矿用掘进机截割部液压系统设计【说明书+CAD】

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隧道掘进机，又称连续式掘进机，它的工作机构是通过一系列的切割机或圆盘和锥刀合成。在平行于工作平面的表面中心线旋转机构内的机器一起工作。隧道掘进机功率容量大，在整个过程中连续的工作，破碎的煤炭生产能力很高，因此，合理地分布在切削刀具上的压力均匀，硬盘机的控制系统相对简单，利于独立的工作。但是全断面掘进机也存在一些缺点[3][4]： (1) 为了对不同规格的隧道进行隧道施工，由于隧道断面尺寸和形状的不好，所以需要进行辅助破碎机构的安装； (2) 掘进半煤岩巷道时，煤、岩不能分别截割； (3) 由于巨大的圆盘式工作机构的尺寸，很难进入工件表面检查，维修和更换的工具，必要时还要离开工作面； (4) 作业线较高的投资，对轨道线路、隧道、地质的适应性差；由于该机床的使用缺陷，大大阻碍了机床的使用，因为使用全面掘进机的成本很高。 大多数的隧道掘进机，又称循环式隧道掘进机。本设备只可同时切割工作面的一部分，要切割整个岩层，必须要连续多次的工作才能完成完整面的切割。悬臂式掘进机也叫做部分断面掘进机，可以在工作面上，下，左和右的自由摆动和截割头旋转，可以是任何形式的悬臂安装切片。根据不同形式的刀头，也可以是纵轴式掘进机和横轴式掘进机。上述掘进机具有以下优点[5][6][7]： (1) 掘进机开挖速度快，提高了安全性，质量和生产操作；如果支护作业的工作后，可以实现连续掘进机掘进破岩，可以完成运输等方面，效率高，而且是在掘进机破岩隧道开挖和挖掘煤炭，煤岩周围光滑，减少了大量的支护量，这种方法比传统法，可以提高速度的1.5～2倍，避免了煤巷和岩石爆炸引起的破坏现象，有利的巷道支护，也可以减少瓦斯气体泄漏的危险，提高生产的安全性。 (2) 结构紧凑、技术先进；日前悬臂式掘进机多采用耙装式装载机构和履带式行走机构。其装载能力大、调运灵活、工作可靠。 (3) 快速巷道有利于及时发现矿区地质条件，合理部署工作面准备和更换； (4) 工作方式灵活，适应性强； (5) 经济、安全、成本低； 1.3 悬臂式掘进机国内外的发展状况 当今世界主要产煤国的掘进机的路线长是总长的40%至50%，近几年来，不仅应用于硬度较小的煤岩，而且在比较硬的煤巷掘进中也提高了技术和经济效益，一些重型掘进机在国外也可以切割一些坚硬的岩石切割的轨道。近年来，悬臂式掘进机的研究和发展，主要表现在以下几个方面[8][9]： (1) 截割功率稳定提高，机器的可靠性提高； (2) 配套设备多样化； 机器能力的充分发挥得到各国的重视，各国对巷道综合机械化设备进行了研究。为了缩短辅助时间和中间稳定顶板，锚杆的广泛支持，以支持并行操作的机械，液压或自己独立的盾牌掩护，但效果并不理想。经过必要的运输，通常装载机后桥带式输送机胶带设置活动煤仓。 (3) 采用机电一体化技术； 国外新型掘进机具有改善工况测试和诊断系统，可以在早期发现机械故障，并快速排除故障，缩短了相应的机器停机时间，大大提高生产率；也可以确保稳定的负载切断机制，以避免手动操作不当造成的系统尖峰负荷，延长机器的使用寿命。新机器方向的部分进行切割，切割路径，循环程序，对截面轮廓尺寸的监测。 （4） 研究和探索新的切割技术，如高压水射流钻孔机的发展，冲击振动式切割机等的研究； 虽然我国引进前苏联的设备，中国的掘进机的发展起步较晚，由于技术水平和条件的限制，不能广泛用于生产。“65”年以前，中国的机器状态研究还停留在轻切削阶段。科技人员经过不懈的努力通过30年的研究创新，我们取得了可喜的研究成果。使得机器从的轻型，中型和重型机械进行隧道工作时，发生了一个质的变化[15][16]。 掘进机的技术上了一个新的台阶，接近国外同行的水平，已经在新产品的开发，从切割机的功率为30千瓦提高到320千瓦，机重从13吨重增加到110吨，切割也逐渐在煤和煤岩两大系列，更多10个品种。特别是在“八五”时期至“九五”时期计划的发展，从早期的煤岩型掘进机的技术性能达到同类产品的水平，具有良好的性价比。而且高压水射流切割技术和切割技术有了新的探索和要求，可编程逻辑控制器（PLC）应用于电子机器的控制部分，在电子系统的插件中也有一个性能和故障诊断机制[14][13]。 以上阐述了国内外巷道式掘进机的发展与现状，目前我国的技术水平虽然在不断的发展和进步，但是和国外一些先进的技术相比还是有一定差距的。 1.4 课题的提出 随着科学技术的发展和现代化生产的需要，矿山机械技术创新是当前面临的新挑战。而且施工安全和施工质量，在很大程度上取决于人的因素，属于苦，脏，因事故伤亡人数仍占很大比例，改变这一点基本上是一个长期的任务。但是液压系统流量大，因此，液压系统在煤矿机械中最重要的之一是驱动系统。在挖掘机和煤炭切割工作是由一个液压驱动系统的设计。因此，对掘进机液压系统的设计是工作中的一个重要因素。本课题首先根据液压系统设计的要求，创造工作条件和结构分析的流量特性方程的速度，牵引液压系统各元件参数，确定液压系统示意图[11]。 第 2 章 掘进机截割部液压系统的设计 2.1掘进机简介 EBZ160掘进机是悬臂纵轴式掘进机，是一种巷道综合掘进设备，切割，供应，行走，喷雾抑尘于一体。悬臂式掘进机操作时，主机把岩石和煤岩切割，破碎机的运行至尾部由传送带或输送机运走。掘进机切割臂的上、下、左、右在预定的角度自由摆动。履带机构能适应地质条件相对复杂。该类机器主要用于采煤巷道的掘进，适用于掘进破碎煤岩断面 6～24 ,硬度f＝4～8平方米的煤或半煤岩巷道，也可用于其它巷道施工。 2.2 主要结构及工作原理 EBZ160掘进机主要由行走、截割、装运三大机构和液压、电气、水路三大系统组成，通过各部分动作的协调和配合，完成掘进巷道的作业过程，其外形如图 2.1 所示。 图 2.1 掘进机结构图 在每个气缸的发动机作用下切割，煤岩被切割头从煤壁上切下，通过控制行走部、铲煤板、铲底通过旋转星轮输送机传送到第一运输机，第一电机拖动链在铲入口处的岩石。第二皮带运往煤操作入口，第二次将煤岩运出，以确保机器的稳定性。 2.3 液压系统原理设计 本液压系统由油缸、泵站、油箱以及与之相联接的配管所组成。 如图2.2所示，恒压变量泵液压系统的石油供应作为动力源，通过流量自动控制阀泵的出口阀；和过度的安全作用；蓄能器吸收冲击，储能源，石油过滤器；设有过滤阀，以保证液压阀的液压油清洁度；液压缸作为执行元件驱动横臂做上下运动而工作状态和相关单位的外部结构及尺寸，管路线通过软管连接，同时，必须满足系统的响应速度。 图 2.2 液压系统原理图 2.4 液压系统主要参数 液压系统设计任务参数参照表 2.1 所示。 表2.1液压系统设计任务参数 2.5 截割部升降液压缸的控制模式 液压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。在实际工作中，按照应用目的的不同，来选择不同的控制模式。 切割部分采用位移控制方式来控制切割臂抬起放下，使切割头达到相应的位置，并将其切割。 2.6 液压元件的设计与选型 2.6.1 液压缸设计 (1) 负载压力的确定 根据 Pro/E 对运动仿真和运动学分析，得出 Fmax = 83000N ，同时由于截割部在整个工作过程中，速度很慢，可以忽略 F惯 ，即 F惯 = 0 。 根据截割部机械部分的设计得出，整个截割部重量为 7.7t，所以重力负载 为 F负 = 7.7t 。 初选系统压力为 ps=16MPa ，取负载压PL=2/3Ps=10.67MPa 。 (2) 活塞直径 D 与活塞杆直径 d 的确定 取活塞杆直径 d 与活塞直径 D 之比 0.6，则： 式中： A —有效作用面积。 计算得 d = 106.8mm ，D= 178.6mm 。 根据 GB/T 7938-1987 选定液压缸额定压力为 18MPa； 根据 GB/T 2348-1993 将液压缸内径圆整为 D = 180mm ； 根据 GB/T 2348-1993 将活塞杆直径圆整为 d = 110mm 。 有效作用面积 A = 3.889 × 10−3 mm2 。 无杆腔 A2 的面积为： A2 = D2 = × 0.182 = 0.025m2 有杆腔面积 A1 为： A1 = d2 = × （0.18-0.11）2 = 0.016m2 (3) 液压缸行程 X 的确定 根据截割高度及机械部分设计以及国标 GB2349-1980，将油缸最大行程位 移 X = 700mm 。 2.6.2 液压固有频率校验 对于四通阀控非对称液压缸，液压固有频率为： 式中： β e ─液压有效体积弹性模量； Vt ─总压缩容积， m3 ； mt ─总负载质量，kg； 液压缸有效作用面积A= 3889mm2 ；总压缩容积考虑为缸的总容积 一般工程机械中取 β e = 700MPa 。根据上式计算得液压固有频率 转化为频率 综上所述，液压固有频率大于工作频率，系统可以正常工作。 2.6.3 选择液压泵 (1) 确定最大流量 多液压缸同时工作时，液压泵的输出流量应为 qvp ≥ k(∑ qv max ) 液压缸最大速度取 X max = 1.2mm/s = 0.072m/min ，所以液压最大流量为 考虑泄露因素，因此取泵最大流量 qvp≧2kqL max 式中： k—系统泄露系数，一般取k=1.1~1.3 (2) 确定最大工作压力 式中： ∑△P—从液压泵到液压缸入口处的管路损失，取1MPa。由于pp ≥16MPa ， 所以取 pp = 18MPa 。 (3) 确定液压泵的规格 根据以上所求得的数据，可以选用柱塞泵63PCY14-1B。具体参数见表2.2 表 2.2 变量柱塞泵参数表 (4) 泵的驱动电机确定 泵的最大输出功率为泵的最大流量和压力的乘积，所以它的输入功率为 式中： P —泵最大输入功率，pkW； pp —泵最大工作压力，MPa； qvp —泵最大流量，L/min； ηp —泵的效率，一般取0.8~0.85。 代入数据得 2.6.4 蓄能器的确定 液压传动系统中，储存和释放液体的能力压。它的基本功能是：当系统压力流体系统中的液体压力时，蓄能器内，直接在一个蓄电池，一个内部和外部的压力相等；相反，当内部流体压力蓄能器是高于系统当液体的压力蓄能器内的流动系统中的蓄能器内外压力平衡。 根据经验公式确定蓄能器的总容积： 式中： q—阀关闭前管内流量，L/min； i—产生冲击波的管长，m； t—阀由全开到全关时间，s； P1—蓄能器最低工作压力，MPa； P2—蓄能器最高工作压力，MPa。 阀关闭前管内的流量可认为是同时动作的液压缸的最大总流量即 q= 47.64 L/min 。 对于压力相对稳定性较高的系统，要求蓄能器最低工作压力与蓄能器最高工作压力之差尽量在 1MPa 左右，故此蓄能器的最低工作压力取 p1 = 16MPa 。代入数据计算得： 本文采用常用气囊式蓄能器，根据工作压力及总容积，可以选择型号为NXQA-L0.63/20-A 来吸收压力脉动和冲击。 表2.3 蓄能器参数表 2.6.5 伺服阀的选择 由上述数据可知，液压缸最大流量为 qmax = 47.64L/min ，考虑到泄露等影响，伺服阀流量应留有一定余量，通常取 15%左右的负载流量作为阀的储备流量，在快速性高的系统中取 30%更好一些，截割升降油缸速度不是很快， 因此取 15%，则伺服阀输出流量： 阀压降由上述可知 根据 qv 和 pv ，由选择伺服阀规格时使用的列线图查得额定流量（阀的压降为 55×105 MPa 时的输出流量）为 76L / min 的阀可以满足系统要求。 本系统采用双喷嘴挡板力反馈式电液伺服阀。伺服阀的主要参数如表2.4所示。 表 2.4 伺服阀参数表 在系统工作过程中，阀的实际压降为： 式中： ps —系统供油压力， ps = 16MPa ； pL —额定负载压力， pL = 10.67MPa ； p1 —液压站至伺服阀的管路总压降，本文取 p1 ≈ 1MPa 。 将上述参数带入上式得：pn = 4.33MPa 于是伺服阀的工作流量为： 2.6.6 过滤器的选择 为了延长零件的使用寿命，液压系统中使用过滤器过滤固体杂质，和及时清洁的方法，使液压元件工作可靠。约75%的液压介质的污染。因此，过滤器的液压系统液压系统是一个重要的辅助软件，相对常规的过滤器的选择系统显得更为重要。根据经验，在这里你可以选择过滤精度5～10μ的精过滤器。参数见表2.5： 型号 流量（L/min） 压力损失（MPa） 过滤精度（μ） 重量（kg） TF63×80 63 ＜0.01 80 0.82 表 2.5 过滤器参数表 这些过滤器的精度较高，并有一个阀门，一个旁路阀、空气污染滤芯等的装置，更换过滤器和滤芯的清洁元件，油箱的油不流出，从而提高了液压系统工作的可靠性。 2.6.7 管件的选定 (1) 管件包括管道和管接头。 a．管件的材料 本系统压力为 16MPa，根据切割件的外形尺寸和机器的工作特性，将管道与高压软管连接。 b．油管的内径 油管直径主要取决于油流量，管径选择过小，管内流速过大，会增加功率损耗，温度上升，容易产生气蚀现象，引起振动和噪声。合理选择油管内径，可得下式： 式中： d—道内径（mm）； qv —通过管道内的流量（L/min）； v —管内允许流速（m/s）。 其中V的值在整个液压系统管路中可取 V = 3 ~6m/s ，此处，取 v = 5m/s 。 液压系统管路内径 将其圆整为 d = 25mm ； 根据软管的公称通径和公称压力，选取软管壁厚为 2.5mm。 (2) 管接头的选择 由于是在地下掘进，工作环境恶劣，操作进行的共同所有的卡套式的管接头。卡套式结构先进具有很强的耐腐蚀性，并且性能良好。 2.6.8 管路的布置 软管的布置考虑以下几点： a．软管与接头的连接处应留有一段直的部分，此段长度不能小于软管外径的二倍，因此软管的弯曲半径不能太小； b．软管的长度要顾及到软管在通入压力油后，长度方向将发生收缩形变，一般收缩量为管长的 3%-4%，因此，软管安装时应避免处于拉紧状态； c．软管要避免与机械上尖锐部分相摩擦和接触，以免软管损坏； d．软管接头的轴线，要保持在平面内运动，以避免两端互相运动时软管受损； e．软管在安装时要确保不发生扭转形变，为方便安装，可以把软管图上颜色或者问路，便于检查。 第 3 章 液压系统的建模 3.1数学模型的建立方法 数学模型是一种数学表达式，是在实际液压系统的抽象、一般情况或合成过程中得到的数学表达式。液压系统的数学模型应具有以下几个特点：一是反映液压系统的实际工作状况，能准确地反映系统参数之间的关系；其次，它必须有一个简单、方便的解决方案，特别适合于计算机求解。 3.1.1 微分方程法 液压系统的基本数学模型是一个微分方程，用于描述系统的动态输入输出关系的数学公式。对于一个输入函数 u 和一个输出函数 y 的系统，其微分方程模型的一般形式为： 式中： a1,..., an 及 c1...,cm1 均为常数； y —系统的输出变量； u —系统的输入变量。 3.1.2传递函数法 在液压系统的数学模型、传递函数是一个线性微分方程，线性微分方程描述的选择输入变量和输入变量在特定的顺序的微分方程模型超过3倍，相应的分析是困难的，通常需要改为传递函数模型。对上式两边取拉氏变换，若系统中 y,u 及各阶导数的初值为零，可得： 式中： Y (S) —输出变量的拉氏变换； U (S) —输入变量的拉氏变换； 设G(S)=Y(S)/U(S),则有 式中： G(S) —系统的传递函数。 该系统的动态特性可以表示特征。不同的系统，如果动态性能相同，可以具有相同的传递函数形式。 经典控制理论框图也往往是在动态模型系统中，对输入，输出，和反馈的信息可以很容易地绘制图表，更加直观方便.根据方块图的传递函数模型或其他类型的模型框图和传递函数等操作。主要是通过信号线，点和方框的三个要素，相应的变换系统的功能方框图，可以求出系统的函数。 3.1.3 状态空间法 变量是最小的运动，完整的表征系统是一组变量。变变量表示系统之间的输入和输出和系统的微分方程。只要变量系统，给定的输入，输出，可以在任何时间。因此，空间分析包括两个基本步骤：一是变量的定义和解决方案，二是由变量的生产。在数学中的两个方程表示：一个是状态方程，表示输入与输出方程的状态变量，生产与状态之间的关系； 3.1.4 功率键合图法 键合图系统的数学模型是一个容易和简单的连接图的标准，描述了作为一个系统的各元素之间的关系的影响。这可能反映了元素之间的负载和系统的功率流，也可以描述动态行为系统各变量之间的因果关系，很容易直接用键图模拟的状态方程的动态系统研究中的液压系统，键合图的动态过程中，系统的功率流，在所有条件的作用下，一个动态的过程，收集，分配和能量转换等。所以功率键合图实质上是一种功率流图。 3.2 液压伺服系统的物理模型 液压系统本身是一个非常复杂的系统，我们研究的问题不关心系统的运动规律，系统的物理条件与实际系统相同或相似的规律或过程中的实际对象，即为物理模型。物理模型的主要功能是方便相互模拟，其主要特点应该是类似于实际系统，但理想和简单，便于理论和实验研究。一个在物理模型往往是必要的，近似的方法来描述物理系统。忽略小作用的物理变量的假设，一个线性的因果关系假设参数不随时间变化；以适应产量分布参数；假定系统和边界条件的不确定性，对环境的影响，如噪音。 应该指出的是，由于物理系统不是纯粹的理想化，它很可能是物理模型只反映了物理性质的决定性行动。 本课题中，液压系统采用的是伺服阀控制非对称液压缸（单出杆缸）的动 力机构，在驱动力的作用下，截割臂从左下角开始，成 S 型回转运动向上进行截割煤层，本文重点考虑液压元件在系统中的功能和作用而不考虑元件本身的动态响应过程，一个单向的系统组件相当于一个简单的线性电阻的液体，可视为管道和不考虑液压缸动态特性的影响，如图所示3.1机构： 图 3.1 控制系统物理模型 3.3 液压系统数学模型的建立 在研究系统的动态特性，必须考虑那些系统性能的主要因素，忽略了一些次要因素。如果我们考虑，建立一个数学模型太复杂，不仅增加了复杂性，解决问题，提高解决问题的模拟计算的累积误差。此外，遇到问题的方程或所谓的“刚性”，病理所以对本系统进行数学模型建模时，就要根据研究对象的实际情况和问题研究的出发点进行一些假设。 a．液压密度变化小不考虑液体在阀腔里的压缩性,在实际计算时可忽略不计； b．制造误差可以忽略，因为相同类型的液压元件的结构和几何形状相同的形状； c．被忽略的内部摩擦损失，流体质量和管道的动态特性的影响； d．每工作腔的液压缸等压力，润滑油温度和体积弹性模量被认为是恒定的； e．液压缸的内、外泄露为层流流动； f．该阀是零开口四边滑动阀，节流窗口，对称性，阀口是流动的； g．活塞在液压缸的2个工作腔容积等于做的小运动。 3.3.1 非对称缸模型建立 本文所采用液压缸为非对称缸，所以应该从活塞杆收缩和伸出两个方面进行建模。可以描述如下：泵的恒功率方程、伺服阀的流量方程、伺服阀的流量、液压缸的受力平衡方程： (1) 液压缸活塞杆收缩情况（ xv ≥ 0 ） a．滑阀流量方程 伺服阀进、回油腔流量方程为： 式中： q1 —进油腔流量， m3 / s ； q2 —回油腔流量， m3 / s ； Cd —流量系数； W —伺服阀窗口的面积梯度，m； —液体的密度，kg/m3； ps —油源压力，Pa； p1 —有杆腔压力，Pa； p2 —无杆腔压力，Pa； xv —伺服阀阀芯位移，m。 A1 —液压缸有杆腔活塞有效面积，m2； A2 —液压缸无杆腔活塞有效面积，m2； xp —活塞位移，m； b．流量连续性方程 根据流量的连续性，可写出液压缸进油口流量： 液压缸回油口流量 式中： Cip —液压缸内泄漏系数，m5/(N.S)； Cep —液压缸外泄漏系数，m5/(N.S)； β e —有效体积弹性模量，Pa； 利用以上两式可引入流量比η，即 液压缸稳态时力平衡方程为 N = p1 A1 − p2 A2 式中： N —液压缸推力。由上式可得： 我们定义负载压力为 联立得 液压缸输出功率为 所以，我们可以定义负载流量为 得出负载流量方程 式中： Cte—等效泄漏系数， Cte—附加泄漏系数， V—等效容积， S—为缸的总行程。 c．液压缸的力平衡方程 液压元件的动态特性，受到负荷影响。负荷通常包括粘性阻尼力，弹性力和任意外部负载功率负载。在这力量的严重性和硬度的煤截割臂，液压缸输出力和负载力的平衡方程。 式中： mt —活塞及负载折算到活塞上的总质量，kg； BX —活塞及负载的粘性阻尼系数； K —负载弹簧刚度； FL —外负载力。 d．负载流量方程线性化 阀的压力－流量特性是非线性的。利用线性化理论对系统进行动态分析 时，必须将这个方程线性化。 上式可简化为如下形式 式中： kp—流量增益， kc—流量—压力系数， 把上式进行拉式变换得： 由上述可分别画出位置和压力控制系统方框图，如图3.2、图 3.3 所示。 图3.2由负载流量获得液压缸活塞位移的方框图 图3.3由负载压力获得液压缸活塞位移的方框图 联立去掉QL 和PL得 式中： Kce —总流量－压力系数， Kce=Kc+Cte ； Qta —附加泄漏流量， Qta=Ctδps 。 在动力学方程，考虑惯性负载，负载的弹性和可压缩性油液和液压缸泄漏等因素的影响，是一种很常见的方式，实践往往是相对简单的，在这个系统中，横臂和液压油缸的活塞杆连接在非弹性负载惯量负载。由附加泄漏流量 Qtα 对速度的影响很小，可以忽略不计。根据上述可知，本系统动态方程在 K =0 ，<< 1以及忽略 Qta 对速度的影响时，可简化为： 式中： —液压固有频率 —液压阻尼比 当Bp较小可以忽略不计时，可近似写成 对干扰输入FL的传递函数为： （2）液压缸活塞杆伸出情况 a. 滑阀流量方程 伺服阀进，回流量方程为: b.流量连续性方程 液压缸进油口流量： 液压缸回油口流量 与 负载流量 液压缸两工作腔的压力分别为 所以，负载流量方程为 式中： c.液压缸的力平衡方程 d.液压缸负载流量方程线性化 式中： 化简得 得： 3.3.2 阀控非对称缸其它环节的模型的建立 (1) 伺服阀的数学模型 伺服传递函数是线性伺服阀特性的近似解析表达式，它是对系统线性化的线性分析，特别是系统的稳定性。 为了简化分析，并考虑相应的精度更好，从实用的角度。一般阀通过第二振荡形式的传递函数。如果伺服阀在某些系统应用时，其动态响应要远高于系统的负载响应，例如超过10次，当伺服阀可以作为一阶惯性环节，甚至作为一个比例的连接。 电液流量伺服阀的二阶近似传递函数 当伺服阀的频宽大于液压固有频率（3~5倍）时，伺服阀可近似看成惯性环节： 当伺服阀的频宽大于液压固有频率（5~10倍）时，伺服阀可近似看成惯性环节： 式中： Wsv (s) —伺服阀的传递函数； Gsv (s) — Ksv = 1 时伺服阀的传递函数； Ksv — 伺服阀增益，以电流 I N 为输入、以阀芯位移 X v 为输出时 Ksv =X v/I N ωsv —伺服阀的固有频率，rad/s； ζ sv —伺服阀的阻尼比； Tsv —伺服阀的时间常数； ζ sv —阻尼系数，无因次量； （2） 伺服放大器的数学模型 该伺服放大器对电压和电流转换器的高输出阻抗，动态响应远高于伺服阀的响应，固有频率大于液压缸的固有频率，因此放大器被简化成比例分量。则： I=KaU 式中： I —伺服放大器传递函数，A； U —伺服放大器输出电压，V； Ka —放大器的比例增益，A/V。 (3) 位移传感器的数学模型 位移传感器的相应频率远大于系统的相应频率，故将位移传感器简化为比例环节，则 U= K f X P 式中： U—位移传感器输出电压，V； X P —液压缸位移变化，mm； K f —位移传感器反馈增益，V/mm。 3.3.3 阀控非对称液压缸系统总体模型 (1) 伺非对称液压缸系统控制框图针对升降缸系统经济、可靠、其工作要求，对伺服系统进行仿真,其方框图 3.4 如下： 在一个模拟伺服系统，所有的模拟信号都是连续的。模拟伺服系统重复精度高，但能力较低的分辨率。伺服系统的精度的精度在很大程度上取决于检测装置。 (2)阀控非对称液压缸系统方框图模型液压缸采用 SM4-20 型号伺服阀，根据样本手册查得伺服阀的固有频率ϖ sv = 251.3rad/s 。由计算可知液压固有频率 ωh = 55.22rad/s ，由于ϖ sv /ϖ h = 4.5 > 3 ，所以伺服阀的传递函数可以简化惯性环节形式的传递函数。即： 第 4 章 结 论 随着智能化矿山机械的规模和发展方向，无人掘进机对直接在采煤工作面的速度和施工质量也提出了要求，在本论文的实际的基础上，分析了悬臂掘进机液压系统的切削部分，建立了数学模型，得到了较好的控制效果，满足工程应用的要求。通过本文的研究工作，得出如下结论： (1) 该系统采用伺服阀控非对称液压缸的系统，符合实际的操作条件使空间的有效利用和发挥最大的输出性能。同时，作为伺服系统的结果，大大提高了系统的响应速度、精度和稳定性[35]。 (2) 通过本论文的分析与研究，本论文的整个方案与计算参数基本上可以应用于 EBZ160 掘进机上，实现截割端面的操作，提高截割的效率与质量[28]。 参 考 文 献 [1]陈大先.机械设计手册[M].北京：化学工业出版社，1993 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