目 錄第 1 章 緒論……………………… .11.1 引言 11.2 掘進機的分類及特點 11.3 懸臂式掘進機國內(nèi)外的發(fā)展狀況 21.4 課題的提出 4第 2 章 掘進機截割部液壓系統(tǒng)的設計 42.1掘進機簡介.42.2 主要結構及工作原理 42.3 液壓系統(tǒng)原理設計 52.4 液壓系統(tǒng)主要參數(shù) 72.5 截割部升降液壓缸的控制模式 72.6 液壓元件的設計與選型 72.6.1 液壓缸設計 72.6.2 液壓固有頻率校驗 82.6.3 選擇液壓泵 92.6.4 蓄能器的確定 .102.6.5 伺服閥的選擇 .112.6.6 過濾器的選擇 .122.6.7 管件的選定 .132.6.8 管路的布置 .14第 3 章 液壓系統(tǒng)的建模 .143.1數(shù)學模型的建立方法143.1.1 微分方程法 .143.1.2傳遞函數(shù)法153.1.3 狀態(tài)空間法 .163.1.4 功率鍵合圖法 .163.2 液壓伺服系統(tǒng)的物理模型 .163.3 液壓系統(tǒng)數(shù)學模型的建立 .173.3.1 非對稱缸模型建立 .183.3.2 閥控非對稱缸其它環(huán)節(jié)的模型的建立 .253.3.3 閥控非對稱液壓缸系統(tǒng)總體模型 .27第 4 章 結 論 .27參考文獻 .28致 謝 .321第 1 章 緒 論1.1 引言巷道掘進與掘進機的第一次嘗試，從早期就有了。jahrhunderts 普列依斯盾構機和 Anderson鉆井機（隧道掘進機英格里斯），安德森和覆蓋板都可單獨工作。獨立工作時，利用液壓缸的運動，形狀符合現(xiàn)代機器的概念。但由于許多結構性缺點，大多主機沒有得到工業(yè)應用。第二次世界大戰(zhàn)后，機逐漸在工業(yè)上得到廣泛應用。在前蘇聯(lián)和美國，考慮到煤的性質(zhì)，單頭掘進機鉆柱，用于開采煤巷掘進，也逐漸發(fā)展起來 [1][2]。1.2 掘進機的分類及特點按照巷道掘進機對于切割面的截割方式可劃分為兩種：全斷面掘進機和部分斷面掘進機（如圖 1.1 所示）。圖 1.1 懸臂式掘進機隧道掘進機，又稱連續(xù)式掘進機，它的工作機構是通過一系列的切割機或圓盤和錐刀合成。在平行于工作平面的表面中心線旋轉機構內(nèi)的機器一起工作。隧道掘進機功率容量大，在整個過程中連續(xù)的工作，破碎的煤炭生產(chǎn)能力很高，因此，合理地分布在切削刀具上的壓力均勻，硬盤機的控制系統(tǒng)相對簡單，利于獨立的工作。但是全斷面掘進機也存在一些缺點 [3][4]：2(1) 為了對不同規(guī)格的隧道進行隧道施工，由于隧道斷面尺寸和形狀的不好，所以需要進行輔助破碎機構的安裝；(2) 掘進半煤巖巷道時，煤、巖不能分別截割；(3) 由于巨大的圓盤式工作機構的尺寸，很難進入工件表面檢查，維修和更換的工具，必要時還要離開工作面；(4) 作業(yè)線較高的投資，對軌道線路、隧道、地質(zhì)的適應性差；由于該機床的使用缺陷，大大阻礙了機床的使用，因為使用全面掘進機的成本很高。大多數(shù)的隧道掘進機，又稱循環(huán)式隧道掘進機。本設備只可同時切割工作面的一部分，要切割整個巖層，必須要連續(xù)多次的工作才能完成完整面的切割。懸臂式掘進機也叫做部分斷面掘進機，可以在工作面上，下，左和右的自由擺動和截割頭旋轉，可以是任何形式的懸臂安裝切片。根據(jù)不同形式的刀頭，也可以是縱軸式掘進機和橫軸式掘進機。上述掘進機具有以下優(yōu)點 [5][6][7]：(1) 掘進機開挖速度快，提高了安全性，質(zhì)量和生產(chǎn)操作；如果支護作業(yè)的工作后，可以實現(xiàn)連續(xù)掘進機掘進破巖，可以完成運輸?shù)确矫?，效率高，而且是在掘進機破巖隧道開挖和挖掘煤炭，煤巖周圍光滑，減少了大量的支護量，這種方法比傳統(tǒng)法，可以提高速度的 1.5～2 倍，避免了煤巷和巖石爆炸引起的破壞現(xiàn)象，有利的巷道支護，也可以減少瓦斯氣體泄漏的危險，提高生產(chǎn)的安全性。(2) 結構緊湊、技術先進；日前懸臂式掘進機多采用耙裝式裝載機構和履帶式行走機構。其裝載能力大、調(diào)運靈活、工作可靠。(3) 快速巷道有利于及時發(fā)現(xiàn)礦區(qū)地質(zhì)條件，合理部署工作面準備和更換；(4) 工作方式靈活，適應性強；(5) 經(jīng)濟、安全、成本低；31.3 懸臂式掘進機國內(nèi)外的發(fā)展狀況當今世界主要產(chǎn)煤國的掘進機的路線長是總長的 40%至 50%，近幾年來，不僅應用于硬度較小的煤巖，而且在比較硬的煤巷掘進中也提高了技術和經(jīng)濟效益，一些重型掘進機在國外也可以切割一些堅硬的巖石切割的軌道。近年來，懸臂式掘進機的研究和發(fā)展，主要表現(xiàn)在以下幾個方面 [8][9]：(1) 截割功率穩(wěn)定提高，機器的可靠性提高；(2) 配套設備多樣化；機器能力的充分發(fā)揮得到各國的重視，各國對巷道綜合機械化設備進行了研究。為了縮短輔助時間和中間穩(wěn)定頂板，錨桿的廣泛支持，以支持并行操作的機械，液壓或自己獨立的盾牌掩護，但效果并不理想。經(jīng)過必要的運輸，通常裝載機后橋帶式輸送機膠帶設置活動煤倉。(3) 采用機電一體化技術；國外新型掘進機具有改善工況測試和診斷系統(tǒng)，可以在早期發(fā)現(xiàn)機械故障，并快速排除故障，縮短了相應的機器停機時間，大大提高生產(chǎn)率；也可以確保穩(wěn)定的負載切斷機制，以避免手動操作不當造成的系統(tǒng)尖峰負荷，延長機器的使用壽命。新機器方向的部分進行切割，切割路徑，循環(huán)程序，對截面輪廓尺寸的監(jiān)測。（4）研究和探索新的切割技術，如高壓水射流鉆孔機的發(fā)展，沖擊振動式切割機等的研究；雖然我國引進前蘇聯(lián)的設備，中國的掘進機的發(fā)展起步較晚，由于技術水平和條件的限制，不能廣泛用于生產(chǎn)。“65”年以前，中國的機器狀態(tài)研究還停留在輕切削階段。科技人員經(jīng)過不懈的努力通過 30年的研究創(chuàng)新，我們?nèi)〉昧丝上驳难芯砍晒?。使得機器從的輕型，中型和重型機械進行隧道工作時，發(fā)生了一個質(zhì)的變化 [15][16]。掘進機的技術上了一個新的臺階，接近國外同行的水平，已經(jīng)在新產(chǎn)品的開發(fā)，從切割機的功率為 30千瓦提高到 320千瓦，機重從 13噸重增加到 110噸，切割也逐漸在煤和煤巖兩大系列，更多 10個品種。特別是在“八五”時期至“九五”時期計劃的發(fā)展，從早期的煤巖型掘進機的技術性能達到同類產(chǎn)品的水平，具有良好的性價比。而且高壓水射流切割技術和切割技術有了新的探4索和要求，可編程邏輯控制器（PLC）應用于電子機器的控制部分，在電子系統(tǒng)的插件中也有一個性能和故障診斷機制 [14][13]。以上闡述了國內(nèi)外巷道式掘進機的發(fā)展與現(xiàn)狀，目前我國的技術水平雖然在不斷的發(fā)展和進步，但是和國外一些先進的技術相比還是有一定差距的。1.4 課題的提出隨著科學技術的發(fā)展和現(xiàn)代化生產(chǎn)的需要，礦山機械技術創(chuàng)新是當前面臨的新挑戰(zhàn)。而且施工安全和施工質(zhì)量，在很大程度上取決于人的因素，屬于苦，臟，因事故傷亡人數(shù)仍占很大比例，改變這一點基本上是一個長期的任務。但是液壓系統(tǒng)流量大，因此，液壓系統(tǒng)在煤礦機械中最重要的之一是驅(qū)動系統(tǒng)。在挖掘機和煤炭切割工作是由一個液壓驅(qū)動系統(tǒng)的設計。因此，對掘進機液壓系統(tǒng)的設計是工作中的一個重要因素。本課題首先根據(jù)液壓系統(tǒng)設計的要求，創(chuàng)造工作條件和結構分析的流量特性方程的速度，牽引液壓系統(tǒng)各元件參數(shù)，確定液壓系統(tǒng)示意圖 [11]。第 2 章 掘進機截割部液壓系統(tǒng)的設計2.1 掘進機簡介EBZ160 掘進機是懸臂縱軸式掘進機，是一種巷道綜合掘進設備，切割，供應，行走，噴霧抑塵于一體。懸臂式掘進機操作時，主機把巖石和煤巖切割，破碎機的運行至尾部由傳送帶或輸送機運走。掘進機切割臂的上、下、左、右在預定的角度自由擺動。履帶機構能適應地質(zhì)條件相對復雜。該類機器主要用于采煤巷道的掘進，適用于掘進破碎煤巖斷面 6～24 ,硬度 f＝4～8 平方米的煤或半煤巖巷道，也可用于其它巷道施工。52.2 主要結構及工作原理EBZ160 掘進機主要由行走、截割、裝運三大機構和液壓、電氣、水路三大系統(tǒng)組成，通過各部分動作的協(xié)調(diào)和配合，完成掘進巷道的作業(yè)過程，其外形如圖 2.1 所示。圖 2.1 掘進機結構圖在每個氣缸的發(fā)動機作用下切割，煤巖被切割頭從煤壁上切下，通過控制行走部、鏟煤板、鏟底通過旋轉星輪輸送機傳送到第一運輸機，第一電機拖動鏈在鏟入口處的巖石。第二皮帶運往煤操作入口，第二次將煤巖運出，以確保機器的穩(wěn)定性。2.3 液壓系統(tǒng)原理設計本液壓系統(tǒng)由油缸、泵站、油箱以及與之相聯(lián)接的配管所組成。6如圖 2.2所示，恒壓變量泵液壓系統(tǒng)的石油供應作為動力源，通過流量自動控制閥泵的出口閥；和過度的安全作用；蓄能器吸收沖擊，儲能源，石油過濾器；設有過濾閥，以保證液壓閥的液壓油清潔度；液壓缸作為執(zhí)行元件驅(qū)動橫臂做上下運動而工作狀態(tài)和相關單位的外部結構及尺寸，管路線通過軟管連7接，同時，必須滿足系統(tǒng)的響應速度。圖 2.2 液壓系統(tǒng)原理圖82.4 液壓系統(tǒng)主要參數(shù)液壓系統(tǒng)設計任務參數(shù)參照表 2.1 所示。表 2.1液壓系統(tǒng)設計任務參數(shù)2.5 截割部升降液壓缸的控制模式液壓缸的控制方式主要是位移控制、力控制、速度控制、加速度控制等。在實際工作中，按照應用目的的不同，來選擇不同的控制模式。切割部分采用位移控制方式來控制切割臂抬起放下，使切割頭達到相應的位置，并將其切割。2.6 液壓元件的設計與選型2.6.1 液壓缸設計(1) 負載壓力的確定根據(jù) Pro/E 對運動仿真和運動學分析，得出 F max ? 83000N ，同時由于截割部在整個工作過程中，速度很慢，可以忽略 F 慣 ，即 F 慣 ? 0 。根據(jù)截割部機械部分的設計得出，整個截割部重量為 7.7t ，所以重力負載為 F 負 ? 7.7t 。9初選系統(tǒng)壓力為 ps=16MPa ，取負載壓 PL=2/3Ps=10.67MPa 。(2) 活塞直徑 D 與活塞桿直徑 d 的確定取活塞桿直徑 d 與活塞直徑 D 之比 0.6，則： 式中：A —有效作用面積。計算得 d ? 106.8mm ，D? 178.6mm 。根據(jù) GB/T 7938-1987 選定液壓缸額定壓力為 18MPa；根據(jù) GB/T 2348-1993 將液壓缸內(nèi)徑圓整為 D ? 180mm ；根據(jù) GB/T 2348-1993 將活塞桿直徑圓整為 d ? 110mm 。有效作用面積 A ? 3.889 ? 10 ?3 mm2 。無桿腔 A 2 的面積為：A2 = D2 = × 0.182 = 0.025m24π π有桿腔面積 A 1 為：A1 = d2 = × （0.18-0.11） 2 = 0.016m2π π(3) 液壓缸行程 X 的確定根據(jù)截割高度及機械部分設計以及國標 GB2349-1980 ，將油缸最大行程位移 X ? 700mm 。2.6.2 液壓固有頻率校驗對于四通閥控非對稱液壓缸，液壓固有頻率為：t2em4VA???式中：β e ─液壓有效體積彈性模量；Vt ─總壓縮容積， m3 ； mt ─總負載質(zhì)量，kg；??6262 10839107.14 ??????dpL ??10液壓缸有效作用面積 A? 3889mm2 ；總壓縮容積考慮為缸的總容積一般工程機械中取 β e ? 700MPa 。根據(jù)上式計算得液壓固有頻率轉化為頻率綜上所述，液壓固有頻率大于工作頻率，系統(tǒng)可以正常工作。2.6.3 選擇液壓泵(1) 確定最大流量多液壓缸同時工作時，液壓泵的輸出流量應為qvp ≥ k(∑ qv max )液壓缸最大速度取 X max ? 1.2mm/s ? 0.072m/min ，所以液壓最大流量為考慮泄露因素，因此取泵最大流量qvp≧2kqL max式中： k—系統(tǒng)泄露系數(shù)，一般取 k=1.1~1.3 min/64.732.18.2qmax LkLvp ????(2) 確定最大工作壓力式中：∑△P—從液壓泵到液壓缸入口處的管路損失，取 1MPa。由于 pp ≥16MPa ，???pspHzfh82.5???min/32.1842maxax LDXqL????srad/2.5107.8.19370436????32t m0178.418.0???SDV11所以取 p p ? 18MPa 。(3) 確定液壓泵的規(guī)格根據(jù)以上所求得的數(shù)據(jù)，可以選用柱塞泵 63PCY14-1B。具體參數(shù)見表 2.2表 2.2 變量柱塞泵參數(shù)表(4) 泵的驅(qū)動電機確定泵的最大輸出功率為泵的最大流量和壓力的乘積，所以它的輸入功率為 pvq??式中：P —泵最大輸入功率， pkW；pp —泵最大工作壓力，MPa； qvp —泵最大流量，L/min；ηp —泵的效率，一般取 0.8~0.85。代入數(shù)據(jù)得 WPk18.0647183????2.6.4 蓄能器的確定液壓傳動系統(tǒng)中，儲存和釋放液體的能力壓。它的基本功能是：當系統(tǒng)壓力流體系統(tǒng)中的液體壓力時，蓄能器內(nèi)，直接在一個蓄電池，一個內(nèi)部和外部的壓力相等；相反，當內(nèi)部流體壓力蓄能器是高于系統(tǒng)當液體的壓力蓄能器內(nèi)的流動系統(tǒng)中的蓄能器內(nèi)外壓力平衡。根據(jù)經(jīng)驗公式確定蓄能器的總容積：12??120p-tl64.q?V式中： q—閥關閉前管內(nèi)流量，L/min；i—產(chǎn)生沖擊波的管長，m；t—閥由全開到全關時間，s；P1—蓄能器最低工作壓力，MPa； P2—蓄能器最高工作壓力，MPa。閥關閉前管內(nèi)的流量可認為是同時動作的液壓缸的最大總流量即 q??47.64 L/min 。對于壓力相對穩(wěn)定性較高的系統(tǒng)，要求蓄能器最低工作壓力與蓄能器最高工作壓力之差盡量在 1MPa 左右，故此蓄能器的最低工作壓力取 p1 ? 16MPa 。代入數(shù)據(jù)計算得：本文采用常用氣囊式蓄能器，根據(jù)工作壓力及總容積，可以選擇型號為 NXQA-L0.63/20-A 來吸收壓力脈動和沖擊。表 2.3 蓄能器參數(shù)表2.6.5 伺服閥的選擇由上述數(shù)據(jù)可知，液壓缸最大流量為 q max ? 47.64L/min ，考慮到泄露等影響，伺服閥流量應留有一定余量，通常取 15%左右的負載流量作為閥的儲備流量，在快速性高的系統(tǒng)中取 30%更好一些，截割升降油缸速度不是很快，????LPV 83.0610-8-24.64.7t-0641.qp20 ?????13因此取 15% ，則伺服閥輸出流量： min/46.71.15qvL??閥壓降由上述可知根據(jù) q v 和 p v ，由選擇伺服閥規(guī)格時使用的列線圖查得額定流量（閥的壓降為 55?10 5 MPa 時的輸出流量）為 76L / min 的閥可以滿足系統(tǒng)要求。本系統(tǒng)采用雙噴嘴擋板力反饋式電液伺服閥。伺服閥的主要參數(shù)如表 2.4 所示。表 2.4 伺服閥參數(shù)表在系統(tǒng)工作過程中，閥的實際壓降為： lsp-p???L式中：ps —系統(tǒng)供油壓力， ps ? 16MPa ；pL —額定負載壓力， pL ? 10.67MPa ；p1 —液壓站至伺服閥的管路總壓降，本文取 p1 ≈ 1MPa 。將上述參數(shù)帶入上式得：p n ? 4.33MPa于是伺服閥的工作流量為：a.3pMPsv?142.6.6 過濾器的選擇為了延長零件的使用壽命，液壓系統(tǒng)中使用過濾器過濾固體雜質(zhì)，和及時清潔的方法，使液壓元件工作可靠。約 75%的液壓介質(zhì)的污染。因此，過濾器的液壓系統(tǒng)液壓系統(tǒng)是一個重要的輔助軟件，相對常規(guī)的過濾器的選擇系統(tǒng)顯得更為重要。根據(jù)經(jīng)驗，在這里你可以選擇過濾精度 5～10μ 的精過濾器。參數(shù)見表 2.5：表 2.5 過濾器參數(shù)表這些過濾器的精度較高，并有一個閥門，一個旁路閥、空氣污染濾芯等的裝置，更換過濾器和濾芯的清潔元件，油箱的油不流出，從而提高了液壓系統(tǒng)工作的可靠性。2.6.7 管件的選定(1) 管件包括管道和管接頭。a．管件的材料本系統(tǒng)壓力為 16MPa，根據(jù)切割件的外形尺寸和機器的工作特性，將管道與高壓軟管連接。b．油管的內(nèi)徑油管直徑主要取決于油流量，管徑選擇過小，管內(nèi)流速過大，會增加功率損耗，溫度上升，容易產(chǎn)生氣蝕現(xiàn)象，引起振動和噪聲。合理選擇油管內(nèi)徑，可得下式：型號 流量（L/min）壓力損失（MPa ）過濾精度（μ） 重量（kg）TF63×80 63 ＜0.01 80 0.82min/64.7in/26.5.3460qn LLpL ?????15式中：d—道內(nèi)徑（mm）；qv —通過管道內(nèi)的流量（L/min）； v —管內(nèi)允許流速（m/s）。其中 V的值在整個液壓系統(tǒng)管路中可取 V = 3 ~6m/s ，此處，取 v = 5m/s 。液壓系統(tǒng)管路內(nèi)徑將其圓整為 d ? 25mm ；根據(jù)軟管的公稱通徑和公稱壓力，選取軟管壁厚為 2.5mm。(2) 管接頭的選擇由于是在地下掘進，工作環(huán)境惡劣，操作進行的共同所有的卡套式的管接頭?？ㄌ资浇Y構先進具有很強的耐腐蝕性，并且性能良好。2.6.8 管路的布置軟管的布置考慮以下幾點：a．軟管與接頭的連接處應留有一段直的部分，此段長度不能小于軟管外徑的二倍，因此軟管的彎曲半徑不能太??；b．軟管的長度要顧及到軟管在通入壓力油后，長度方向?qū)l(fā)生收縮形變，一般收縮量為管長的 3%-4%，因此，軟管安裝時應避免處于拉緊狀態(tài)；c．軟管要避免與機械上尖銳部分相摩擦和接觸，以免軟管損壞；d．軟管接頭的軸線，要保持在平面內(nèi)運動，以避免兩端互相運動時軟管受損；e．軟管在安裝時要確保不發(fā)生扭轉形變，為方便安裝，可以把軟管圖上顏色或者問路，便于檢查。 mvq3.2460514d?????vq4d??16第 3 章 液壓系統(tǒng)的建模3.1 數(shù)學模型的建立方法數(shù)學模型是一種數(shù)學表達式，是在實際液壓系統(tǒng)的抽象、一般情況或合成過程中得到的數(shù)學表達式。液壓系統(tǒng)的數(shù)學模型應具有以下幾個特點：一是反映液壓系統(tǒng)的實際工作狀況，能準確地反映系統(tǒng)參數(shù)之間的關系；其次，它必須有一個簡單、方便的解決方案，特別適合于計算機求解。3.1.1 微分方程法液壓系統(tǒng)的基本數(shù)學模型是一個微分方程，用于描述系統(tǒng)的動態(tài)輸入輸出關系的數(shù)學公式。對于一個輸入函數(shù) u 和一個輸出函數(shù) y 的系統(tǒng)，其微分方程模型的一般形式為：式中：a1,., an 及 c1.,cm1 均為常數(shù)；y —系統(tǒng)的輸出變量；u —系統(tǒng)的輸入變量。3.1.2 傳遞函數(shù)法在液壓系統(tǒng)的數(shù)學模型、傳遞函數(shù)是一個線性微分方程，線性微分方程描述的選擇輸入變量和輸入變量在特定的順序的微分方程模型超過 3倍，相應的分析是困難的，通常需要改為傳遞函數(shù)模型。對上式兩邊取拉氏變換，若系統(tǒng)中 y,u 及各階導數(shù)的初值為零，可得：式中：Y (S) —輸出變量的拉氏變換；U (S) —輸入變量的拉氏變換；??????)(.c)( a11n SUcSSYYammm nnn????? ucdtctuyadtdtyt mmnnnn ????? ??? 11117設 G(S)=Y(S)/U(S),則有式中：G(S) —系統(tǒng)的傳遞函數(shù)。該系統(tǒng)的動態(tài)特性可以表示特征。不同的系統(tǒng)，如果動態(tài)性能相同，可以具有相同的傳遞函數(shù)形式。經(jīng)典控制理論框圖也往往是在動態(tài)模型系統(tǒng)中，對輸入，輸出，和反饋的信息可以很容易地繪制圖表，更加直觀方便.根據(jù)方塊圖的傳遞函數(shù)模型或其他類型的模型框圖和傳遞函數(shù)等操作。主要是通過信號線，點和方框的三個要素，相應的變換系統(tǒng)的功能方框圖，可以求出系統(tǒng)的函數(shù)。3.1.3 狀態(tài)空間法變量是最小的運動，完整的表征系統(tǒng)是一組變量。變變量表示系統(tǒng)之間的輸入和輸出和系統(tǒng)的微分方程。只要變量系統(tǒng)，給定的輸入，輸出，可以在任何時間。因此，空間分析包括兩個基本步驟：一是變量的定義和解決方案，二是由變量的生產(chǎn)。在數(shù)學中的兩個方程表示：一個是狀態(tài)方程，表示輸入與輸出方程的狀態(tài)變量，生產(chǎn)與狀態(tài)之間的關系；3.1.4 功率鍵合圖法鍵合圖系統(tǒng)的數(shù)學模型是一個容易和簡單的連接圖的標準，描述了作為一個系統(tǒng)的各元素之間的關系的影響。這可能反映了元素之間的負載和系統(tǒng)的功率流，也可以描述動態(tài)行為系統(tǒng)各變量之間的因果關系，很容易直接用鍵圖模擬的狀態(tài)方程的動態(tài)系統(tǒng)研究中的液壓系統(tǒng)，鍵合圖的動態(tài)過程中，系統(tǒng)的功率流，在所有條件的作用下，一個動態(tài)的過程，收集，分配和能量轉換等。所以功率鍵合圖實質(zhì)上是一種功率流圖。??nnmaSacG?????11m.183.2 液壓伺服系統(tǒng)的物理模型液壓系統(tǒng)本身是一個非常復雜的系統(tǒng)，我們研究的問題不關心系統(tǒng)的運動規(guī)律，系統(tǒng)的物理條件與實際系統(tǒng)相同或相似的規(guī)律或過程中的實際對象，即為物理模型。物理模型的主要功能是方便相互模擬，其主要特點應該是類似于實際系統(tǒng)，但理想和簡單，便于理論和實驗研究。一個在物理模型往往是必要的，近似的方法來描述物理系統(tǒng)。忽略小作用的物理變量的假設，一個線性的因果關系假設參數(shù)不隨時間變化；以適應產(chǎn)量分布參數(shù)；假定系統(tǒng)和邊界條件的不確定性，對環(huán)境的影響，如噪音。應該指出的是，由于物理系統(tǒng)不是純粹的理想化，它很可能是物理模型只反映了物理性質(zhì)的決定性行動。本課題中，液壓系統(tǒng)采用的是伺服閥控制非對稱液壓缸（單出桿缸）的動力機構，在驅(qū)動力的作用下，截割臂從左下角開始，成 S 型回轉運動向上進行截割煤層，本文重點考慮液壓元件在系統(tǒng)中的功能和作用而不考慮元件本身的動態(tài)響應過程，一個單向的系統(tǒng)組件相當于一個簡單的線性電阻的液體，可視為管道和不考慮液壓缸動態(tài)特性的影響，如圖所示 3.1機構：圖 3.1 控制系統(tǒng)物理模型3.3 液壓系統(tǒng)數(shù)學模型的建立在研究系統(tǒng)的動態(tài)特性，必須考慮那些系統(tǒng)性能的主要因素，忽略了一些次要因素。如果我們考慮，建立一個數(shù)學模型太復雜，不僅增加了復雜性，解決問題，提高解決問題的模擬計算的累積誤差。此外，遇到問題的方程或所謂19?的“剛性”，病理所以對本系統(tǒng)進行數(shù)學模型建模時，就要根據(jù)研究對象的實際情況和問題研究的出發(fā)點進行一些假設。a．液壓密度變化小不考慮液體在閥腔里的壓縮性,在實際計算時可忽略不計；b．制造誤差可以忽略，因為相同類型的液壓元件的結構和幾何形狀相同的形狀；c．被忽略的內(nèi)部摩擦損失，流體質(zhì)量和管道的動態(tài)特性的影響；d．每工作腔的液壓缸等壓力，潤滑油溫度和體積彈性模量被認為是恒定的；e．液壓缸的內(nèi)、外泄露為層流流動；f．該閥是零開口四邊滑動閥，節(jié)流窗口，對稱性，閥口是流動的；g．活塞在液壓缸的 2個工作腔容積等于做的小運動。3.3.1 非對稱缸模型建立本文所采用液壓缸為非對稱缸，所以應該從活塞桿收縮和伸出兩個方面進行建模。可以描述如下：泵的恒功率方程、伺服閥的流量方程、伺服閥的流量、液壓缸的受力平衡方程：(1) 液壓缸活塞桿收縮情況（ xv ≥ 0 ）a．滑閥流量方程伺服閥進、回油腔流量方程為：式中：q1 —進油腔流量， m3 / s ； q2 —回油腔流量， m3 / s ；Cd —流量系數(shù)； W —伺服閥窗口的面積梯度，m；—液體的密度，kg/m 3；ps —油源壓力，Pa； p1 —有桿腔壓力，Pa； p2 —無桿腔壓力，Pa；??dtxApWxCqtpvd psv22 1d1????20xv —伺服閥閥芯位移，m。A1 —液壓缸有桿腔活塞有效面積，m 2；A2 —液壓缸無桿腔活塞有效面積，m 2； xp —活塞位移，m；b．流量連續(xù)性方程根據(jù)流量的連續(xù)性，可寫出液壓缸進油口流量：液壓缸回油口流量式中：Cip —液壓缸內(nèi)泄漏系數(shù)，m 5/(N.S)；Cep —液壓缸外泄漏系數(shù)，m 5/(N.S)；β e —有效體積彈性模量，Pa；利用以上兩式可引入流量比 η，即液壓缸穩(wěn)態(tài)時力平衡方程為N = p1 A1 ? p2 A2 式中： N —液壓缸推力。由上式可得：我們定義負載壓力為聯(lián)立得1-q21s12????2121pAp???21p-??L??dtpvCpdtxAeepip 12211q???????dtvp-pdtxq 1e2e21ip221????;1),./(325 ????ipeiptaCCSNm液壓缸輸出功率為所以，我們可以定義負載流量為得出負載流量方程式中：Cte—等效泄漏系數(shù)， ；3epi2te5,./Cte—附加泄漏系數(shù)，V—等效容積， )(/,14,333 取 平 均 值其 中 sAVsVt??S—為缸的總行程。c．液壓缸的力平衡方程液壓元件的動態(tài)特性，受到負荷影響。負荷通常包括粘性阻尼力，彈性力和任意外部負載功率負載。在這力量的嚴重性和硬度的煤截割臂，液壓缸輸出力和負載力的平衡方程。式中：mt —活塞及負載折算到活塞上的總質(zhì)量，kg；BX —活塞及負載的粘性阻尼系數(shù)；K —負載彈簧剛度；FL —外負載力。1qL?LpxptL FKdtBmA???21dtpVCdtxAq LetstaLtepL ?41 ????3231 1,???????LsLs ppp??112121 qpL?22d．負載流量方程線性化閥的壓力－流量特性是非線性的。利用線性化理論對系統(tǒng)進行動態(tài)分析時，必須將這個方程線性化。上式可簡化為如下形式式中：kp—流量增益， ;)1(2qk3dp??????）（ LsvLpWCxkc—流量 —壓力系數(shù)， )1((3?LsvdLc xC把上式進行拉式變換得：由上述可分別畫出位置和壓力控制系統(tǒng)方框圖，如圖 3.2、圖 3.3 所示。圖 3.2 由負載流量獲得液壓缸活塞位移的方框圖11 pqxeqALAvLL ????丨丨 LcvqLkx?LpPptL etstaLtepcvqL FKXBXsmPANVCQk????21 4?23圖 3.3 由負載壓力獲得液壓缸活塞位移的方框圖聯(lián)立去掉 QL 和 PL 得式中：Kce —總流量－壓力系數(shù)， Kce=Kc+Cte ；Qta —附加泄漏流量， Qta=Ctδps 。在動力學方程，考慮慣性負載，負載的彈性和可壓縮性油液和液壓缸泄漏等因素的影響，是一種很常見的方式，實踐往往是相對簡單的，在這個系統(tǒng)中，橫臂和液壓油缸的活塞桿連接在非彈性負載慣量負載。由附加泄漏流量 Qtα 對2121212121321 111121131 1 )4()4(4 ))4()4(4 )AKksBkAKVsBVAmksVQFXksAksBks sVkAxX cepcetepttceet taLectcevp cepcetpttceet taLetcevp ?????? ?????????24tehmA214???速度的影響很小，可以忽略不計。根據(jù)上述可知，本系統(tǒng)動態(tài)方程在 K =0 ，?? 1 以及忽略 Q ta 對速度的影響時，可簡化為：PSXAB21式中：—液壓固有頻率h?—液壓阻尼比 h? tepteck VB?114?當 Bp較小可以忽略不計時， 可近似寫成h的 傳 遞 函 數(shù) 為 ：對 指 令 輸 入 vX對干擾輸入 FL的傳遞函數(shù)為：（2）液壓缸活塞桿伸出情況 ）（ 0?vxa.滑閥流量方程tecVmAKh??1?????????12sskXhqvp??????????12)4(1sskVAXhectcevp???)(411)(44121 212121????????? ????ssFkVAXksBmksFVAhLectcevqp epttceet Letcevqp???或25伺服閥進，回流量方程為:b.流量連續(xù)性方程液壓缸進油口流量：液壓缸回油口流量與 力時 同 理 ， 可 定 義 負 載 壓0?vx負載流量液壓缸兩工作腔的壓力分別為所以，負載流量方程為式中： ;1)-(;3'' 32'' ????epiteta eitete CC附 加 泄 漏 系 數(shù) ，等 效 泄 漏 系 數(shù) ，dtxApWxCqtpvd psvd1'2 2'1)-(???'1qL?dtpVCpdtxAqeeip 22122'1)-(????3131)-(????LsLs pp，dtpVCpdtxAqeeip 11121'2 -)-(?????12-pL?dtVpCdtxAqLetstatepLL?4'''2?26)(2,12433'' 取 平 均 值其 中等 效 容 積 ， sAVsVVtt ?????c.液壓缸的力平衡方程d.液壓缸負載流量方程線性化式中： )1(-2-;)1(-, 3'' 3'' ?????????LsvdLcc LsdvLqq pWxCpqkkx壓 力 系 數(shù) ，流 量流 量 增 益化簡得得：LpptL FKxdtBxmpA-22 ?LcvqLkx''-?2'22'2'2'32' '''' 4144 )( AKksVAkBsVAkmsVFsXX ceetcpeptctet Letcevqp ???????????????? ???statta tecece PCQQkk''' '''' ???附 加 泄 漏 流 量 ，壓 力 系 數(shù) ，總 流 量式 中 ：273.3.2 閥控非對稱缸其它環(huán)節(jié)的模型的建立(1) 伺服閥的數(shù)學模型伺服傳遞函數(shù)是線性伺服閥特性的近似解析表達式，它是對系統(tǒng)線性化的線性分析，特別是系統(tǒng)的穩(wěn)定性。為了簡化分析，并考慮相應的精度更好，從實用的角度。一般閥通過第二振蕩形式的傳遞函數(shù)。如果伺服閥在某些系統(tǒng)應用時，其動態(tài)響應要遠高于系統(tǒng)的負載響應，例如超過 10次，當伺服閥可以作為一階慣性環(huán)節(jié)，甚至作為一個比例的連接。電液流量伺服閥的二階近似傳遞函數(shù)當伺服閥的頻寬大于液壓固有頻率（3~5 倍）時，伺服閥可近似看成慣性環(huán)節(jié)：當伺服閥的頻寬大于液壓固有頻率（5~10 倍）時，伺服閥可近似看成慣性環(huán)節(jié)：式中：Wsv (s) —伺服閥的傳遞函數(shù)；Gsv (s) — Ksv ? 1 時伺服閥的傳遞函數(shù)；Ksv — 伺服閥增益，以電流 I N 為輸入、以閥芯位移 X v 為輸出時 Ksv ?X v/I N ??201svsvsvsvsv KIQGKW???????sTKIQsGKvv???1??svsvKI??0?????????12)4('''''2' hhLcetcevqpsFskVAkX???28ωsv —伺服閥的固有頻率，rad/s；ζ sv —伺服閥的阻尼比； Tsv —伺服閥的時間常數(shù)；ζ sv —阻尼系數(shù)，無因次量；（2） 伺服放大器的數(shù)學模型該伺服放大器對電壓和電流轉換器的高輸出阻抗，動態(tài)響應遠高于伺服閥的響應，固有頻率大于液壓缸的固有頻率，因此放大器被簡化成比例分量。則：I=KaU式中：I —伺服放大器傳遞函數(shù)，A；U —伺服放大器輸出電壓，V；Ka —放大器的比例增益，A/V。(3) 位移傳感器的數(shù)學模型位移傳感器的相應頻率遠大于系統(tǒng)的相應頻率，故將位移傳感器簡化為比例環(huán)節(jié)，則U= K f X P 式中：U—位移傳感器輸出電壓，V；X P —液壓缸位移變化，mm；K f —位移傳感器反饋增益，V/mm。3.3.3 閥控非對稱液壓缸系統(tǒng)總體模型(1) 伺非對稱液壓缸系統(tǒng)控制框圖針對升降缸系統(tǒng)經(jīng)濟、可靠、其工作要求，對伺服系統(tǒng)進行仿真,其方框圖 3.4 如下：