王瑞勤

（山西焦煤西山煤電斜溝礦， 山西 呂梁 033000）

引言

刮板輸送機作為我國礦井煤炭運輸的重要設備，其主要是對煤、物料等進行運輸，隨著開采量的增大，礦井刮板輸送機逐步朝著大功率、大運距、大載荷的方向發(fā)展，其工作的效率直接影響著我國煤礦開采的效率。在刮板輸送機運行過程中，由于負載較大且容易急起急停使得其極易出現(xiàn)掉鏈、卡鏈等故障，制約著礦井的正常生產[1]。本文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(tǒng)進行研究，為礦井刮板輸送機高效工作提供一定的理論基礎。

1 自動張緊系統(tǒng)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(tǒng)是刮板輸送機刮板鏈調節(jié)的重要裝置，張緊系統(tǒng)的好壞直接影響設備的正常運行，系統(tǒng)主要是由電液控制單元、伸縮機尾、自動張緊液壓系統(tǒng)組成的。自動張緊液壓系統(tǒng)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(fā)的指令進行液壓油方向調節(jié)，從而實現(xiàn)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(jié)，保證系統(tǒng)穩(wěn)定運行。其中當傳感器檢測值低于設定值下限時，此時系統(tǒng)對伸出閥進行調節(jié)，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。液壓缸活塞桿與機尾的移動部分相互連接，當液壓缸活塞作出相應動作時，此時的機尾移動部位發(fā)生相應的移動，調節(jié)機頭機尾鏈輪的距離，實現(xiàn)鏈條自動張緊。系統(tǒng)重復如上的工作，保證設備在運行過程中的安全。刮板輸送機自動張緊系統(tǒng)原理如圖1 所示。

圖1 刮板輸送機自動張緊系統(tǒng)原理圖

對系統(tǒng)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(tǒng)的高強度環(huán)境，根據實際情況選定系統(tǒng)壓力p 為25 MPa，所以活塞的直徑可以表示為：

式中：T 為液壓系統(tǒng)的推力，設定系統(tǒng)最大推力為611 kN；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132 mm，考慮到實際直徑取值表，選定活塞直徑為140 mm。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(tǒng)運行的穩(wěn)定性，活塞的速度v 選定為5 cm/s，而液壓缸的最大流量Q 根據式（2）計算：

根據計算可知，最大流量為90 L/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10 s，仿真的采樣周期為0.1 s，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

由圖2 可以看出，當系統(tǒng)開始運行時，此時的液壓缸無桿側的壓力呈現(xiàn)大幅度波動，當時間為0.1 s時，此時的壓力最大，最大值為25.6 MPa（256 bar），當時間為3 s 時，此時的壓力值最小，最小值為12.8 MPa（128 bar），波動幅度為100%，在時間4 s 后壓力逐步趨于平穩(wěn)，平穩(wěn)壓力為15.4 MPa（154 bar），而液壓缸無桿側速度呈現(xiàn)出上下波動的情況，當時間為4 s 時速度穩(wěn)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(tǒng)較為不穩(wěn)定，所以需要對系統(tǒng)進行優(yōu)化設計[3]。

2 優(yōu)化設計研究

基于遺傳算法PID 對系統(tǒng)進行優(yōu)化，通過對每個特征進行編碼后雜交，從而得出不同的優(yōu)化解，對計算得出的解進行對比分析，從而得出最優(yōu)的參數，實現(xiàn)優(yōu)化設計。對基于遺傳算法的PID 優(yōu)化方案進行設計，刮板輸送機自動張緊系統(tǒng)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(xiàn)半開半關狀態(tài)，所以首先需要對其進行優(yōu)化，本文選定擁有伺服系統(tǒng)精度和高性價比的電液比例換向閥，其不僅可以實現(xiàn)換向，同時可以實現(xiàn)流量的調節(jié)，實現(xiàn)系統(tǒng)的精準控制?；谶z傳算法的PID 優(yōu)化控制如圖3 所示。

由圖3 可知，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(tǒng)控制流程圖

對優(yōu)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0～0.1 s，微分時間同樣為0～0.1 s 輸出量為需要優(yōu)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0.059 s，微分時間同樣為0.067 s，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0.05 s，仿真時間設定為8 s，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(yōu)化后收縮工況下的液壓缸無桿側的應力、速度變化曲線

由圖4 可以看出，經過優(yōu)化后液壓缸無桿側的壓力波動明顯減小，而系統(tǒng)達到穩(wěn)定的時間由優(yōu)化前的4 s 降低為3 s，液壓缸無桿側的壓力達到平穩(wěn)的壓力為14.8 MPa（148 bar），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(tǒng)可以穩(wěn)定運行，此優(yōu)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(tǒng)，給出了刮板輸送機自動液壓張緊系統(tǒng)液壓部件的參數計算公式和設定值。

2）對原有系統(tǒng)進行仿真研究發(fā)現(xiàn)，液壓缸的無桿側壓力波動幅度太大，使得系統(tǒng)較為不穩(wěn)定，并給出了基于遺傳算法PID 的優(yōu)化方案。

3）通過對優(yōu)化后方案進行仿真模擬，發(fā)現(xiàn)優(yōu)化后的系統(tǒng)液壓缸無桿側的應力有了明顯降低，優(yōu)化方案可行。