液壓支架雙級安全閥設計及其快速動載沖擊試驗研究

周國強 王 慧,2 宋宇寧 趙國超,2

1.遼寧工程技術大學機械工程學院,阜新,1230002.遼寧省大型工礦裝備重點實驗室,阜新,1230003.營口理工學院機械與動力工程系,營口,115000

0 引言

液壓支架對工作面綜采設備及作業(yè)人員提供安全庇護和作業(yè)空間,是我國煤炭綜采工作面的主要支撐設備[1-4]。安全閥是保證液壓支架實現(xiàn)支撐頂板功能的關鍵液壓元件,當頂板受到損壞時,液壓支架將受到高沖擊載荷,立柱回路的安全閥可用來調節(jié)壓力[5-7]。隨著采高的增大,為了保證開采安全,人們對液壓支架的要求也越來越高[8-9]。

目前已有學者針對不同結構閥門展開相關研究。王潔等[10]設計了一種新型結構的高壓超大流量快開閥,解決了大噸位高速液壓沖擊試驗機需要的超大流量快開閥的問題。趙懷志等[11]建立了大流量安全閥沖擊特性仿真模型,研究了結構參數(shù)對沖擊特性的影響。BARBARYAN等[12]設計了一種新型低流體壓力安全閥,采用有限元方法分析了安全閥在最大允許工作壓力下失效的可能性。鐘麒等[13]提出了多電壓復合驅動策略,優(yōu)化了高速開關閥的啟閉初始電流,確保了高速開關閥的快響應切換和低功耗驅動。ZONG等[14]設計并搭建了壓力容器-管道-安全閥(PVPSV)組合的動態(tài)測試平臺,結果表明安全閥的設定壓力和彈簧剛度對PVPSV動力學有顯著影響。張嘉鷺等[15]設計了以蓄能器組為輔助動力源的液壓支架大流量安全閥沖擊特性試驗系統(tǒng),研究了關鍵參數(shù)對壓力和流量的影響規(guī)律。穆洪遠等[16]建立了液壓控制單元和高速開關閥的動力學模型及聯(lián)合仿真模型,分析了結構參數(shù)對開關閥線性特性的影響。姚靜等[17]以DN130位移隨動式超高壓大流量二通比例插裝閥為對象,設計了高壓大流量試驗臺和超高壓試驗臺。張晉等[18]對不同閥口開度和流量下的雙閥芯電液比例多路閥流場進行了計算流體力學(CFD)仿真和PIV(particle image velocimetry)可視化試驗研究。張建卓等[19]研制了一種可實現(xiàn)大噸位快速靜-動復合加載的動力沖擊試驗機,并設計了加載試驗機的結構組成、工作原理及液壓加載系統(tǒng)。上述學者為安全閥的設計、性能研究、性能測試以及沖擊試驗系統(tǒng)組成和試驗臺搭建提供了豐富內容和方法。

多個安全閥疊加的方式應對實際突發(fā)高沖擊載荷情況,雖能保證液壓支架立柱回路對壓力和流量的需要,但該方法對頂板緩慢下沉或設備振動引發(fā)的小載荷沖擊的響應性能不是非常理想,使得設備還需承受一定程度的液壓沖擊,因此本文設計了一種能夠滿足不同工況需求的液壓支架用抗沖擊雙級安全閥。仿真和試驗結果表明設計的雙級安全閥具有卸荷速度快及抗沖擊性能優(yōu)良的特點,驗證了快速動載沖擊試驗方案的正確性。

1 雙級安全閥關鍵結構設計

設計的一級直動閥額定流量和壓力分別為50 L/min和45 MPa,二級差動閥額定流量和壓力分別為1000 L/min和50 MPa。

1.1 安全閥結構和工作原理

雙級安全閥結構示意如圖1a所示,在不影響設計準則、安全閥性能和方便樣件加工的前提下,為了卸荷階段工作介質攜帶的能量可通過較大面積進行擴散,出液口面積應略大于進液口面積,雙級安全閥實物樣件如圖1b所示。

根據(jù)液壓支架支護進程,雙級安全閥的工作原理可描述為:液壓支架正常工作狀態(tài),頂板緩慢下沉以及受到外界振動作用會產(chǎn)生小范圍的壓力波動,工作介質通過端口A作用于壓差區(qū)域B,當液壓支架立柱回路系統(tǒng)內壓力升高至一級直動閥開啟壓力時,一級直動閥工作使工作介質經(jīng)出口1流出。當液壓支架頂梁受到突發(fā)高速沖擊時,立柱回路系統(tǒng)中的壓力快速增大,此時必須迅速排出大量高壓的工作介質,而一級直動閥無法實現(xiàn)大流量卸荷,此時二級差動閥開啟,工作介質經(jīng)出口2排出,實現(xiàn)立柱回路系統(tǒng)的壓力快速卸荷,壓力快速降低。閥芯在彈簧預緊力作用下回彈,直至立柱回路系統(tǒng)壓力降低至開啟壓力以下,閥芯徹底閉合,保證了液壓支架的穩(wěn)定性。

1.2 一級直動閥設計

設計的一級直動閥結構如圖2所示,其中進液口直徑d0滿足:

(1)

式中,qV1為一級直動閥額定流量;v為閥前腔工作介質流速,根據(jù)實際工況閥口流速為24 m/s。

為達到流量要求,取進液口直徑d0=7 mm。根據(jù)經(jīng)驗取閥體壁厚為3 mm,即閥芯直徑D1=13 mm。一級直動閥芯出液口設計為4個均布的徑向圓柱孔,根據(jù)經(jīng)驗,出液口直徑d1取0.8～2 mm,此處取d1=2 mm。當閥座閥口處為直角時,閥芯處半錐角α1一般取15°,使得閥芯與閥座能夠接近線接觸[20]。額定流量卸荷時閥芯開口量[21]x0為

(2)

式中,C為流量系數(shù),取0.6;ρ為工作介質密度,取875 kg/m3;g為重力加速度,取9.8 m/s2;p1m為一級卸荷壓力允許值,取45 MPa。

根據(jù)彈簧預壓縮量經(jīng)驗公式x1=(1～5)x0取得的x1值會導致彈簧剛度太大,不滿足設計要求,故此處x1取25 mm。彈簧剛度K1滿足:

(3)

式中,pk1為一級直動閥開啟壓力,pk1=40.5 MPa。

計算取整得K1=62345 N/m。

1.3 二級差動閥設計

設計的二級差動閥結構示意圖見圖3。其中進液口直徑d2滿足:

圖3 二級差動閥結構示意圖Fig.3 Second-stage differential valve structure sketch

(4)

式中,qV2為二級差動閥額定流量。

為達到流量要求,取進液口直徑d2=30 mm。根據(jù)經(jīng)驗差動閥芯的直徑D2=1.5d2=45 mm。根據(jù)經(jīng)驗出液口直徑d3=2 mm。額定流量卸荷時閥芯開口量為

(5)

式中,p2m為二級卸荷壓力允許值,取50 MPa;α2為閥芯處半錐角,當結構使用錐形密封面時,密封面與安全閥軸線的斜角以45°為宜[22],故α2取22.5°。

由安全閥彈簧預壓縮量經(jīng)驗公式得到彈簧預壓縮量x3=5x2=20 mm。彈簧剛度K2滿足:

(6)

式中,pk2為二級差動閥開啟壓力,pk2=45 MPa。

計算取整得K2=176 715 N/m。

1.4 閥套的結構設計

閥套出液口設計為6個均布的直徑為8 mm的45°夾角徑向圓柱孔,可以使二級差動閥芯在系統(tǒng)受到高沖擊載荷時能夠快速將大量高壓工作介質排出。

2 快速動載沖擊試驗系統(tǒng)設計

2.1 系統(tǒng)原理設計

雙級安全閥的設計初衷是為了使液壓支架支護進程中受到各種沖擊時,能夠通過安全閥快速卸荷降壓,達到保護立柱回路的目的,因此,為了測試雙級安全閥的抗沖擊性能,提出了快速動載沖擊試驗整體方案,如圖4所示。

1.乳化液泵 2.主油泵 3,4.溢流閥 5,6.單向閥 7.增壓缸 8.卸荷閥 9.電磁換向閥 10.比例溢流閥 11.開關閥 12.蓄能器 13.雙級安全閥 14.插裝閥 15,16.壓力傳感器 17.數(shù)據(jù)采集計算機 18.位移傳感器圖4 雙級安全閥快速動載沖擊試驗系統(tǒng)整體方案Fig.4 Double-stage safety valve rapid dynamic load impact test system overall solution

由于試驗需要滿足快速沖擊條件,本文采用蓄能器組作為壓力動力源,不僅系統(tǒng)加載速度快、可操作性強,試驗數(shù)據(jù)記錄也較為方便,還能夠提供迅速、穩(wěn)定和大流量的油液,從而解決普通液壓泵壓力和流量不滿足試驗需求的問題,確保試驗過程的穩(wěn)定性和試驗結果的準確性。相對于增加液壓泵數(shù)量的方式,蓄能器組結構簡單且經(jīng)濟成本較低。該試驗系統(tǒng)還可以對不同結構的安全閥、溢流閥、減壓閥等元件進行試驗。

快速動載沖擊試驗系統(tǒng)工作過程分為沖液、加載、測試和卸荷四個階段[23]。

(1)沖液階段。乳化液泵1啟動,乳化液進入增壓缸右腔,右腔壓力升高,大于左腔壓力,從而推動增壓缸活塞向左移動,左腔的油液流經(jīng)卸荷閥8進入油箱,位移傳感器18記錄活塞桿位移量,當位移量不再變化時表示沖液完成,記錄壓力傳感器16示數(shù)。乳化液泵1閉合,單向閥6會阻止增壓缸右腔的乳化液產(chǎn)生回流現(xiàn)象。

(2)加載階段。閉合卸荷閥8、開啟主油泵2、調節(jié)溢流閥4,油液經(jīng)電磁換向閥9、單向閥5、比例溢流閥10向蓄能器12沖液加載,壓力傳感器15示數(shù)逐漸增大,直至示數(shù)穩(wěn)定表明加載完成。

(3)測試階段。閉合電磁換向閥9,蓄能器沖液加載過程立即停止。調整比例溢流閥10使系統(tǒng)壓力滿足試驗需求,記錄位移傳感器18和壓力傳感器15示數(shù)。啟動開關閥11,蓄能器放液導致增壓缸活塞兩端存在壓力差值,增壓缸右腔的大量乳化液會瞬間經(jīng)安全閥排出,直到壓力傳感器16的示數(shù)減小至安全閥的開啟壓力,記錄位移傳感器18和壓力傳感器15、16的示數(shù)。

(4)卸荷階段。試驗完成后閉合主油泵2,系統(tǒng)經(jīng)卸荷閥8將增壓缸左腔油液排至液壓泵站,壓力逐漸降低至0,即完成系統(tǒng)卸荷。

2.2 關鍵元件設計及選用

2.2.1增壓缸設計

目前液壓泵能提供給系統(tǒng)的壓力一般最高為32 MPa,需加設增壓缸對測試系統(tǒng)升壓。根據(jù)泵和安全閥開啟的壓力條件,選用增壓比η=2的增壓缸。增壓缸無桿腔的流量為

(7)

式中,D為增壓缸無桿腔缸筒內徑;vm為增壓缸流量最大時活塞移動速度,取0.75 m/s。

由式(7)得D=237.88 mm,查閱增壓缸標準手冊,取D=250 mm。又由于增壓比

(8)

式中,d為增壓缸有桿腔缸筒內徑。

那么由式(8)得d=176.77 mm,取d=160 mm。根據(jù)增壓缸標準手冊取活塞桿直徑為32 mm。

取試驗時間為0.2 s,試驗時增壓缸活塞最大位移為150 mm,考慮試驗誤差并留有一定余量,取增壓缸行程L=500 mm。

2.2.2蓄能器選用

安全閥的調定壓力一般在40～55 MPa之間,增壓缸增壓比η=2,因此蓄能器的最低工作壓力p1和最高工作壓力p2分別為20 MPa和27.5 MPa。

在延長蓄能器實際使用壽命的情況下,蓄能器的充氣壓力p0=(0.65～0.75)p1=13～15 MPa,選取p0=14 MPa。

蓄能器作為系統(tǒng)快速沖擊源,蓄能器總容積越大,排出的油液體積也越大,壓力下降值越小。參考文獻[20],根據(jù)波義耳定律:

(9)

式中,V0為蓄能器的總容積;V1為最低工作壓力狀態(tài)下對應的氣體體積;V2為最高工作壓力狀態(tài)下對應的氣體體積;k為氣體指數(shù),取1.4。

對式(9)進行因式分解可得

(10)

蓄能器為動力源時,沖液體積ΔV為

(11)

式中,l為蓄能器數(shù)量;Vi為每個蓄能器內部可以沖液的容積;Ki為蓄能器的泄漏系數(shù),取1.2;m為供液所需要的液壓泵個數(shù),取1;qj為每個液壓泵的排量;t為蓄能器的沖液時間。

試驗前只需對蓄能器沖液一次,在測試階段僅僅是將蓄能器中的工作介質一次性排放,因此

(12)

由式(10)～式(12)可得:ΔV=45.22L,V0=237.9 L。

根據(jù)機械設計手冊,NXQ-L63/31.5型號的蓄能器容積為63 L,因此選用4個蓄能器。

2.2.3液壓輔件選用

根據(jù)沖擊試驗系統(tǒng)設計要求,主油泵選擇公稱壓力為31.5 MPa、公稱排量為63 mL/r的斜盤式軸向柱塞泵,型號為63YCY14-1B,工作介質選用L-HM46液壓油;乳化液泵選擇公稱壓力為20 MPa、最高壓力為25 MPa、公稱排量為50 mL/r的齒輪泵,型號為CBG2050,工作介質選用3%～5%乳化液;卸荷閥選擇3X系列,通徑為10 mm、最大流量為200 L/min、最大工作壓力為31.5 MPa的DBW型先導式溢流閥。

3 試驗系統(tǒng)的聯(lián)合仿真分析

3.1 AMESim-Simulink聯(lián)合仿真模型

由雙級安全閥原理可知,系統(tǒng)受到大的沖擊載荷時,二級差動閥起大流量快速卸荷及抗沖擊作用,一級直動閥僅起小流量波動的卸荷作用?；贏MESim和MATLAB/Simulink平臺,利用液壓元件與信號同步控制聯(lián)合仿真技術,搭建了雙級安全閥的二級差動閥快速動載沖擊試驗系統(tǒng)的仿真模型,如圖5所示。雙級安全閥快速動載沖擊試驗系統(tǒng)仿真模型主要仿真參數(shù)設置見表1。

表1 仿真參數(shù)設置

1.主油泵 2.電磁換向閥 3.溢流閥 4.比例溢流閥 5.單向閥 6.開關閥 7.蓄能器 8.卸荷閥 9.乳化液泵 10.增壓缸 11.插裝閥 12.二級差動閥閥芯模塊 13.差動腔模塊 14.閥芯質量模塊 15.二級彈簧模塊圖5 快速動載沖擊試驗系統(tǒng)模型Fig.5 Rapid dynamic load impact test system model

采用AMESim-Simulink聯(lián)合建模與仿真[24],在圖5模型中加入SimuCosim接口模塊。為滿足沖擊試驗要求,設置6個AMESim模型輸入到Simulink模型的反饋信號,分別為增壓缸活塞桿速度v0、活塞桿位移x、增壓缸低壓腔壓力p3、高壓腔壓力p4、雙級安全閥入口壓力p和出口流量qVo;由Simulink模型輸入到AMESim模型的6個控制信號分別為開關閥信號D、換向閥啟閉信號C、比例溢流閥啟閉信號B、主油泵轉速n2、卸荷閥啟閉信號A和乳化液泵轉速n1。

3.2 Simulink信號控制模型

根據(jù)快速動載沖擊試驗系統(tǒng)工作原理及工作過程,利用Simulink軟件建立雙級安全閥快速動載沖擊試驗系統(tǒng)的信號控制模型,如圖6所示。

圖6 信號控制模型Fig.6 Signal control model

3.3 結果分析

獲得系統(tǒng)控制信號如圖7所示,沖擊測試前增壓缸高壓腔壓力響應曲線如圖8所示,測試后增壓缸高壓腔壓力響應曲線如圖9所示,安全閥動態(tài)特性曲線如圖10所示。

圖7 系統(tǒng)控制信號Fig.7 System control signal

圖8 測試前增壓缸高壓腔壓力響應曲線Fig.8 Pressure response curve of pressurized cylinder high pressure chamber before testing

圖9 測試后增壓缸高壓腔壓力響應曲線Fig.9 Pressure response curve of pressurized cylinder high pressure chamber after testing

(a)壓力

由圖7、圖8可知,在81 s乳化液泵完成對增壓缸的沖液過程,控制模塊發(fā)出信號成功使乳化液泵停機,此時增壓缸高壓腔壓力達到31.51 MPa,同時卸荷閥和主油泵開啟;在191.9376 s時蓄能器沖液完成,此時增壓缸高壓腔壓力達到66.33 MPa,換向閥線圈通電換向及比例溢流閥開始自動調節(jié),直至增壓缸出口壓力降至60 MPa,即加載階段完成;在195.3146 s時比例溢流閥調節(jié)結束,且開關閥成功通電,開始雙級安全閥快速動載沖擊試驗。

由圖10a可知,195.3146 s時開始沖擊安全閥,195.3168 s安全閥開啟,195.3189 s達到壓力峰值60 MPa,195.3612 s達到穩(wěn)定值49.91 MPa,壓力超調量為20.04%,圖9與圖10a所示的壓力變化過程與趨勢一致。由圖10b可知,195.3188 s時達到流量峰值1764 L/min,195.3610 s時達到流量穩(wěn)定值992 L/min。

4 試驗研究

4.1 靜態(tài)測試

首先調節(jié)一、二級閥芯額定壓力分別至45 MPa、50 MPa,鎖緊內外彈簧止推螺堵。先后向雙級安全閥提供4 MPa、28 MPa的液壓力,保持3 min以上壓力表數(shù)值仍為4 MPa、28 MPa;在28 MPa的基礎上增壓至安全閥開啟壓力,出液口排液閥芯閉合。重復幾次上述步驟,低壓、高壓測試及閥芯復位表現(xiàn)均良好,無閥芯未完全復位和液體泄漏現(xiàn)象,證明該閥密閉和保壓性能理想。測試結果如圖11所示。

圖11 雙級安全閥靜態(tài)試驗Fig.11 Static test of double-stage safety valve

4.2 動態(tài)測試

根據(jù)設計的快速動載沖擊試驗原理及結構組成,搭建了雙級安全閥的快速動載沖擊試驗臺,如圖12所示。

1.控制臺 2.壓力傳感器 3.主油泵 4.增壓缸 5.位移傳感器 6.蓄能器 7.被測試雙級安全閥 8.乳化液泵 9.油箱圖12 快速動載沖擊試驗Fig.12 Rapid dynamic load impact test

試驗主要目的是測試雙級安全閥第二階段的抗沖擊性能[25]。對其動態(tài)壓力和流量變化情況進行了三組測試,每次測試的實際工作狀況存在細微差別,造成壓力傳感器獲得的三次沖擊壓力ps分別約為60 MPa、61 MPa和62 MPa,由于沖擊速度太快及流量較大,二級差動閥起主要作用。

增壓缸高壓腔壓力試驗結果、雙級安全閥壓力和流量試驗結果分別如圖13、圖14a和圖14b所示。

圖13 增壓缸高壓腔壓力試驗結果Fig.13 Pressurized cylinder high pressure chamber pressure test results

由圖13可知,系統(tǒng)卸荷前增壓缸高壓腔壓力保持在60 MPa左右,10.3887 s開始卸荷,增壓缸高壓腔壓力驟降,10.3914 s左右壓力降低至36.64 MPa,此時安全閥閥芯處于閉合狀態(tài),蓄能器繼續(xù)向增壓缸沖液,導致增壓缸內壓力突然回升;隨著高壓乳化液經(jīng)安全閥卸荷,直至增壓缸高壓腔內壓力降低至40.5 MPa以下,安全閥閥芯回彈至完全閉合,10.415 s左右系統(tǒng)壓力穩(wěn)定在30.27 MPa。

由圖14a可知,10.3890 s開始沖擊安全閥,安全閥的壓力迅速增大,達到?jīng)_擊壓力設定值,安全閥閥芯開啟實現(xiàn)溢流,安全閥內部壓力降低,經(jīng)反復波動后,安全閥額定壓力最終值約為49.2 MPa,排出高壓乳化液后,安全閥閥芯閉合,系統(tǒng)壓力維持在34 MPa左右。沖擊壓力為60 MPa時,二級差動閥開啟時間為10.3912 s,10.3916 s達到壓力峰值59.04 MPa,壓力超調量為20%,10.4033 s時壓力趨于穩(wěn)定,卸荷時間為4.0 ms;沖擊壓力為61 MPa時,二級差動閥開啟時間為10.3917 s,10.3922 s時達到壓力峰值60.03 MPa,壓力超調量為22.01%,10.4030 s時壓力趨于穩(wěn)定,卸荷時間為4.4 ms;沖擊壓力為62 MPa時,二級差動閥開啟時間為10.3915 s,10.3920 s時達到壓力峰值61.01 MPa,壓力超調量為24%,10.4024 s時壓力趨于穩(wěn)定,卸荷時間為4.7 ms。

由圖14b可知,沖擊開始后0.01 s內流量波動較大,且隨沖擊壓力增大,波動增大。當沖擊壓力為60 MPa時,流量波動范圍為902.37 ～1563.24 L/min,當沖擊壓力為61 MPa時,流量波動范圍為880.86～1632.54 L/min,當沖擊壓力為62 MPa時,流量波動范圍為872.63～1668.14 L/min。安全閥處于穩(wěn)定的卸荷狀態(tài)時,流量波動明顯減小,流量大約維持在992 L/min。

安全閥開啟時間和壓力超調量是評價安全閥性能好壞的關鍵指標,AMESim-Simulink聯(lián)合仿真與試驗的關鍵指標結果對比見表2。

表2 關鍵指標對比

由表2、圖10、圖14可知,聯(lián)合仿真與試驗結果趨勢相同,關鍵指標結果吻合良好,驗證了仿真結果的準確性。

對圖14試驗結果進行統(tǒng)計分析可知,在10.39～10.41 s范圍內,安全閥的壓力和流量反復波動,波動程度隨沖擊壓力的增大而增大。這種現(xiàn)象表明,在沖擊載荷工況下,安全閥閥芯的往復運動引起閥芯開度變化,高壓大流量的乳化液被排出,直至壓力穩(wěn)定在額定壓力范圍內。在10.37～10.39 s和10.41～10.43 s范圍內的結果略有波動,是高壓沖擊降低了安全閥密封性能導致的。

由上述分析可知,設計的雙級安全閥二級差動閥額定壓力和流量約為49.22 MPa、992 L/min,最高卸荷流量可達1632 L/min,閥芯快速開啟時間小于3 ms,壓力穩(wěn)定時間為14 ms左右,可在5 ms內快速卸載液壓支架立柱回路所受的高壓大流量沖擊載荷,具有較高靈敏度,壓力超調量小于30%,滿足設計要求,與常規(guī)安全閥相比較,該安全閥具有更好的快速卸荷及抗沖擊性能。

5 結論

本文設計了一種新型液壓支架雙級安全閥,提出了快速動載沖擊試驗系統(tǒng)整體方案,搭建了AMESim-Simulink聯(lián)合仿真模型,研究了測試系統(tǒng)與安全閥的動態(tài)特性,并研制了快速動載沖擊試驗臺進行試驗驗證,主要得出以下結論:

(1)設計的雙級安全閥的二級差動閥額定壓力和流量分別約為49.2 MPa、992 L/min,卸荷流量最高可達1632 L/min,快速開啟時間小于3 ms,壓力穩(wěn)定時間在13～15 ms范圍內,卸荷時間小于5 ms,證明該安全閥具備快速卸載高壓、大流量的性能。

(2)提出的快速動載沖擊試驗系統(tǒng)方案正確,該試驗系統(tǒng)能夠為被測試件提供準確的動態(tài)加載,特別適用于液壓支架安全閥研發(fā)測試工作。

(3)建立了雙級安全閥快速動載沖擊試驗系統(tǒng)的AMESim-Simulink聯(lián)合仿真模型,研制了快速動載沖擊試驗臺對安全閥進行測試,仿真結果與試驗測試吻合度較高,證明了仿真分析和試驗臺測試的準確性與可行性。