王文慶,黃家海,姬帥旭,郭 瑜

(太原理工大學(xué) 機(jī)械與運(yùn)載工程學(xué)院,山西 太原 030024)

0 引 言

礦井提升系統(tǒng)承擔(dān)著人員、設(shè)備及礦產(chǎn)的提升及運(yùn)輸任務(wù),這直接影響礦井的安全生產(chǎn)及效率,制動系統(tǒng)是極其重要的安全保障措施。在礦井提升系統(tǒng)運(yùn)行過程中,因提升系統(tǒng)存在滯后性、慣性沖擊及鋼絲繩的柔性問題,而對系統(tǒng)制動有明顯影響,甚至發(fā)生安全事故。

目前,某些大型提升系統(tǒng)的最大載重能力高達(dá)65 t,速度高達(dá)20 m/s,最大行程為2 000 m[1]。為了提高提升系統(tǒng)在緊急制動過程中的安全性及穩(wěn)定性,國內(nèi)外研究人員在恒減速緊急制動方面進(jìn)行了許多相關(guān)研究。王剛等[2]建立了多繩纏繞式提升機(jī)制動系統(tǒng)動力學(xué)模型,研究了提升機(jī)盤形閘制動系統(tǒng)在恒減速制動過程中的動態(tài)性能。麻慧君等[3]提出了全數(shù)字參數(shù)化自整定PID的控制策略,實現(xiàn)了在煤礦現(xiàn)場進(jìn)行參數(shù)調(diào)試?？迪哺坏萚4]利用伺服比例閥建立了恒減速制動系統(tǒng)的三維聯(lián)合仿真模型,通過積分分離式PID控制算法提高了制動初始階段的控制精度。郭建鋒等[5]在恒減速制動系統(tǒng)中,采用了基于模糊控制規(guī)則的參數(shù)自整定PID控制策略,結(jié)果表明,在減速階段的速度跟隨性良好,平穩(wěn)無沖擊。黃家海等[6,7]提出了全數(shù)字控制的軟、硬件冗余恒減速控制系統(tǒng),提高了系統(tǒng)的安全性和可靠性。劉景艷等[8]采用模糊小波神經(jīng)網(wǎng)絡(luò),將其應(yīng)用于提升機(jī)恒減速制動系統(tǒng),對其進(jìn)行優(yōu)化,結(jié)果表明,采用模糊神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)的提升機(jī)制動系統(tǒng)具有良好的動態(tài)響應(yīng)和控制精度。曹艷等[9]利用AMESim搭建了提升機(jī)液壓制動系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型,通過仿真與理論結(jié)合,在各制動工況下,驗證了所建立的模型的準(zhǔn)確性。

在以上的研究中,提升機(jī)恒減速緊急制動系統(tǒng)大多數(shù)采用壓力傳感器,與電液比例方向閥形成壓力閉環(huán),從而控制液壓缸壓力來優(yōu)化提升系統(tǒng)的制動性能,當(dāng)壓力傳感器發(fā)生故障時,液壓缸的壓力就會失去控制,這存在一定的安全隱患;同時,系統(tǒng)中比例溢流閥受最小穩(wěn)定流量的限制,工作死區(qū)較大,動態(tài)響應(yīng)較慢[10],難以在小流量下對系統(tǒng)壓力進(jìn)行控制,從而導(dǎo)致制動系統(tǒng)的控制精度較低。

采用三通比例減壓閥來代替電液比例換向閥,由于三通比例減壓閥的結(jié)構(gòu)內(nèi)部存在機(jī)械反饋,外部傳感器與其實現(xiàn)壓力閉環(huán)控制,一旦傳感器發(fā)生故障,其內(nèi)部反饋桿實現(xiàn)機(jī)械動作,液壓缸的壓力可控,從而優(yōu)化了提升機(jī)在恒減速制動過程中的工作性能。

筆者通過Recurdyn與ANSYS建立塔式提升機(jī)的動力學(xué)仿真模型[11],利用MATLAB/Simulink建立三通比例減壓閥的數(shù)學(xué)模型,并搭建剛?cè)狁詈系暮銣p速緊急制動聯(lián)合仿真模型,采用雙閉環(huán)PID控制策略,研究在不同運(yùn)行工況下的恒減速制動特性,并對比分析三通比例減壓閥和電液比例換向閥的制動效果。

1 恒減速系統(tǒng)原理

恒減速液壓制動系統(tǒng)及控制框圖如圖1所示。

圖1 恒減速系統(tǒng)原理1—卷筒;2—制動盤;3—盤形制動器;4—二位二通換向閥;5—三通比例減壓閥;6—蓄能器;7—溢流閥;8—單向閥;9—變量泵;10—油箱

圖1中:

(1)在未制動時,液壓油由變量泵吸入并通過單向閥流入系統(tǒng),溢流閥起最大壓力調(diào)定作用,蓄能器為系統(tǒng)作壓力存儲,由于三通比例減壓閥A口與T口相通,液壓油流入制動器油液腔,閘瓦完全打開;

(2)當(dāng)進(jìn)行恒減速緊急制動時,以卷筒轉(zhuǎn)速n為理想輸入曲線,經(jīng)控制器1轉(zhuǎn)化為電壓信號u給比例電磁鐵,閥芯產(chǎn)生運(yùn)動來控制閥口輸出油壓流入或流出制動液壓缸;同時,經(jīng)u-p傳感器反饋給控制器2形成壓力閉環(huán)控制,出口壓力P2控制盤閘與制動盤之間產(chǎn)生的制動壓力進(jìn)行減速制動,卷筒上轉(zhuǎn)速傳感器反饋轉(zhuǎn)速與輸入的理想轉(zhuǎn)速進(jìn)行比較后經(jīng)控制器1后輸出電壓信號u,形成轉(zhuǎn)速閉環(huán)控制,在兩控制器的共同作用下,從而實現(xiàn)了對整個系統(tǒng)的恒減速制動。

2 提升系統(tǒng)動力學(xué)模型及驗證

筆者運(yùn)用RecurDyn動力學(xué)分析軟件和ANSYS軟件,建立塔式提升機(jī)的仿真模型。所建立的JKM-3.5X6Z(Ⅲ)型塔式提升機(jī)動力學(xué)仿真模型如圖2所示。

圖2 塔式提升機(jī)動力學(xué)仿真模型1—摩擦卷筒;2—支撐機(jī)架;3—摩擦卷筒;4—主軸;5—鋼絲首繩;6—盤形制動器;7—罐道;8—閘瓦;9—罐籠a;10—罐輪;11—滾輪支架;12—罐耳;13—罐籠b;14—鋼絲尾繩

塔式提升機(jī)動力學(xué)建模的主要過程如下:

2.1 幾何建模

(1)將變形量很小的支撐機(jī)架、摩擦卷筒、主軸、罐道、罐耳、罐籠等零件均視為剛性體,利用SolidWorks軟件進(jìn)行三維建模;(2)將鋼絲繩首繩和尾繩視為柔性體,采用有限元法在ANSYS軟件中對鋼絲繩進(jìn)行建模;考慮制動過程中閘瓦的彈性變形,將閘瓦也建為柔性體;(3)將剛性體三維模型和柔性體模型導(dǎo)入RecurDyn中,完成裝配。

2.2 添加約束。

(1)將罐道和支撐機(jī)架設(shè)置為“Ground”;(2)在支撐機(jī)架和主軸之間設(shè)置旋轉(zhuǎn)副,在摩擦卷筒和主軸之間設(shè)置固定副,在鋼絲繩首繩與罐籠之間設(shè)置固定副,在鋼絲繩尾繩與罐籠之間設(shè)置固定副,將罐耳中的旋轉(zhuǎn)部件之間均設(shè)置為旋轉(zhuǎn)副;(3)將鋼絲繩首繩和摩擦卷筒之間的接觸類型設(shè)置為柔性線—面接觸(FCurve To Surface),將滾輪與罐道之間的接觸類型設(shè)置為幾何面-面接觸(Geo Surface Contact);(4)在每個滾輪支架和罐籠之間設(shè)置彈簧力(Spring Force),以模擬罐耳中的彈簧元件;(5)設(shè)置彈簧力來模擬制動器中的碟簧。

模型中涉及的參數(shù)如表1所示。

表1 模型參數(shù)

在某礦生產(chǎn)現(xiàn)場,筆者以JKM-3.5×6Z(Ⅲ)型塔式摩擦提升機(jī)進(jìn)行振動特性測試,將型號為KISTLER-8795A50的可變電容式三軸振動加速度傳感器布置到現(xiàn)場測試罐籠底部,其三軸的參考正方向與圖2參考方向一致。

在試驗過程中,正常工況下提升機(jī)的卷筒轉(zhuǎn)速曲線及仿真與試驗的振動對比曲線,如圖3所示。

圖3 振動特性測試

由于仿真模型存在于一定的理想環(huán)境,仿真與試驗測試曲線存在一定誤差,造成這種誤差的原因可能是由于以下因素造成的:

(1)仿真模型中的罐道與罐耳間僅設(shè)置了接觸剛度和阻尼,而實際的提升系統(tǒng)中,導(dǎo)軌上存在一些不平整,從而產(chǎn)生外部激勵信號進(jìn)入系統(tǒng),導(dǎo)致在全速運(yùn)行階段(t4～t5)的測試振動幅值偏大;

(2)仿真中卷筒轉(zhuǎn)速的輸入信號與實際系統(tǒng)中略有不同,導(dǎo)致在啟動階段和制動階段的振動幅度略大于測試值;罐籠在主加速和主減速階段的振動特征基本與試驗測試結(jié)果一致。

由上述分析可知,仿真曲線能體現(xiàn)實驗測試曲線中的關(guān)鍵特征。筆者將使用該動力學(xué)模型與液壓控制系統(tǒng)結(jié)合,對提升系統(tǒng)在緊急制動工況的恒減速性能作進(jìn)一步分析研究。

3 三通比例減壓閥數(shù)學(xué)模型

三通比例減壓閥控缸簡化模型如圖4所示。

圖4 閥控缸簡化模型

筆者根據(jù)閥控液壓缸示意圖建立動態(tài)方程,并采取以下假設(shè):

(1)忽略系統(tǒng)中管路的壓降;(2)設(shè)系統(tǒng)采用恒壓油源;(3)除彈簧以外的所有部件都設(shè)為剛性體。

線圈電路的電壓方程為:

(1)

式中:R—線圈電阻和放大器電阻,Ω;L—線圈電感,H;kd1—放大器電壓放大系數(shù);kd2—電磁鐵電流反饋增益,V/A;i—線圈中的電流,A。

比例電磁鐵輸出力方程為:

FB=K2i+K3y

(2)

式中:K2—比例電磁鐵的電流—力增益系數(shù),N/A;K3—比例電磁鐵的位移-力增益系數(shù),N/m;y—銜鐵位移,m。

閥芯力平衡方程為:

(3)

式中:p2—比例減壓閥閥口壓力,Pa;A—反饋桿的作用面積,m2;K1—復(fù)位彈簧剛度,N/m;m—閥芯質(zhì)量,kg;Bs—瞬態(tài)液動力阻尼系數(shù);Bv—閥芯黏性阻尼系數(shù);KS—液動力彈簧剛度,N/m;x—閥芯位移,m。

閥出口流量-壓力方程為:

(4)

對其進(jìn)行線性處理化后有:

ΔQ=KqΔx-KpΔp

(5)

式中:p1—閥進(jìn)口壓力,Pa;Cd—閥口流量系數(shù);w—閥口面積梯度;ρ—工作油液密度,kg/m3。

閥口流量連續(xù)方程為:

(6)

式中:Ap—液壓缸活塞有效面積,m2;xp—活塞位移,m;V—液壓缸容腔體積,m3;E—油液的體積彈性模量,N/m2;ct—泄露總系數(shù)。

筆者根據(jù)式(1～6),通過Simulink建立以電壓Ug為輸入,以閥口壓力P2為輸出的三通比例減壓閥動態(tài)模型,如圖5所示。

圖5 三通比例減壓閥模型

減壓閥數(shù)學(xué)模型中具體參數(shù)如表2所示。

表2 三通比例減壓閥主要參數(shù)表

為了提高建立動態(tài)模型的精度,筆者對三通比例減壓閥進(jìn)行靜態(tài)壓力測試,油源壓力設(shè)定為16 MPa,輸入電壓信號為0～7.5 V。

三通比例減壓閥的測試與仿真對比曲線及調(diào)定曲線如圖6所示。

由圖6(a)中曲線可知:仿真曲線與試驗曲線基本吻合,在控制電壓信號較低時,仿真模型相比實際三通比例減壓閥的死區(qū)較小,輸入電壓Ug與閥出口壓力P2基本滿足線性關(guān)系。由此可知,所建立的三通比例減壓閥模型基本準(zhǔn)確。

圖6 三通比例減壓閥測試及調(diào)定

為了提高液壓控制系統(tǒng)的精確性,筆者引入PI壓力控制調(diào)定出口壓力,以減小其誤差。由于數(shù)學(xué)模型已知,且被控對象為三階或三階以上系統(tǒng),筆者選擇臨界比例帶法來調(diào)節(jié)控制器參數(shù);整定完調(diào)節(jié)器參數(shù)后,按照先P后I再D的操作規(guī)則進(jìn)行調(diào)試,當(dāng)相對誤差最大為1%時,確定P=11.5,I=50。

4 聯(lián)合仿真模型

剛?cè)狁詈系暮銣p速緊急制動聯(lián)合仿真模型如圖7所示。

圖7 Simulink-Recurdyn聯(lián)合仿真模型

筆者將建立的動力學(xué)仿真模型與液壓系統(tǒng)模型進(jìn)行耦合,將Simulink軟件作為主要仿真平臺,在Recurdyn中,動力學(xué)模型通過接口模塊生成“.m”格式文件,通過Simulink接口模塊調(diào)用,與液壓控制系統(tǒng)進(jìn)行聯(lián)合仿真;當(dāng)進(jìn)行恒減速緊急制動時,提升系統(tǒng)的卷筒轉(zhuǎn)速從Recurdyn中通過接口模塊傳遞到Simulink界面,通過與理想值進(jìn)行比較,通過控制系統(tǒng)調(diào)定后產(chǎn)生電壓信號給減壓閥,Simulink中計算得到出口壓力,通過接口模塊再傳遞回Recurdyn中,從而實現(xiàn)了仿真過程的連接。

在提升系統(tǒng)進(jìn)行緊急制動前,筆者采用輸入卷筒驅(qū)動轉(zhuǎn)矩的方式,使得卷筒達(dá)到理想的轉(zhuǎn)速,此時減壓閥處于全開狀態(tài),閥的出口壓力接近16 MPa;當(dāng)進(jìn)行緊急制動時,驅(qū)動轉(zhuǎn)矩置0來模擬驅(qū)動電機(jī)的斷電過程,液壓系統(tǒng)開始動作,通過轉(zhuǎn)速-壓力的雙閉環(huán)控制實現(xiàn)平穩(wěn)的恒減速制動。轉(zhuǎn)速控制器采用P控制,設(shè)P=10,壓力控制器仍采用PI控制。

5 仿真分析

在仿真模型準(zhǔn)確的情況下,筆者對不同運(yùn)行工況下緊急制動性能進(jìn)行分析。

提升載荷5 t時提升與下放工況的卷筒轉(zhuǎn)速對比曲線如圖8所示。

圖8 提升-下放工況轉(zhuǎn)速變化對比

由圖8可知:在提升工況中的制動初始階段,卷筒轉(zhuǎn)速呈減小趨勢,而下放工況中卷筒轉(zhuǎn)速在初始階段有明顯超調(diào),且整個制動過程中提升工況下的速度跟蹤精度更高,說明下放工況對恒減速制動效果的影響更大。

考慮到實際運(yùn)行工況中,罐籠承載重量對整個系統(tǒng)的安全性及下放工況對制動性能的影響,筆者通過改變提升載荷的方式對下放工況進(jìn)行仿真分析。

下放工況中不同載荷下卷筒的轉(zhuǎn)速變化、壓力曲線及罐籠的縱向振動曲線如圖9所示(設(shè)定卷筒初始轉(zhuǎn)速45 r/min,減速度為1.6 m/s2)。

圖9 變載荷下放工況

由圖9中可以看出:在制動開始瞬間,卷筒轉(zhuǎn)速超調(diào)量隨著載荷的增大而增大;在制動結(jié)束階段,也存在一定轉(zhuǎn)速波動,速度跟蹤性變差。在制動開始時,壓力先迅速減小,此時制動器處于空行程動作階段。隨著提升載荷增大,制動壓力呈逐漸減小的趨勢,基本能保持在一定工作壓力范圍內(nèi),當(dāng)提升載荷為20 t時,壓力曲線的波動幅度最大。恒減速制動過程中罐籠的縱向振動有明顯特征[11]。

從圖9(c)中可以看出:隨著載荷增大,下放罐籠的慣性增大,制動階段的振蕩幅值隨之增大,且當(dāng)載荷為10 t和20 t時,在制動開始階段均產(chǎn)生與罐籠運(yùn)動方向相同的振動沖擊,由于提升鋼絲繩的柔性作用[12,13],之后罐籠保持在減速度a附近作振蕩衰減。

在載荷為5 t的下放工況中,在恒減速制動過程中,三通比例減壓閥和電液比例換向閥,卷筒轉(zhuǎn)速和下放罐籠的縱向振動曲線,如圖10所示。

圖10 對比分析圖

從圖10中可以看出:在恒減速制動開始階段,三通比例減壓閥的動態(tài)響應(yīng)速度優(yōu)于電液比例換向閥,整個減速過程中卷筒轉(zhuǎn)速波動較小;罐籠的縱向振動幅值也小于后者。

通過以上的對比分析可知,通過三通比例減壓閥進(jìn)行恒減速制動,系統(tǒng)具有良好的跟隨性與穩(wěn)定性。

6 結(jié)束語

針對目前比例溢流閥或電液比例換向閥在提升系統(tǒng)恒減速制動過程中存在的安全隱患,筆者設(shè)計了基于三通比例減壓閥的礦井提升機(jī)恒減速制動系統(tǒng);建立了塔式提升機(jī)的動力學(xué)仿真模型及三通比例減壓閥的動態(tài)模型,驗證了模型的準(zhǔn)確性;并基于Simulink-Recurdyn搭建了剛?cè)狁詈系暮銣p速緊急制動聯(lián)合仿真模型。得到的主要結(jié)果如下:

(1)提升工況的速度跟蹤誤差小于下放工況;在下放工況中,隨著提升載荷的增大,由于制動器的空行程動作階段,制動開始時的卷筒轉(zhuǎn)速超調(diào)量增大,卷筒轉(zhuǎn)速的跟蹤誤差變大,罐籠也產(chǎn)生明顯的振動沖擊;

(2)將三通比例減壓閥作為系統(tǒng)控制閥,可實現(xiàn)礦井提升系統(tǒng)安全、穩(wěn)定的恒減速制動;相比電液比例換向閥,它具有更好的響應(yīng)速度、跟隨性和抗干擾能力。

在后續(xù)的研究中,筆者將進(jìn)行相應(yīng)的試驗測試,以對上述的仿真結(jié)果作試驗驗證。