤岩通过装载机构装入第一运输机; 7 将第一运输机中的煤岩装入运输机或矿车; 8 通过液压支架支护巷道,保证安全。 图1.3 截割路线 Fig. 1.3 The cutting route 当截割较软的煤壁,采用图 1.3 中所示的截割路线;当截割较硬的煤岩时应采用由下而上左右截割的方法,当截割很硬的岩石时,应先截割硬岩周围部分并使其坠落,避免勉强截割。 1.1.2悬臂式掘进机的国内外发展动态及研究现状[8] [19] 1 国外发展动态及研究现状 1949 年,第一台悬臂式掘进机在匈牙利研制成功。60年来特别是二战以后,各种新的理论、新的技术被广泛应用到悬臂式掘进机的设计与制造中,因此悬臂式掘进机的研制工作有了突破性的进展,所以生产实践中被广泛应用。 目前,奥地利的奥钢联、阿尔卑尼公司,日本的三井三池制作所生产的掘进机在世界上比较著名,还有英国的安德森、多斯科、艾姆科公司,德国的阿特拉斯科普柯-埃可霍夫掘进机技术公司、保拉特有限公司、维斯特伐利亚公司等等,它们所生产的悬臂式掘进机已经累计达到 5000 台,近 100 余种机型。国外悬臂式掘进机的发展历程为 1 四十年代末期至六十年代中期,悬臂式掘进机雏形结构已经基本形成,主要用于掘进软煤巷道,机重 15t 左右,代表机型有匈牙利全国矿山机械研究所的 F5、乌克兰的ПК-3等; 2 六十年代中期至七十年代末期,煤巷掘进机蓬勃发展,机重 20-40t 左右,代表机型有英国安德森公司的 RH25、奥地利阿尔卑尼公司的 AM50 和日本三井三池公司的MRH-100 等; 3 七十年代末期至八十年代末期是半煤岩掘进机开始成熟时期,出现大量的重型机器,机重可达到 50t 左右,同时其具有完善的功能和较高的可靠性,代表机型有英国多斯克公司的 MKⅡB、LH1300,奥地利阿尔卑尼公司的 AM75 和德国保拉特公司的 E169 等; 4 八十年代后期至上世纪末期,重型机机重增加至 70t 以上,切割硬度 100Mpa 以上,悬臂式掘进机配备高新技术向岩巷掘进机转型。 5 上世纪末至今,该时期悬臂式掘进机的截割功率可到达 300kw,截割系数达到 12,机身重量可升至 100t 以上,截割断面达到 42m2左右,可在纵向±16°、横向 8°的斜坡上工作,同时还具有实时监控、电机功率自动调节、离机遥控操作及工况监测和故障诊断等机电一体化功能。 近年来,国外的悬臂式掘进机的研制工作主要围绕以下几个方面进行 1 逐步提升截割功率,提高机器的可靠性; 2 掘进机的配套设备多样化; 3 为了是掘进机实现自动化,采用机电一体化技术; 4 在现有的截割技术上,研究探索新的截割技术。 2 国内发展动态及研究现状 相比国外掘进机的发展历史,我国研制掘进机的工作起步则比较晚,从我国掘进机的发展历史看,可分为仿制阶段、引进并消化吸收阶段、国产化阶段、自主创新阶段。 1 仿制阶段 二十世纪六十年代初期,我国通过模仿前苏联的产品,仿制出一批性能尚不稳定的悬臂式掘进机,这是我国对悬臂式掘进机的初步探索,可惜的是由于仿制出的掘进机性能不稳定并没有推广使用。 2 引进并消化吸收阶段 二十世纪六十年代中期至二十世纪七十年代末期,我国先后从奥地利、匈牙利和原苏联等国引进多种机型,并对其进行消化、吸收; 3 国产化阶段 二十世纪七十年代末期至二十世纪八十年代末期,我国与国外知名公司共同合作,研发出几种比较有代表性的悬臂式掘进机,积累研究经验,并通过消耗吸收,我国实现了对悬臂式掘进机的国有化,其中与匈牙利合作生产的 AM-50 型号悬臂式掘进机和与日本合作生产的 S-100 型号悬臂式掘进机当属典型,随后,我国又自行研发出多种型号的悬臂式掘进机,其水平已经达到世界先进行列; 4 自主创新阶段 二十年代八十年代末期至今,我国悬臂式掘进机的研制重点转向重型及个性化机型,以适应矿井生产的需要,此阶段以 EB 型、JEL 型、EBH 型和 EBZ 型为代表机型,其掘进技术可与国外先进水平持平,由此证明我国悬臂式掘进机的研制工作已经进入世界先进领先行列。 1.2悬臂式掘进机液压系统研究现状 悬臂式掘进机的主要执行机构主要由液压控制系统来驱动,而且整机的工作稳定性直接取决于液压系统的好坏。随着悬臂式掘进机的发展,液压控制系统也发生了一系列的变化。为了保护环境,节约能源,人们在对悬臂式掘进机进行设计时不仅仅要求液压控制系统具有优良的控制性能,同时更加关注其是否具有节能特性,因此悬臂式掘进机液压控制系统的发展大致可以分为以下三个阶段 第一阶段节流调速控制系统阶段[4] 在悬臂式掘进机液压控制系统中最早应用到的液压控制技术是节流调速控制系统。其工作原理为通过改变回路中流量控制元件(节流阀)通流截面积的大小来控制流入执行元件或自执行元件流出的流量,以调节其运动速度。根据节流阀的连接方式可将节流调速控制系统分为进口节流调速控制系统、出口节流调速控制系统和旁路节流调速控制系统,其原理图如图1.4 所示。该系统优点是结构简单、容易设计且能够满足工程机械的基本要求,是其他液压控制系统发展的基础。但是由于每种节流调速系统均存在节流损失、发热、能量利用率低和动态载荷下运动的不平稳性行等缺点,所以该系统只在一些小型设备上应用。 a进口节流 b出口节流 c旁路节流 图1.4节流调速系统原理图 Fig. 1.4 The principle diagram of the throttling controlling system 第二阶段负载敏感控制系统阶段[4] 自二十世纪八十年代以来,为了实现掘进机的节能,负载敏感控制技术逐渐发展起来。负载敏感控制技术是指利用负载敏感控制阀感应出负载变化的信号,并自动将负载所需压力、流量和功率等信号反馈到负载敏感控制阀弹簧腔和变量泵变量控制机构的敏感腔,使其压力发生变化,从而调整供油单元的运行状态,使其仅向系统提供负载所需要的压力、流量和功率等,最大限度的减少能量损失,达到节能的目的。负载敏感控制系统的原理图如图1.5所示,负载敏感控制技术可以节约设备的空间,还可以大幅度提高原动机的利用效率和减小系统发热,所以在车辆、工程机械以及其他机械设备的液压系统中得到广泛应用。 第三阶段LUDV 控制系统阶段[4] 负载敏感控制系统当变量泵所能提供的最大流量小于负载所需的流量时便失去了负载敏感功能,此时负载较大的执行机构分配的流量不能满足其工作的需求,速度相应会降低,直至为零,设备的动作失去协调性。为了克服负载敏感控制阀上述缺点,LUDV 控制系统应运而生,原理如图 1.6 所示。LUDV 控制技术又称负载独立流量分配技术,它是利用梭阀机构将负载最大压力传递给变量泵和所有的压力补偿阀并对负载压力比较低的回路进行压力补偿的液压控制技术。这种 LUDV 控制液压系统自动并且按比例地为各执行机构分配流量而不是单纯地流向负载较低的执行机构。在采用 LUDV 控制技术的液压控制系统中,变量泵和各个回路的压力补偿阀将接受来自于梭阀感应到的系统最大负载压力,使得多路控制阀的输出压力均小于系统的最大负载压力。由于压力补偿阀的存在,使得各个多路控制阀主阀具有相同的压差,即保证了当节流阀需求较大的流量时,各多路控制阀阀口仍然具有相同的压差,各执行机构的运动速度与外负载大小无关,此时,各个执行机构的运动速度完全由其所在回路的节流口的开度控制,确保各执行机构能够实现协调工作。本论文掘进机的液压控制系统采用负载独立流量分配技术。 图1.5 负载敏感控制系统原理图 图1.6 LUDV控制系统原理图 Fig. 1.5 The schematic of load sensitive system Fig. 1.6 The schematic of LUDV system 1.3本课题研究的意义及主要内容 1.3.1本课题研究的意义 近年来,随着煤炭工业的迅速发展,巷道掘进速度的提高,使掘进机不仅应具备完备的工作性能而且还要有较轻的质量,以便提高经济效益。悬臂式掘进机包括机械系统、液压系统和控制系统,以往人们对悬臂式掘进机所进行的研究均是对单个子系统进行研究,机械工程师、液压工程师和控制工程师在各自领域进行相应的研究,互相之间并没有交流与沟通,若出现问题也只能局限在各自的系统内进行调试,这样设计出来的物理样机即使各个系统单方面均达到预期目标,但将其整合起来,整机性能未必能实现最优化。本论文将整体设计掘进机的液压系统,并且验证系统的控制特性,将各个领域的工程师处于同一个平台中,采用协同仿真的方法对悬臂式掘进机的性能进行研究,这样可以及时的发现各个系统中的不兼容性并采取有效的应对措施,这样建造出的物理样机不仅减少了出故障的风险,同时也大幅度的降低了成本,具有实用价值。 1.3.2本课题研究的主要内容 1根据EBZ260型掘进机工况对其液压控制系统进行设计,并对其系统的参数匹配及其关键元件进行研究; 2在对负载敏感技术研究的基础上,对采用节流调速、负载敏感控制技术LS及负载独立流量分配控制技术LUDV的液压控制系统进行了解对比研究,从而更直观地了解LUDV这种控制系统的优点; 3对EBZ260型掘进机液压控制系统的行走、截割、铲板及后支撑回路系统进行简化,并选取截割升降回路进行仿真研究,并对系统中部分关键元件进行仿真分析; 4负载敏感阀参数的变化对系统动态特性影响进行仿真研究,从而为掘进机液压控制系统的设计及变量泵的设计提供理论基础及研究方向。 2掘进机工作过程介绍及回路设计 2.1悬臂式掘进机的工作过程介绍 悬臂式掘进机是集截割、装运、行走于一体的综合化工作机组,其工作条件和环境极其恶劣,工作状况也随机多变。悬臂式掘进机的作业过程主要由以下几个动作组成行走、支撑、截割、装运以及其它辅助动作。由于悬臂式掘进机的工作对象及工作条件变化较大,考虑到节能等因素则需对液压系统做一定的要求①掘进机在控制各执行机构进行工作时,其所受到的工作阻力与执行机构的作业速度随时发生变化,因此,要求各执行机构液压缸和液压马达的工作压力和流量也能实时地发生相应的变化。对本机来说,这一点靠负载敏感控制技术来实现;②为了最大限度地利用电机功率、提高工作效率及工作状况的要求,工作过程中要求截割和装运需同时工作。对于本机来说,为了保证这两个机构能同时互不影响地工作,采用了双联泵分别对这两个执行机构供油。 悬臂式掘进机一个工作循环主要包括以下几点 1行走及支撑在行走过程中,马达驱动行走机构实现前进、后退及左右转弯。在行走过程中,履带的结构及其地质条件对掘进机的行走有很大影响。近年来,掘进机的行走机构一般主要由液压马达驱动。对于本机,其行走机构是由进口力士乐的插入式定量马达进行驱动。当掘进机行走到合适的位置时,启动支撑系统,以便进行摆动截割。 2截割在掘进机开始截割前,启动喷雾系统。掘进机在截割过程中,截割条件、切屑厚度、截距、截槽形状以及截齿的受力状况和单位能耗等状况都对截割产生很大的影响。且掘进机的截割工况还受截割机构本身条件截割速度、截齿布置、牵引速度的影响。对于悬臂式掘进机来说,最佳的截割工况是煤质好、单位能耗小及整机承受的动负载小。悬臂式掘进机的截割过程主要由两种截割方式来完成①钻进截割;②移动截割上下移动截割和水平移动截割。钻进截割时主要靠行走机构的前进来配合完成。当截割头截割到一定深度时,驱动悬臂回转机构使悬臂横向摆动从而进行水平截割,当截割到巷道边界时,再沿垂直方向截割一定的高度,然后再转向水平摆动截割,如此地往复循环,直到完成对巷道工作面的完整截割。 3装运在进行截割的同时,需启动装运马达进行装运工作。装运机构分别由四台进口低速大扭矩液压马达驱动。其中,装载机构分别由两台马达驱动;第一运输机分别由两台马达驱动。在装运过程中,很可能出现两个弧形五齿星轮受力不均而导致星轮转速不同。对于本机,采用了压力补偿阀从而保证了流向这两个马达的流量基本不变,维持了星轮的转速。 综上所述,掘进机在整个掘进过程中装载马达、运输马达及内喷雾马达同时工作,这两种执行机构分别由两台泵进行驱动。则悬臂式掘进机的整个工作循环为启动隔离开关,然后启动水路系统,再开启油泵电机,然后操作人员扳动行走操纵手柄,驱动行走机构行走至合适的位置,然后启动喷雾系统,接着启动截割电机依靠行走机构的前进来实现钻进截割,当截割达到一定深度时,启动支撑系统,从而进行左右上下截割。在进行截割的同时需启动装运机构,以避免造成煤岩堆积的现象。 2.2液压系统额定压力的确定 根据所要设计的悬臂式掘进机的实际工况的使用要求,并参考MTT238.2-2008 悬臂式掘进机第2部分型式与参数中表7 液压系统基本参数来确定液压系统额定压力,参数表如表2-1 由于本论文设计的掘进机是某公司的EBZ260掘进机,该机采用的系统压力再对照掘进机系统额定压力参数表,选取的系统额定压力为25。 表2-1 悬臂式掘进机系统额定压力参数表 Tab.2-1 roadheader system rated pressure gauge 系统额定压力/MPa 6.3 10 12.5 14 16 18 21 25 31.5 注新设计的掘进机尽量不采用括号内数值 2.3液压系统的液压控制分析 悬臂式掘进机设计上采用目前先进的液压系统控制技术LRDS控制系统。LRDS控制系统通过负载敏感阀、压力切断阀和恒功率阀来实现对系统流量和压力的控制,从而使各液压元件动作满足操作者需求和负载变化,避免了流量损失,同时控制系统最高压力,防止系统压力过高,损坏液压元件。本机控制系统具有负载敏感控制、压力切断和恒功率控制功能。 2.3.1负载敏感控制[11] 负载敏感控制技术是一种能够感应液压系统压力和流量需求,从而提供负载所需的压力和流量的液压控制技术。该负载敏感系统中所需的主要元件有负载敏感变量泵和敏感控制阀,共同组成闭中心负载敏感控制系统。该系统中的变量泵需具有一个负载敏感阀,当系统不工作时,负载敏感阀使变量泵能够在较低的压力下保持待机状态;当系统工作时,负载敏感阀感应系统流量的需求并促使泵提供所需的流量,同时在系统工况发生变化时该阀能够根据变化后的流量需求提供所需的流量。目前,多数液压系统并不是恒压系统,当外部负载变化时,系统的工作压力也随之变化,这就需要一个具有特殊感应负载压力的控制阀,即负载敏感控制阀(方向阀),以实现负载敏感控制系统的完整控制性能。当液压系统不工作,处于待机状态时,控制阀必须切断动作油缸(或马达)与变量柱塞泵之间的压力信号,此时变量柱塞泵自动转入低压待机状态。当控制阀转入工作状态时,控制阀先从动作油缸(或马达)得到压力-流量的需求,并将压力-流量信号传递给变量泵,使变量泵对系统压力-流量做出响应。其中系统所需的流量是由控制阀的开度控制的。这种负载敏感变量柱塞泵与负载敏感控制阀组成的闭式负载敏感控制系统使整个液压系统具有根据负载情况提供所需压力-流量的特性,此即负载敏感控制技术的基本功能。一般情况下,负载敏感控制阀里还具有压力补偿阀,以确保流向各执行机构的流量。图2.1为负载敏感控制系统原理示意图。 图2.1 负载敏感控制系统原理示意图 Fig. 2.1 Schematic diagram of load sensitive control system 现假定高压切断阀的弹簧调定压力为 30,负载敏感阀的弹簧调定压力为Fs2。其工作过程的三个阶段如下 (1)低压待机状态。在系统刚启动的瞬间,由于系统未建立起压力,负载敏感阀阀芯在弹簧预紧力的作用下被推至最左端,油液未进入变量活塞缸,此时变量泵斜盘倾角最大。当系统正常启动,变量泵开始进行供油,由于没有操纵控制阀,其目前仍处于中位封闭状态,所以泵提供的流量全部进入负载敏感阀中。当油液压力超过负载敏感阀的弹簧预紧力 2 时,敏感阀阀芯右移,油液进入变量活塞缸中,变量活塞缸的活塞右移,从而推动斜盘倾角减小,变量泵排量减小。当变量泵出口压力PP 达到与负载敏感阀的弹簧调定压力 2 相同时,斜盘倾角减小至近乎为零,此时变量泵处于低压待机状态。在此状态下,变量泵只提供补偿内部泄漏的流量以保持与负载敏感阀弹簧调定压力 2 平衡。 (2)正常工作状态。当执行机构工作导致液压缸活塞移动时,液压缸内的压力油(即负载压力PL)将通过控制阀内的通路,流经负载敏感单元(梭阀),从而进入负载敏感阀右边弹簧腔内。其力平衡方程为 即 (2-11) 式中A 为负载敏感阀活塞受压面积。 此时负载压力PL和弹簧预紧力FS 共同作用于负载敏感阀右端,迫使阀芯左移,致使变量活塞缸活塞左移,从而使变量泵斜盘倾角加大,变量泵的排量也随之增大。当流量达到所需流量即受力平衡时,控制阀前后的压差即为负载敏感阀弹簧的调定压力,则变量泵的实际出口压力PP 为负载压力PL 和弹簧预紧力FS之和,流量也刚好达到所需求的流量。 (3)高压待机状态。当液压缸活塞运动到终点时,油路中的液流停止流动,方向阀两端的压力趋于相等,作用于负载敏感阀两端的压力也相等,则负载敏感阀阀芯在弹簧预紧力作用下被推至左端,回油口封死,此时变量泵出口油液再次处于封闭状态,由于变量泵有油液流出而致使其压力迅速升高,当其压力升高至高压切断阀的调定压力30 时,变量泵出口压力PP 克服高压切断阀弹簧的作用,把高压切断阀阀芯往右推,高压油通过该切断阀进入变量活塞缸中,则变量泵斜盘被推至倾角趋于零的状态,从而使变量泵排量也降至趋于零的状态。此时变量泵只提供高压状态下泵的内部泄漏量,直至高压状态结束。这种工况即为高压待机状态。 2.3.2压力补偿[15] 压力补偿是将压差设定为规定值进行的自动控制,是为了消除系统过载时的溢流损失,来代替溢流阀的一种压力调节控制。当负载较大时,为保证正常工作,泵输出压力要与最高负载压力相适应,负载压力较低的回路采用压力补偿,以使阀口压差保持定值。压力补偿功能可以使泵排量降到接近零排量,而输出压力仍保持在系统压力附近,保证液压元件和液压系统正常工作。 当泵进入压力补偿控制时,尽管系统压力很高,但泵的输出流量接近零,几乎没有功率损耗,使液压系统避免了溢流损失,具有明显的节能效果,工作原理如图 2.2 所示。 图 2.2 压力补偿原理图 Fig. 2.2 Schematic diagram of pressure compensation 在多路阀节流调速中,设置定差压力阀在多路阀阀杆进出口,使阀杆进出口压差保持不变,通过改变阀的开度,控制流量,使其不受负载和液压泵流量影响。各阀口入口处设压力补偿控制阀,使泵的出口油压和最大负荷执行器油压之间保持一定,对泵的排量、流量进行调节。即使泵输出流量不足,不能满足多路阀阀口上负荷传感压差,但在压力补偿阀的作用下,仍然可以使多路阀阀口上的压差继续保持一致。在这种情况下,执行机构的工作速度会降低,但各执行机构的工作速度之间的比例关系仍保持不变,从而保证了动作的准确性。 2.3.3恒功率控制 恒功率控制机构调节系统工作压力及泵的输出流量,因此,在恒定的驱动转速下不会超过预定的驱动功率。常见的恒功率控制系统主要是依靠弹簧位移,即力反馈和机械位置反馈来实现的,根据外负载的增大减小泵的排量。也就是说,油缸的压力随负载增大而增大,系统会自动调节油泵流量,使其减小,反之亦然。液压系统恒功率调速方式是一种成熟的技术,在国内外都已经广泛采用。现代机械多采用双泵系统,以提高复合动作的准确性。 工作压力在活塞上施加一个液压力,柱塞泵控制活塞使摇臂摆动。弹簧力可从外部调整,并作用在摇臂的另一侧,保证功率恒定。当工作压力超过设定的弹簧力,摇臂推动控制阀,使变量泵朝零输出方向摆动。 2.4液压系统基本回路设计 2.4.1行走部回路设计 因为本文所设计的掘进机应能够实现转弯,所以行走机构的左行走和右行走应由两台马达分别驱动,所以在回路设计中应将行走机构的回路分开,分别进行单独控制,以便实现行走的各种工况。为了满足行走部的各种综合工况,本文为行走部回路设计了3个基本回路,分别为缓冲回路、限速回路和制动回路。接下来对这三种基本回路进行分析 1 缓冲回路。由于掘进机自重大,所以惯量很大,在掘进机启动、制动和突然换向时会引起很大的液压冲击,特别是掘进机在行走过程中遇到紧急情况突然刹车。这些情况产生的液压冲击会使液压系统产生振动和噪音,甚至会破坏整个系统。而所设计的缓冲回路就是利用缓冲阀等元件使液压马达高压腔的油液超过一定压力时能够通过别的出路回到邮箱。 2 限速回路。掘进机因自重很大,在下坡的时候会由于自重很大加速,可能导致掘进机速度很大而发生事故,并且速度很大会使行走马达发生吸空现象甚至破坏。通过对这些情况的分析,在所设计的行走液压回路中应有限速和补油回路,控制行走马达的转速在安全范围内,所以添加一个限速阀,构成限速回路。限速阀的控制通道大,行走马达的转速快,控制通道小则相反,这样能够达到控制行走马达转速的目的。使回油通过节流阀是最简单的限速方法,掘进机行走一旦超过了安全速度,进油路供油不够,压力就会降低,导致控制油压力降低,限速节流阀的通道减小,回油路节流,从而防止了掘进机因超速而引发的事故,保证了掘进机和人员的安全。 3 制动回路。制动回路主要是由BVD制动阀和制动器组成。制动器的开启为液压控制,BVD制动阀控制制动器的油压力。当换向阀阀芯处于左右位时,高压油经过换向阀流向液压马达,压力油通过BVD制动阀进入制动油缸,压缩弹簧,制动解除,掘进机向前或向后行走,无论马达的哪根油管供油,都能使制动器打开,制动性能可靠。当掘进机停止行走时,马达停止供油,制动油缸的压力油回油箱,回转制动器在弹簧的作用下制动,转子被制动,防止掘进机自行下滑,行走机构的液压回路不工作时,制动器处于闭锁状态。 综合以上三个回路设计,最终设计出的行走部液压回路图如2.3所示。 1-制动器 2-行走马达 3-缓冲阀 4-限速阀 5-BVD制动阀 图2.3行走部液压回路原理图 Fig.2.3 walking circuit diagram Ministry 2.4.2截割部回路设计 (1) 截割部升降回路设计 截割部升降回路设计主要是为了满足掘进机截割部能够实现上下动作,并且能够在上下任意位置实现截割动作。所以回路的工作原理是首先从变量泵输出的高压油流向换向阀,当换向阀位于中位时,升降油缸没有动作;当换向阀分别位于左位或者右位时,高压油进入升降油缸的上下腔,使截割机构实现升降动作,实现了悬臂的升降过程。为了保证两个升降油缸的运动平稳性和协调性,同时也保证掘进机在上下任意位置起到液压锁的作用,所以在回路设计中添加了一个平衡阀。设计的升降油缸回路如图2.4所示。 (2) 截割部回转回路设计 截割部回转回路设计主要是为了满足掘进机的截割部能够实现左右截割动作,并且能够使截割部在左右任意位置截割。所以回路的工作原理是首先从变量泵输出的高压油流向换向阀,当换向阀位于中位时,回转油缸没有动作;当换向阀分别位于左位或者右位时,高压油进入一个油缸的有杆腔和另一个油缸的无杆腔,使得一个油缸缩回另一个油缸伸出,实现回转台旋转动作,使截割臂构实现左右摆动动作。为了保证两个回转油缸的运动平稳性和协调性,在回路设计中添加一个平衡阀,同时平衡阀也起到液压锁的作用。设计的回转油缸回路如图2.5所示。 1-油缸2-平衡阀3-换向阀 4-溢流阀 图2.4截割升降油缸液压回路原理图图 图2.5截割回转油缸液压回路原理图 Fig.1.10Cutting lift cylinder hydraulic circuit Fig.1.11 Cutting rotary cylinder hydraulic circuit schematics schematics 2.4.3铲板部回路设计 (1) 星轮回路设计 参照目前煤矿现场使用的掘进机星轮回路,本文设计的EBZ260型掘进机星轮回路设计上采用低速大扭矩马达直接驱动,而且星轮回转的速度是可以通过调节换向阀的阀芯开口度的大小来调节的。此外为了保证星轮卡住或者超负载运行时不发生意外事故或者损坏马达、电机,此回路设计上应该添加限压回路,从而是星轮发生上述情况时可以自动卸载保证液压系统和液压元件的安全。如图2.6所示。 (2) 铲板油缸回路设计 两个铲板油缸的协同工作使得铲板部能够实现上下动作,从变量泵输出的高压油经多路阀进入油缸上下腔,控制两个油缸活塞同时前后动作,完成升降动作,并且在回路中采用一组平衡阀,使铲板在升降过程中平稳可靠,避免产生液压冲击损坏液压元件。设计的铲板油缸回路如图2.7所示。 1-马达 2-油缸 3-限压阀 4-平衡阀 5-换向阀 6-溢流阀 图2.6铲板部星轮马达液压回路原理图 图2.7铲板部油缸液压回路原理图 Fig.2.6 shovel unit star wheel motor Fig.2.7 shovel plate cylinder hydraulic hydraulic circuit schematics circuit schematics 2.4.4后支撑部回路设计 后支撑部的升降动作是由两个液压缸共同作用完成的,后支撑部的作用是在掘进机在工作时提供支撑力,使截割过程更加平稳,同时需要与铲板部共同承担掘进机机重。因此在后支撑部回路中应安装一组安全平衡阀以增加机械运动平稳性,同时平衡阀也起到液压锁的作用。后支撑部液压回路如图2.8所示。 1-油缸 2-平衡阀3-换向阀 4-溢流阀 图 2.8 后支撑部液压回路图 Fig.2.8 rear support unit circuit diagram 2.4.5第一运输机回路设计 第一运输机的作用是将铲板部装载的煤或岩石运送到掘进机后面,与铲板部共同完成装运工作。目前煤矿井下现场使用的掘进机有的采用1个低速大扭矩马达直接驱动,有的采用2个低速大扭矩马达直接驱动,虽然它们在数量上不同,但是总功率是一样,由于设计考虑到掘进机的维护问题,因为多了一个执行元件就多了一个故障点,所以掘进机液压系统设计上采用1个低速大扭矩马达直接驱动。设计回路时考虑到过载保护问题,所以在回路中添加了限压回路来保护马达。设计的第一运输机马达回路如图2.9所示。 1-马达 2-限压阀 3-换向阀 4-溢流阀 图2.9第一运输机马达回路图 Fig.2.9 The first conveyor circuit diagram 2.4.6多负载回路设计 掘进机的行走部的两台马达分别驱动,且各自不能相互干扰,所以采用力士乐的二联阀进行控制。在掘进机进行截割时,装载及运输机构必须同时工作,以防止造成煤岩的堆积。由于装载机构须有两台马达分别驱动,且各自不能相互干扰,需保持同步工作,所以装载机构的两台马达和第一运输机马达采用力士乐的三联阀进行控制。掘进机截割升降回路、截割回转回路、铲板升降回路、后支撑回路、内喷雾马达和备用回路共同采用力士乐六联阀进行控制。采用M4阀和博世力士乐A11VLO系列泵可以使回路都需具有负载敏感、压力切断、压力补偿及恒功率控制的功能。 2.5拟订液压系统原理图 液压系统原理图见输出图纸。 3EBZ260型掘进机工况分析及液压系统主要技术参数计算 在计算液压系统执行机构的外负载时,需要通过对掘进机的工况进行分析,再进行参数计算,首先我们得先了解执行机构的外负载都包括哪些,具体如下 对于液压缸,外负载为 3-1 式中 工作负载; 摩擦负载; 惯性负载。 对于液压马达,外负载为 3-2 式中 工作负载扭矩; 摩擦阻力矩; 惯性力矩。 3.1行走部的参数计算 3.3.1单侧履带行走机构装置所需最小功率 掘进机的行走机构由马达驱动,分为左行走、右行走两部分。在这里考虑单侧履带行走机构驱动装置所需最小功率。 3-3 式中单侧履带行走机构装置所需最小功率,; 单侧履带行走机构各种外阻力,; 履带行走机构工作时的行走速度,; 履带链的机构传动效率,包括行走减速器和履带传动效率。有支重轮时取0.89~0.92,无支重轮时取0.71~0.74; 机器行走时的各种阻力,主要包括行走阻力和转向阻力,而转向阻力要比行走阻力大得多,要按坡道上转向工况来分析计算。 1行走阻力 当水平行走时,,则; 当爬坡时,,则; 式中掘进机重量;坡角;滚动阻力系数,。 2转向阻力 当掘进机在水平或坡度巷道底板上转向时,它的悬臂置于机器中间位置,两履带载荷是相同的。这时,两履带同时驱动,一履带前进,另一履带后退,转向阻力矩将在两条履带上形成同样大小的牵引力,即 3-4 式中单边履带行走机构承受的掘进机重量; 单边履带行走机构的接地长度; 两条履带的中心距; 掘进机重心与履带行走机构的接地形心的纵向偏心距; 转向阻力系数,;对褐煤底板为0.6;对有石子的地面为0.8~0.9;对砂、页岩底板为0.96;取。 所以,综合外阻力值,在水平转向和爬坡转向时各不相同。水平转向时,;爬坡转向时,。综上所述,单侧履带行走机构驱动装置所需最小功率为26。为了能够使行走部稳定的行走并且为了防止突发情况的发生,行走部的功率设定为235。 3.3.2行走部最大牵引力计算 履带行走机构的最小牵引力应满足掘进机在最大设计坡度上作业、爬坡和在水平路面上转弯等工况的要求,最大牵引力应小于在水平路面履带的附着力。 一般情况下,履带行走机构转弯不与掘进机作业、爬坡同时进行,而掘进机原地转弯时,单边履带的牵引力为最大,即最大牵引力 3-5 3-6 单边履带对地而的滚动阻力; 履带与地面之间的转向阻力系数,取1.0; 履带接地长度,L取3.38; 两履带的中心距,B取2.63; 掘进机重心与履带行走机构接地形心的纵向偏心距离,取1.3; 履带与地面之间滚动阻力系数,取0.1; 掘进机整机的重力,取900; 单边履带行走机构承受的掘进机重量,; 由以上数据可得 ;在满足接地比压的情况下,履带接地长度要尽量小,以减少牵引阻力,推荐值之间。 3.3.3单侧履带行走机构输出扭矩与输出转速的确定 根据佳木斯机械有限公司的EBZ260掘进机整机技术参数表可知,行走部驱动轮分度圆直径为D674mm。在正常工作的情况下,通过对行走部的工况分析可知,掘进机在上坡转向时所需要提供的牵引力最大,即。 则单侧履带行走机构输出扭矩 ; 3
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