TZMX75防突钻装机液压系统的设计.pdf

Hv d r a u l i c s P n e u ma t i c s S e a l s ／ NO ． 0 2 ． 2 01 3 T Z MX 7 5防突钻装机液压系统的设计 代文博， 权钰云 中国煤炭科工集团 太原研究院 ， 山西 太原0 3 0 0 0 6 摘 要 ， I Z MX 7 5型钻装 机是对煤 矿井下 “ 双 突” 掘 进工作 面而设计 的， 集 瓦斯探放 、 物料装 运于一 体的高效 新型多功 能钻装设 备。 该机在井下钻 孔 、 装运 、 行走调动均是 由一个液压泵站提供动力源 ， 因此其液压控制 系统性能 的优劣直接影响到整机的性 能 ， 该机型液 压泵采用 恒功率 、 压力切断 、 负载敏感液压控制系统 ， 其控制阀组采用负载敏感 比例多路换 向阀。 关键词 钻装机 ； 恒 功率 ； 压力切断 ； 负载敏感 中图分类号 T H1 3 7 文献标识码 A 文章编号 1 0 0 8 0 8 1 3 2 0 1 3 0 2 0 0 6 9 0 4 Hy d r a u l i c S y s t e m De s i g n o f TZMX7 5 Ou t b u r s t P r o o f Dr i l l Lo a d e r D AI We n b o ， Q U A N Y u - y u n T a i y u a n Re s e a r c h I n s t i t u t e o f Ch i n a C o a l T e c h n o l o g y E n g i n e e r i n g G r o u p C o r p o r a t i o n ， T a i y u a n 0 3 0 0 0 6 ， C h i n a Ab s t r a c t T Z MX7 5 t y p e d ri l l i n g ma c h i n e o f c o a l mi n e “ d o u b l e o u t b u r s t i n h e a d i n g f a c e o f ” d e s i g n ，s e t g a s e x p l o r a t i o n ， s h i p me n t o f ma t e ri a l s p l a c e d i n o n e o f t h e e f fi c i e n t mu l t i f u n c t i o n a l d ril l i n g e q u i p me n t ．Th e ma c h i n e d o w n h o l e i n a b o r e h o l e， s h i p me n t ，w a l k i n g mo b i l i t y i s a h y d r a u l i c p u mp t o s u p p l y t h e p o we r s o u r c e ， t h e h y d r a u l i c c o n t r o l s y s t e m p e rf o r ma n c e d i r e c t l y a f f e c t s t h e w h o l e p e r f o rm a n c e ， t h e a i r c r aft h y d r a u l i c p u mp wi t h c o n s t a n t p o we r ， p r e s s u r e ， c u t o ff l o a d s e n s i n g h y d r a u l i c c o n t r o l s y s t e m， t h e c o n t r o l v a l v e g r o u p u s e d l o a d - s e n s i t i v e p r o p o r t i o n a l d i r e c t i o n a l v a l v e ． Ke y wo r d s d ri l l i n g a n d l o a d i n g ma c h i n e； c o n s t a n t p o w e r ； p r e s s u r e c u t o ff； l o a d s e n s i n g 0 引言 随着 国民经济快速的发展 ， 电力 、 能源 日趋 紧张。 由于我 国的电力行业大部分是火力发电，所 以对煤炭 的需求量 日益增加 。为了加强安全生产 。 国家关闭了小 煤窑 ， 扶持大煤矿 。 加大煤矿开采的现代 化装备 ， 从政 策上带动了煤矿机械 的大发展 。随着 国家对煤矿安装 生产要求 的越来越高 ， 在开拓 、 掘进巷道“ 双突” 掘进工 作面要进行重点整治 ， 采取“ 先探后掘 ， 有掘必探” 的措 施 。 从源头解决” 双突” 巷道带来 的安全隐患。该机型就 是在这样的背景条件下实时开发研制的一种机型 。 1 主要结构和工作原理 T Z MX7 5型钻装机是我院针对煤矿井下 “ 双突” 掘 进工作面而设计的 ， 集瓦斯探放 、 物料装运于一体的高 效新 型多功能钻装设备适应巷道断面 8 2 1 m 、坡度 1 6 。 ， 适应 于岩石硬度 厂 小于 8的孑 L 径为 西 9 0 ／ l 1 0 的 瓦 斯 释 放 孔 的 钻 探 作 业 ， 钻 机 开 孔 的最 大 宽 度 是 收稿 日期 2 0 1 2 一 l I 一 0 8 作者 简介 代文博 1 9 8 3 一 ， 男 ， 河北 沧州人 ， 助理工程 师， 学 士， 现从事煤 矿机 械设计 工作。 5 2 0 0 ra m， 4 0 0 0 mm 水平孔 ； 高度 为 0 ～ 3 1 0 0 m m， l l 0 3 1 0 0 mm 水平孔 ， 装运能力可达 1 8 0 t ／ h 。 该机后配套转 载运输设备可采用桥式胶带转载机 和可伸缩式带式输 送机 ， 实现连续运输 ， 以利于机器效能的发挥。 T Z MX 7 5型钻装机主要 由钻机部 、 装载部 、 刮板输 送机 、 行走部 、 机架 、 液压系统 、 喷雾冷却系统及电气系 统等部分组成 ， 如图 1 所示 。 竭 罐至妄 U JI 垦 1 一 钻机部 2 一 装 载部 3 一 刮板输送机 4 一 机架和 回转台 5 一 履带行走部6 一 油箱7 一 操作 台 8 一 泵站9 一 电控箱 1 0 一 护板总成 图 1 T Z MX 7 5型钻装机 2 液压系统设计 本机采用液压传动 ， 液压系统原理如图 2 ， 其动力 6 9 液 压 气 动 与 密 封 ／ 2 01 3年 第 O 2期 右行走 左行走 图 2液 压 系统 原 理 图 由一 台 7 5 k W 的 防爆 电机 ， 通过 弹性 联轴 节驱 动一 台排 量为 1 4 0 mL ／ r的负载敏感变量柱塞泵 ， 通过控制机构分 别向钻机和装运行走两套工作机构提供压力油。液压 系统有两个主控制阀 ，分别 为九联液控 比例多路换 向 阀和七联液控 比例多路换向阀，九联阀控制钻机 的二 级双作用推进油缸 、 钻机主摆动油缸 、 次摆动油缸 、 钻 机主升降油缸 、 次升降油缸 、 钻机推进补偿油缸 、 钻机 回转 油缸 、 钻机 推进 油缸 和钻机 液压 马达 。七联 阀控 制 钻装机的行走 、 装载 、 运输 、 铲板升降和后支撑伸缩。 钻装机通过三组液控手柄来控制这两组液控 比例 多路换 向阀实现整机操作。这三组手柄之间互相闭锁， 通过一 个三位 四通换 向阀实现这三组 手柄之 间 的切换 。 液压系统的压力是通过排量为 1 4 0 m L ／ r的负载敏 感变量柱塞泵上的压力调节装置调定 的，比例多路换 向 阀上 溢流 阀 的调 定压 力 比泵 上 的调 定 压 力 高 3 MP a ， 其在本套液压系统中只起到安全 阀的作用 。 2 ． 1 掘进机行走、 油缸单泵控系统原理 整个掘进机液压系统 回路有两组泵单元与多路阀 组成 ， 控制方式和原理基本相 同， 下面以掘进机行走油 缸单泵控制回路为例介绍见图 3 ， 掘进机行走速度一般 7 0 分为快速调动和工进钻进 。以往的设计为双泵合流实 现快速调动 ，单泵供油工进钻进 另一泵供给其他 回 路 。而油缸回路另设泵供系统 ， 这样的设计复杂 ， 其能 量损失也较大。该系统采用恒功率 、 压力切断 、 负载敏 感单泵控制系统 ，其控制阀采用负载敏感 比例多路换 向阀。实现行走快速调动 、 工进钻进及油缸升降 、 回转 等动作。该系统的最大工作流量为行走 回路 ， 因此 ， 系 统工程设计时泵的最大流量按行走 回路所需的流量加 泄漏量确定泵的最大流量单侧流量最大 1 3 0 L ／ m i n 。 2 _ 2主要液压元部件的设计计算 系统泵站采用 7 5 k W 电机直接驱动 l台变量柱塞 泵 ， 系统 压 力为 2 1 0 b a r ， 初步 选 择 哈维 A1 I V 系列 变 量 泵排量分别为 1 4 5 m L的变量柱塞泵 ，为液压系统提供 动 力源 。 理 论 系统总 流量 Q _ l 4 5 l - 4 8 I J ．0 9 4 - 2 0 1 ． 7 L ／ m i n ； 式 中 r泵每转排量 ， e m i r ； n 转速 ， d mi n ； 叼 ， 容积效率 。 Hv d r a u l i c s P n e u ma t i c s S e a l s ／ N o ．0 2 ． 2 0 1 3 1 装运 、 行走 回路计算 1 行走 回路 。采用变量柱塞泵 1 4 5泵作为压力油 源 ，恒功率变量点为 6 0 k W，泵最大流量为 1 4 5 1 ． 4 8 x 0． 9 42 01 ． 7L ／ mi n。 P S V 6 S 1 ／ 3 0 0 5 6 P 、 R口油 口尺寸 1 1 ／ 4 “ 一 5 2 H l 2 o ／ l 2 0 ／ H 左行走回路 一 5 2 H 1 2 0 ／ 1 2 0 ／ H 右行走回路 一 5 2 H 1 2 0 ／ 1 2 0 ／ H 装载回路 一 5 2 H 1 2 0 ／ 1 2 o ／ H 运输 回路 一 5 2 H 8 0 ／ 8 0 ／ H 铲板升降油缸 一 5 2 H 8 0 ／ 8 0 ／ H 后支撑升降油缸 换 向阀采用哈威 P S V 6系列 ， 进油块最大通流能力 为 3 0 0 Um i n ， 单片最大通流能力 为 1 2 0 L ／ m i n ， 实际中要 达到最大行走速度每个阀的流量为 1 2 0 L ／ rai n ，设计行 走减速器的减速 比为 2 0 6 ． 3 ， 链轮直径为 6 9 5 mm。 行走马达为力士乐系列排量 8 0 to Ur 的变量柱塞马 达 ， 其最大排量时的单位输 出扭矩 为 2 ． 8 6 N m ／ b a r ， 马达 的控制方式选择为压力补偿控制 。 马达最 大输 出扭矩 为 △ p 2 ． 8 6 2 3 0 0 ． 9 6 6 3 1 ． 5 Nm。 式 中 当量扭矩 ， N m ／ b a r ； △ p 压 差 b a r ； 机械效率。 压差为 2 3 0 b a r ， 机械效率为 9 6 ％ 单 侧 最 大 牵 引 力 为 F 2 T i ／ r 2 x 6 3 1 ． 5 x 2 0 6 ． 3 ／ 0． 6 95 3 7 4 9 02 3 7 4． 9k N。 式 中 减速器速比 一链 轮直径 。 行走时行走马达最高转速 1 3 0 x 0 ． 9 4 ／ 0 ． 8 1 7 2 8 ． 7 r ／ mi n 马达排量 8 0 mL 。 掘进机 最高行走速度 1 7 2 8 ． 7 ／ 2 0 6 ． 3 x 3 ． 1 4 x 0 ． 6 9 5 l 8 ． 3 m／ mi n。 油缸与行走同时动作时最小行走速度 f 2 0 1 ． 7 1 0 0 ／ 2 x O ． 9 4 ／ 0 ． 8 ／ 2 0 6 ． 3 x 3 ． 1 4 x 0 ． 6 5 9 2 ． 3 1 m ／ m i n 设定单个油缸的最大流量 1 0 0 L 。 2 油缸回路计算 油缸回路与行走 回路共用一个 1 9 0泵 ，整个油缸 回路包括 ， 铲板升降和后支撑油缸共 2组 4根 。系统压 力升降和回转 为 2 1 0 b a r ，以铲板升降油缸 回路设计计 算 为例。 铲板升降油缸缸径 D 2 0 0 m m，行程 L 6 4 5 mm， 杆 径 d 1 2 5 mm。 机构上升为油缸无杆腔工作 上 升 时 问 S I L 孚／Q 1 0 一 2 4 ．3 s Q 为 单 个油缸上升时最大供油量 5 0 L ／ m i n 。 机构下降为油缸有杆腔工作 下降时间 ． 一 D - d ． ／ Q 1 0 - 6 X 6 0 2 4 ．6 s Q为 单个油缸下降时最大供油量 3 0 L ／ mi n 。 装载马达选择赫格隆 C A 5 0 3 2 ， 排量为 2 O l O m L， 全 排量单位扭矩为 3 2 N m ／ b a r 液压系统设计压差为 2 3 0 b a r 。 此时马达输出的最大扭矩为 T 3 2 x 2 3 0 7 3 6 0 N m。 整机在设计时装载马达的转速为 3 0 r ／ mi n 。 单个 马 达需 要 流 量 2 0 1 0 x 3 0 x l 0 ／ 0 ． 9 5 6 4 ． 1 5 U mi n O ． 9 5为马达容积效率 。 总需 要流 量 1 2 8 ． 3 L ／ mi n 。 单 个 马达 的输 出的最 大驱 动功 率 P 2 1 。 7 4 k W r ／ 为总功率 。 总功 率 2 1 ． 7 4 2 4 3 ． 4 8 k W 。 当两个装载马达都同时开启时 系统中供给运输机 马达的剩余流量为 2 6 4 ． 3 3 1 2 8 ． 3 1 3 6 ． 0 3 L ／ ra i n ， 满足设 计 时设定的最大供油量 1 2 0 L ／ mi n 。 运输机马达选择为两台派克公 司的 MR 7 0 0 F型柱 塞 马达 ， 马达排 量 为 7 0 7 m L ／ r 。 当将多路阀开到最大位置是即供 油量达到 1 2 0 U mi n时运 输 机 马 达 的 最 高 转 速 为 n 6 0 ／ 7 0 7 x l 0 0 0 8 4 ． 8 6 r ／ rai n 。 此时运输机的最大链速为 竹 D n ／ 6 0 1 ． 2 m ／ mi n 式中D 驱动链轮直径 ． 0 ． 2 8 m。 单个马达的输出的最大驱动功率 P _ 2 5 4 8 k W r ／ 为马达总效率 。 总 功率 2 5 ． 4 8 2 5 0 ． 9 6 k W。 3 负载敏感工作原理 整个钻装机液压系统各回路的换 向阀相当于系统 的变节流 口， 例如泵供流量为泵的最大流量 ， 而油缸 回 路的流量较小 ， 这样会在换 向阀前后产生压力差 △ p ， 其 压力差 △ p通过负载敏感 比例多路阀 L S口输出，控制 泵控 系统 的组合式 压力／ 流量控制器 负载敏感控制 阀 ， 实现泵的流量变化 ， 即根 据执行 器需求流量泵供 给相应流量。恒功率控制和压力切断优先于负载敏感 阀， 即低于设定功率曲线时负载敏感 阀工作 压力切断 恒压 又优先于恒功率 ， 即恒功率控制在低 于压力切 断设定压力时起作用。如 图 3所示为恒功率控制 曲线 当该液压系统都不工作时 ， 如果泵还在运转 ， 此时泵无 下转第 7 6页 71 液 压 气 动 与 密 封／ 2 0 1 3年 第 0 2期 液压 马达传动相 比于交流伺服电机传动 。具有显著 的 性能成本优势 ， 在某些 的注塑领域 内， 具有较强的竞争 力。油缸驱动系统活塞运动到底能使推力座达到正确 的机械定位 ，液压马达驱动系统 由于本身没有定位设 置 ， 需附加一个推力座正确的机械定位装置。 传动系统增力比革命性突破 ， 凸显节能降耗。图 7 为传 统的油缸动力驱动肘杆机构合模部件传动 系统 ， 系统中仅有肘杆机构的一个增力 比．由于肘杆系统 的 增力 比受到结构的限制 ，通过提高增力 比达到进一步 降低运动能耗已无计可施 。油马达驱动肘杆合模部件 系统 中具有与交流式电机驱动肘杆机构合模部件同样 的具有增力 比的滚珠丝杆副传动机构 ，实现 了增力 比 几倍的增长， 例如肘杆机构的增力比为 2 0 ， 滚珠丝杆的 增力 比为 5 。 则传动机构的增力比为 2 0 x 5 1 0 0 ， 达到传 统的油缸动力驱动肘杆机构合模部件传动系统不可能 实现的增力 比， 大 幅降低 了液压驱动能耗 ， 例如 ， 原增 力 比为 2 0的图 7合模部件传动系统 ，需 1 0 0 0 k N的液 压驱动力 ，改为图 5合模部件传动系统 ，增力 比达到 1 0 0， 只需 2 0 0 k N的液压驱动力。由于降低 了液压驱动 力 ， 相应减小了液压驱动元件 的规格 ， 有利于降低液压 系统组成成本。图 5 ～ 图 7为三种合模部件传动系统 的 增力 比组成 比较图。 增力比i 1 增力比i 2 L 总增力比i l Xi 2 图 7油 缸 动 力驱 动合 模 部 件 传 动 系 统 方块 图 上接第 7 1页 工作油液输出。 出 H 提高运动速度性能。油马达驱动肘杆机构的增力 比不成为机构增力比的设计重点 ．机构设计不必过多 考虑增力 比， 重点放在提高机构的运动速度性能 ， 为合 模部件运动速度性能的升级提供 了更为广泛的优化设 计空 间。 增大移模行程 。肘杆机构 的增力 比与行程 比是矛 盾的 ，油马达驱动的肘杆机构的增力比下降为矛盾 的 重要方面 ， 在机构容许 的情况下 ， 着力扩大机构的行程 比， 达到扩大机构的成型加工能力。 5 结语 本文对油缸驱动肘杆机构合模部件注塑成型的开 模过程 中出现的瞬时停顿 的不连续运动现象的研究说 明， 任何一种结构 ， 都有拓展的空间。每种结构都有其 内在 的不足之处 ， 把有关的结构进行组合 ， 发挥各 自的 长处 ， 达到更完善的运动特性 ， 提高其加工性能和扩展 功能 的可持续发展生命力 。 参考 文 献 [ 1 】 张友根． 加快我国注塑设备 自主创新科学发展和完善 推进调 整产品结构 的研究[ J ] ． 塑料工业 ， 2 0 1 0 ， 5 ． [ 2 ]2 张友根． 注塑机肘杆 合模 机构 弹性 变形关联 弹性 的研究 上 [ J ] ． 橡塑技术与装备 ， 2 0 1 0 ， 1 0 ． 【 3 】 张友根． 全 电动注塑机伺 服动力驱动系统的运动学和力学 的 计算理论及应用 的研究 1 [ J 】 ． 橡塑技术与装备 ， 2 0 1 2 ， 5 ． [ 4 ] 许忠斌 ， 李春会 ， 王珏， 等． 高效节能全电动注塑机的研究与 开发[ J ] ． 化工机械 ， 2 0 0 9 ， 5 ． 图 3恒 功率 控 制 图 4 液压系统的特点 该液压系统采用负载敏感式变量泵与负载敏感式 比例多路阀组成的负载敏感式控制系统 ，该系统具有 以下特点 系统在非工作状态下 ，比例多路阀上公共 的负载 L S信号通道通过 T卸压 ，泵的流量一压力控制器上的 L s 也无压力信号，此时视为无负载状态，泵的斜盘在 2 ～ 3 MP a压力作用下 ， 使泵处于最小摆角 ， 泵最小摆角 时的压力是 由压力流量控制器中安装 的弹簧 的特性 曲 7 6 线决定的。 一般出厂时压力调整为 2 ． 5 MP a ， 泵的溢流流 量约 2 - 4 L ／ m i n 。这样系统在非工作状态的功率损失较 小 ，系统油液 的空循环量较少 ，可提高油液的使用寿 命 。在停机时， 泵 的斜盘在 回位弹簧的作用下 ， 达到最 大摆角。 3 结论 该液压系统在设计时各参数设定及液压元件配置 合理 。且在制造及使用 中严格控制液压油对系统的污 染 ， 根据实际应用情况 ， 该设计是可行的。 参考 文 献 I l 11 路甬祥． 电液比例控制技术【 M】 ． 北 京 机械工 业出版社 ， 1 9 8 8 ． [ 2 】 李鄂民． 液压与气压传动[ MI ． 北京 机械工业出版社， 2 0 0 1 ． 『 3 1 庞晓旭， 牛卫兵， 寇 子明． 负载敏感控 制系统在掘 进机上 的应 用【 J ] ． 煤矿机电， 2 0 1 0 ， 【 2 ． 『 4 1 王春行． 液压控制系统[ M】 ． 北京 机械工业出版社 ， 2 0 0 0 ． 『 5 1 于学谦． 矿 山运输机 械【 M 】 ． 北京 煤炭工业 出版社 ， 1 9 9 4 ． 【 6 ]景俊华负 载敏感系统原理及其运用 流体传动与控制, 2 O L O , 6 ． 『 7 】 朱小明． 比例多路换 向阀在工程机械中应用田． 建筑机械,2 o o 6 , 4 ．