賈世林，阮學云

(安徽理工大學機械工程學院，安徽淮南 232001)

0 前言

煤礦輔助運輸是整個煤礦開采工作的重要組成部分之一[1]，輔助運輸技術(shù)在很大程度上關(guān)系煤礦的整體生產(chǎn)運作。輔助運輸設(shè)備的主要作用是在礦井內(nèi)部運輸材料、設(shè)備以及工作人員[2-3]。選擇合適的運輸裝置對減少更換時間、增加煤炭產(chǎn)量具有重要意義。

由于煤礦輔助運輸設(shè)備的選擇是由運輸物料的種類、巷道條件、運輸距離等因素共同決定的，這就導致了運輸設(shè)備類型繁多。為解決煤礦輔助運輸機械化問題，美、德等國家率先進行相關(guān)設(shè)備的研制工作，主要研制成果為單軌吊車和卡軌吊車。國內(nèi)相關(guān)設(shè)備的研制工作起步較晚，目前已經(jīng)研制出如單軌吊車、無軌車等運輸設(shè)備[4]，但是相關(guān)技術(shù)還不夠完善。

目前煤礦井下短距離物料的運輸與裝卸基本依靠人力完成[5]。為降低工人的勞動強度，自主研發(fā)了短距離自吊車，此設(shè)備采用履帶輪作為行走機構(gòu)，可以直接擺脫軌道的限制，很大程度上可以克服復雜的運輸路況。短距離自吊車通過折臂吊將需要運輸?shù)牟牧咸岬捷d物平臺上，然后將其運輸?shù)侥繕它c，完成物料的起吊、運輸?shù)裙ぷ?。本文作者針對短距離自吊車的液壓系統(tǒng)部分進行介紹。

1 短距離自吊車工作流程分析

短距離自吊車主要由駕駛室、起吊系統(tǒng)與行走系統(tǒng)三大部分構(gòu)成：起吊系統(tǒng)主要由折臂吊、支撐液壓缸、起吊操控平臺等組成；行走系統(tǒng)由履帶輪、防爆電機、行走操控平臺等組成，起吊操控平臺與行走操控平臺設(shè)置在駕駛室內(nèi)部。

短距離自吊車工作流程如下：(1)將吊車駛往物料旁，大致將吊車停在巷道路面中央位置；(2)將安全桿升起，與巷道頂部接觸，當壓力達到預定值之后保壓；(3)啟動折臂吊將物料緩慢提升并穩(wěn)定放到載物平臺上；(4)物料放穩(wěn)后收起安全桿并將吊車行駛到目標地點再重復上述流程，將物料卸下后完成搬運工作。根據(jù)吊車的工作流程，可以確定相關(guān)液壓缸部分重要參數(shù)[6]，如表1所示。

表1 相關(guān)液壓缸部分參數(shù)

此設(shè)備的機械結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 自吊車機械結(jié)構(gòu)

2 執(zhí)行元件設(shè)計與選型

2.1 確定工作壓力

確定主機的液壓系統(tǒng)壓力時，常按照主機的類型進行選擇[7-8]，工程機械類壓力推薦范圍為10～16 MPa，文中選擇工作壓力為12 MPa。

2.2 液壓缸參數(shù)計算

在工作壓力選擇定后，再結(jié)合表1中的推力，可以對所有液壓缸的有效作用面積A缸進行計算，即：

A缸=F推/(pηm)

(1)

式中：F推為液壓缸負載，在此次設(shè)計中F推即表示推力，N；p為選定的工作壓力，此次設(shè)計中p=12 MPa；ηm為液壓缸的機械效率(ηm=0.90～0.97)，此次設(shè)計中選擇ηm=0.93。

通過計算即可得出各個液壓缸的有效作用面積，同時利用圓形面積公式可以得到各個液壓缸活塞桿的直徑。在確定桿徑比時還需要參考設(shè)備的工作壓力[9]，具體選用原則如表2所示。

表2 桿徑比選用原則

根據(jù)前文選擇的系統(tǒng)工作壓力，此次設(shè)計中取桿徑比為0.7。由于經(jīng)過計算所得的數(shù)據(jù)為非標準數(shù)據(jù)，還需要對所求數(shù)據(jù)進行圓整，最終得到的各個液壓缸缸徑D與活塞桿桿徑d如表3所示。

表3 缸徑與桿徑

通過上述計算，可由流量公式求出液壓缸最大流量，即：

(2)

式中：v缸max為液壓缸運行的最大速度，m/s；ηv為液壓缸容積效率，此次設(shè)計中選擇ηv=0.93。

運行速度可以由表1中各液壓缸的行程與運行時間得出，故各液壓缸的最大流量見表4。

表4 各液壓缸最大流量

2.3 液壓馬達選型

對于同一基型編號的液壓馬達，壓力等級分為10、16、20 MPa。在選型時，回轉(zhuǎn)液壓馬達能夠滿足折臂吊支撐立柱的穩(wěn)定左右旋轉(zhuǎn)即可；起吊液壓馬達能夠?qū)⑽锪戏€(wěn)定吊起、放下即可，兩者的主要工況都是在短期內(nèi)間歇性運轉(zhuǎn)。同時對轉(zhuǎn)速要求低，對扭矩要求高。在選型中主要考慮的因素為液壓馬達的傳動效率和低速穩(wěn)定性[10]。起吊液壓馬達所需扭矩比回轉(zhuǎn)液壓馬達大，兩者的型號如表5所示，形狀如圖2所示。

圖2 液壓馬達

表5 液壓馬達選型參數(shù)

由于短距離自吊車的工作環(huán)境是在井下，需要克服復雜的路面情況，采用履帶行走機構(gòu)，這就需要很大的牽引力，但對轉(zhuǎn)速要求不高，選用驅(qū)動馬達型號和參數(shù)如表6所示，形狀如圖3所示。

圖3 驅(qū)動馬達外形

表6 驅(qū)動馬達型號及參數(shù)

2.4 液壓泵參數(shù)設(shè)計

由前文的設(shè)計可知，此液壓系統(tǒng)的設(shè)計工作壓力為12 MPa，但是在整個系統(tǒng)的實際工作中，必定在各個油路產(chǎn)生壓力損失，這些壓力損失在設(shè)計液壓泵的理論工作壓力時必須考慮在內(nèi)[11]。具體大小可由下式確定：

pp=p1+∑Δp

(3)

式中：pp為液壓泵工作時理論最大壓力，MPa；p1為液壓元件運行時最大工作壓力，MPa；∑Δp為所有進油路中的壓力損失總和，具體數(shù)值可按經(jīng)驗選擇，此設(shè)計中取∑Δp=1 MPa，具體的選擇標準如表7所示。

表7 ∑Δp選用標準

故液壓泵的理論工作壓力pp=13 MPa，此指液壓裝置的靜態(tài)壓力，然而由于在不同狀態(tài)的轉(zhuǎn)變階段會產(chǎn)生動態(tài)壓力變化，有時裝置的最高動態(tài)壓力大于靜態(tài)壓力[12]，同時為延長液壓裝置的使用壽命，在液壓裝置的設(shè)計程序中，必須設(shè)置壓力儲備量，故還要求出液壓泵的最高動態(tài)壓力，即額定工作壓力pn。pn需要滿足下列關(guān)系式：

pn≥(1.25～1.6)pp

(4)

此設(shè)計中取額定壓力pn=18 MPa。為了保證整個液壓系統(tǒng)能夠順利運行，還需要確定液壓泵的輸出流量，輸出流量可由下列公式計算：

q泵≥K(∑qmax)

(5)

式中：∑qmax為液壓元件中最大流量，L/min；K為液壓系統(tǒng)的泄漏系數(shù)，一般取K=1.1～1.3，此設(shè)計中取K=1.2。

節(jié)流調(diào)速同樣會對液壓系統(tǒng)產(chǎn)生影響，溢流閥的最小溢流量也必須考慮在內(nèi)，根據(jù)經(jīng)驗取3 L/min。

由液壓馬達的選型可知，回轉(zhuǎn)液壓馬達在最大轉(zhuǎn)速下的流量最大，但是在實際使用中，回轉(zhuǎn)液壓馬達的最大轉(zhuǎn)速不超過40 r/min，故不考慮其在選型中的最大流量，以驅(qū)動液壓馬達在最高轉(zhuǎn)速下的流量作為所有液壓元件需要的最大流量，為130 L/min，因此液壓泵的輸入流量q泵=159 L/min。

為了選擇合適的電機，還需要設(shè)計液壓泵的驅(qū)動功率，其計算公式如下：

(6)

式中：ηp為液壓泵的總效率，此設(shè)計中選擇柱塞泵，則其總效率的選擇范圍為0.80～0.85，取ηp=0.82。

根據(jù)已知參數(shù)，計算出液壓泵的驅(qū)動功率P=58.17 kW。

電機額定功率選擇原則為所需功率的1.05～1.25倍，最終選擇電機的額定功率為64 kW。

2.5 油箱設(shè)計

油箱分為開式和閉式兩種，此設(shè)計選擇開式油箱。油箱容量可以依據(jù)液壓泵的流量大小進行選擇，可以參考相關(guān)設(shè)計經(jīng)驗合理選擇即可。油箱容量V計算的經(jīng)驗公式如下：

V=ζq泵

(7)

式中：ζ為經(jīng)驗系數(shù)，此設(shè)計選擇ζ=6。

所以設(shè)計的油箱容量V=954 L。

3 短距離自吊車液壓系統(tǒng)設(shè)計

3.1 液壓系統(tǒng)工作流程

吊車液壓系統(tǒng)的工作流程如下：(1)電機帶動液壓泵，液壓泵驅(qū)動液壓馬達，帶動吊車到物料旁；(2)支撐液壓缸伸出，將巷頂接觸板頂?shù)较锏理敹耍_到預定壓力值后停止施壓；(3)支柱回轉(zhuǎn)液壓馬達將折臂吊旋轉(zhuǎn)到物料所在方位；(4)支撐液壓缸將折臂吊起吊端撐起到合適位置；(5)伸縮液壓缸將折臂吊吊臂伸出，將吊鉤放到物料上方；(6)起吊液壓馬達將吊鉤放到物料上后將物料吊起；(7)伸縮液壓缸將吊臂縮回，物料到達載物平臺上方合適位置；(8)起吊液壓馬達將物料平穩(wěn)放到載物平臺上；(9)支撐液壓缸縮回，吊車前往目標地點，將物料平穩(wěn)放下后，所有液壓缸縮回，回轉(zhuǎn)液壓馬達歸正，起吊液壓馬達將吊鉤收起。

3.2 液壓系統(tǒng)工作原理

在井下要求控制系統(tǒng)具有良好的可靠性和抗干擾性，PLC控制系統(tǒng)剛好滿足要求[13]。此液壓控制回路采用液壓PLC控制系統(tǒng)，具體操作過程為：工控機將指令發(fā)送到PLC，PLC通過指令控制所有液壓元件的動作?；镜目刂屏鞒倘鐖D4所示，液壓原理如圖5所示。

圖4 PLC液壓控制流程

圖5 短距離自吊車液壓原理

4 液壓系統(tǒng)驗算

為了有效延長設(shè)備的使用壽命，選用46號液壓抗磨油作為系統(tǒng)液壓油，具體性能參數(shù)如表8所示。

表8 46號液壓油相關(guān)參數(shù)

4.1 管路壓力損失計算

管路壓力損失分為兩部分：沿程壓力損失Δp1和局部壓力損失Δp2。

在計算沿程壓力損失前，需要通過雷諾數(shù)判斷油液的流動狀態(tài)，根據(jù)雷諾數(shù)的計算公式：

(8)

式中：v為油液在管道內(nèi)的流速，m/s；q為管路中通過的流量，此處選擇所有液壓元件中最大的流量值，即q=71.38 L/min；ν為油液運動黏度，取20 ℃下的油液運動黏度，即ν=1.7×10-4m2/s；d為管道直徑，取d=18 mm。

代入已知數(shù)據(jù)可知最大雷諾數(shù)為495.01，即表示管道中油液的雷諾數(shù)小于臨界雷諾數(shù)(2 000)，流動狀態(tài)為層流[14]。

層流狀態(tài)下管路的沿程壓力損失Δp1計算公式如下：

Δp1=λ×l/d×v2/2×ρ

(9)

管道中的局部壓力損失一般按照經(jīng)驗公式計算，即：

Δp2=0.1×Δp1

(10)

相比沿程壓力損失，局部壓力損失很小，可以忽略不計[15]。

所以液壓系統(tǒng)中的沿程壓力損失如表9所示。

表9 液壓系統(tǒng)中沿程壓力損失

4.2 閥門壓力損失計算

閥門壓力損失指的是相關(guān)閥類元件的局部壓力損失[16]，計算公式如下：

Δp3=Δpn(qv/qvn)2

(11)

式中：qv為閥門實際流量，L/min；Δpn為閥門額定壓力損失；qvn為閥門額定流量。

通過計算得出閥類元件的局部壓力損失如表10所示。

表10 閥類元件的局部壓力損失Δp3

4.3 液壓系統(tǒng)的壓力損失計算

總的壓力損失Δp的計算公式為

Δp=Δp1+Δp2+Δp3

(12)

所以整個液壓系統(tǒng)的壓力損失如表11所示。

表11 整個液壓系統(tǒng)壓力損失

由表11可知，最大壓力損失發(fā)生在起吊液壓馬達系統(tǒng)中，為0.48 MPa<∑Δp=1 MPa，因此此系統(tǒng)的設(shè)計最大工作壓力滿足系統(tǒng)需求。

5 總結(jié)

短距離自吊車實現(xiàn)了巷道內(nèi)短距離物料的起吊和搬運工作，在闡述短距離自吊車的工作流程和機械結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上，完成了短距離自吊車主要液壓元件的參數(shù)設(shè)計和相關(guān)液壓元件選型。對運輸?shù)踯囈簤合到y(tǒng)的運行過程進行分析，設(shè)計了整個液壓系統(tǒng)回路；在系統(tǒng)壓力損失驗算部分，證明了所設(shè)計系統(tǒng)的可靠性。