高壓大流量快開閥仿真及實驗研究

王 潔 張建卓 劉凌威

遼寧工程技術大學機械工程學院，阜新，123000

0 引言

為了滿足具有沖擊地壓傾向礦井的支護需求，具有剛柔耦合特性的緩沖吸能支護裝備的研發[1-6]成為研究熱點。防沖支護裝備的實驗研究需要有靜動復合加載功能的大噸位高速液壓動力加載設備，因此，我們研發了一臺2MN高速液壓沖擊加載試驗機。該試驗機需要一種額定壓力31.5 MPa、額定流量大于48 000 L/min的超大流量快開閥。

郭艷萍等[7]針對已有電液錘液壓系統供油量無法滿足大噸位電液錘流量要求的問題，設計了一種二通插裝閥液壓系統，該閥最大流量為480 L/min，解決了系統的流量瓶頸問題；ERIKSSON等[8]建立了一種二通插裝閥的數學模型，分析了閥結構對主閥穩定性等性能的影響，并通過實驗驗證了結論的正確性；侯波等[9]設計了一種掩護式支架的液壓系統，其中的插裝閥最大流量為4 500 L/min，該系統實現了乳化液的回收再利用，提高了支架的工作安全性；岑順峰等[10]設計出一種數字式變量泵，該泵利用插裝閥、高速開關閥等元件實現泵的閉環控制，控制性能良好；孔曉武等[11]針對壓鑄機射料系統控制精度的問題，進行了大流量比例插裝閥匹配性設計，優化了插裝閥的閥芯行程及控制活塞直徑；黃家海等[12]設計了一種兩級數字流量控制閥，該閥先導級為高速開關閥，主級采用流量-位移反饋的插裝閥，成功采用PWM直接控制數字閥流量。根據文獻可知，工程中需要大流量的液壓系統通常采用插裝閥結構，但是額定流量達到48 000 L/min的插裝閥目前國內外未見報道。為解決此技術難題，筆者提出一種高壓超大流量快開閥的新型結構，對其進行仿真分析與實驗研究。

1 閥體結構及原理

筆者設計的超大流量快開閥由主閥和控制油缸兩部分組成，快開閥結構如圖1所示。主閥通過改變主閥芯的位置，控制進油口D(連通高壓油)和出油口C(連通低壓油腔)的斷開或接通。主閥芯的閉合狀態和開啟狀態如圖1所示。控制油缸的作用是控制主閥的快速開啟和閉合。

(a)閉合狀態

(b)開啟狀態

(c)閥芯閉合放大圖(d)閥芯開啟瞬間放大圖1.控制油缸筒 2.螺母 3.活塞 4.前端蓋 5.主閥殼體6.密封裝置 7.固定套 8.彈簧 9.后端蓋 10.彈簧座11.圓柱銷 12.密封保護套 13.鎖緊螺母 14.主閥芯A、B、E.控制油口 C.出油口 D.進油口圖1 超大流量快開閥結構圖Fig.1 Structure diagram of large flow quickopening valve

要控制快開閥關閉，需使控制油從控制油缸B口進油，A口回油，控制油缸活塞3帶動主閥閥芯14向左運動；同時，控制油需由主閥E口進入主閥右腔，控制油作用在主閥芯14右端面的液壓力會加速推動主閥芯左移。當活塞3運動至控制油缸缸筒1左端極限位置時，密封裝置6和固定套7進入主閥殼體5內部的閥孔，該結構的放大圖為圖1c，此時，固定套7與主閥殼體5之間由密封裝置6密封，進油口D與出油口C斷開，快開閥關閉。

要控制快開閥打開，需使控制油從控制油缸A口進油，控制油缸B口、主閥E口回油，控制油缸的活塞3在控制油作用下帶動主閥芯14右移，當密封裝置6脫開主閥殼體5后，進油口D連通的高壓液體快速進入出油口C連通的油腔，實現快開閥的開啟放液。

快開閥打開瞬間，D口連通的高壓液體迅速進入出油口C，如果沒有特殊的保護措施，閥芯密封圈會被巨大的液壓力撕裂。為保證開啟瞬間密封裝置6不被破壞，快開閥增加密封保護套12。開啟動作初期，主閥芯帶動密封裝置6、固定套7右移，但密封保護套12在彈簧8彈力作用下緊貼主閥體內壁不動，快開閥仍然處于關閉狀態；隨著主閥芯的右移，固定套7和密封裝置6逐漸縮回至密封保護套12中，當固定套7和密封裝置6移動至圖1d所示狀態時，密封裝置6完全同主閥體5脫開，密封保護套12仍然未脫開閥體內壁，快開閥臨界開啟；隨著主閥芯14繼續右移，固定套7帶動密封保護套12和彈簧8一同右移，密封保護套12同固定套7、密封裝置6脫開閥體內壁，D腔和C腔連通，高壓油瞬間進入C口，此時密封裝置6已經完全退入保護套12，液壓力不再對其產生破壞作用。

由圖1a可知，快開閥有2個進油口(D口)和2個出油口(C口)，兩個D口沿軸線均對稱布置，兩個C口同D口錯開90°并沿軸線對稱布置，此結構令快開閥有較大的過流斷面，保證超大流量液體流過的同時有較好的閥壓降；調整出液口E的節流孔徑面積，能夠控制閥芯移動速度。

2 關鍵結構設計

根據工況要求確定快開閥的額定流量為48 000 L/min，最大流速11 m/s。快開閥有2個進液口和2個出液口，則單個閥口的平均通流量為24 000 L/min，平均速度為5.5 m/s。

根據快開閥的額定流量確定閥口直徑：

式中，d為快開閥進出油口直徑，mm；QV0為公稱流量，L/min；v0為油口液體流動速度，m/s。

為達到通流量要求，取快開閥進出油口直徑為125 mm。

根據快開閥的額定流量確定閥芯位移：

式中，qe為閥額定流量，L/min；qom為閥的最大空載流量，L/min；Cd為流量系數，取0.61；Avmax為閥最大開口面積，mm2；Δp為閥口壓差，MPa；ρ為液體密度，取850 kg/m3；W為面積梯度；xvmax為閥芯最大位移，mm；D為閥芯直徑，mm。

為達到流量要求，取閥芯最大位移為55 mm。

3 閥芯開啟理論分析

3.1 數學模型的建立

密封保護套在固定套縮回前，應始終緊貼閥體內壁。固定套和密封裝置縮回過程中，如果壓緊密封套的彈簧彈力被液動力抵消，則密封保護套會提前打開，進油口高壓油將瞬間撕裂密封裝置，導致快開閥失效。為避免該情況發生，需要根據閥芯開啟過程中的受力計算彈簧彈力。快開閥閥芯軸向力的平衡方程為

整理得

(1)

式中，F為閥芯推力，N；Fk為彈簧彈力，N；Ft為瞬態液動力，N；Fs為穩態液動力，N；Ff為閥芯所受阻力，N；m為閥芯質量，kg；xv為閥芯位移，m；p為控制油壓力，MPa；S1為活塞受力面積，m2；L為液流實際流程，m；K為彈簧系數，取4 445 N/m；xmax為彈簧最大壓縮量，m；Cv為速度系數，取0.98；θ為射流角，理想滑閥取69°；Δpf為液體流出斷面突然減小局部壓差損失，MPa；SL為閥芯底面面積，m2；ε為局部阻力系數；Af2為控制端E出口面積，m2；Af1為控制端進口面積，m2；p1控制油壓力，MPa；n為彈簧個數，n=6。

固定套縮回過程的受力可以看作是有局部壓降的活塞管道的受力，其模型如圖2所示。

圖2 密封保護套受力模型Fig.2 Mechanical model of sealing sleeve

對密封保護套進行軸向受力分析可得

整理得

(2)

式中，F1為密封保護套推力，N；m2為密封保護套質量，kg；Δp2為階梯孔斷面突然減小局部壓差損失，MPa；S2為壓力作用面積；S為圓環面積；Slh為階梯孔的面積，m2；A2為密封保護套出口面積，m2；A1為密封保護套進口面積，m2；d為密封保護套最小直徑，m；d2為階梯孔直徑，m。

3.2 保護套運動仿真

將式(1)、式(2)代入MATLAB Simulink進行仿真，設置閥芯位移為固定套到密封保護套的內部行程23 mm，運行0.01 s，得閥芯位移和密封保護套加速度仿真曲線，如圖3、圖4所示。

圖3 閥芯位移曲線Fig.3 Displacement curve of valve core

圖4 密封保護套加速度曲線Fig.4 Acceleration curve of sealing sleeve

由圖3可知，按照初始設計結構，固定套縮回時間為4.8 ms，而圖4中密封保護套加速度為零對應的時間為4 ms，即4 ms時，固定套未全部縮回至保護套中，此時閥芯打開會破壞密封裝置。初始結構設計不合理，應改進。

3.3 密封保護套結構優化

為優化設計，減小液動力對密封保護套開啟時間的影響，可以在密封保護套四周開腰形槽。保護套設計參數如下：厚度40 mm，槽寬度19 mm，閥芯材料密度7 800 kg/m3。為研究不同開槽面積對固定套運動的影響，分別對圓心角度為5°、15°、25°、35°、45°的腰形槽進行仿真研究。開槽后對應的參數計算如下：

整理得

(3)

式中，S0為開腰形槽面積，m2；α為單個腰形槽角度，(°)；n2為開槽個數，n2=6；ρ2為閥芯密度，kg/m3；δ為密封保護套厚度，m；ml為開槽前閥芯質量，kg；mr為腰形槽部分的質量，kg；m3為開槽后密封保護套質量，kg；Δpl為開槽兩端斷面突然減小局部壓力損失，MPa；F2為開槽后密封保護套推力，N。

將式(1)、式(3)代入MATLAB Simulink，研究不同參數變化對開啟過程的影響。仿真結果顯示，密封保護套開腰形槽對閥芯位移時間無明顯影響，結果仍為4.8 ms；但是開槽對密封保護套的加速度有顯著影響，仿真結果如圖5所示。

圖5 開不同槽口后密封保護套加速度曲線Fig.5 Acceleration curves of sealing sleeve with different rabbet

由圖5可得，隨著腰形槽面積增大，密封保護套加速度為零所對應的時間有所延長。當密封保護套開6個45°腰形槽時，加速度為零對應的時間為5.8 ms，即在5.8 ms時密封保護套開始移動，此時密封裝置和固定套已經全部縮回至密封保護套內。最終根據仿真結果確定密封保護套結構如圖6所示。

(a)二維模型 (b)三維模型圖6 密封保護套結構Fig.6 Structure of sealing sleeve

4 動態響應分析

4.1 系統原理

為了驗證快開閥性能，需進行實驗研究。實驗系統原理如圖7所示。快開閥D腔連接蓄能器組3，C腔接沖擊缸2。實驗時首先打開控制油泵10，電磁閥13左位接通，快開閥B、E口進油，A口回油，控制油控制主閥關閉。開啟主油泵9向蓄能器組3供液。供液壓力由比例溢流閥6控制，蓄能器組3到達設定壓力值時，關閉主油泵9，蓄能過程結束。此時，蓄能器組3中的高壓液體與快開閥D腔相通，D腔與C腔處于斷開狀態。

1.回油箱 2.沖擊缸 3.蓄能器 4.單向閥 5.兩位兩通電磁閥 6.比例溢流閥 7.主電機 8.濾油器 9.主油泵 10.控制油泵 11.比例溢流閥 12.蓄能器 13.三位四通電磁換向閥 14.可調節流孔 15.閥體 16.節流閥圖7 實驗系統工作原理示意圖Fig.7 Work functional picture of experiment system

沖擊階段，電磁換向閥13右位打開，快開閥A口進油，B、E口回油，在控制油作用下，閥芯迅速打開。隨著閥芯開度的增大，大流量液壓油從D進油口流入閥體，同時，由出油口C高速進入沖擊缸2右腔，沖擊缸左腔回油，驅動沖擊桿迅速向左伸出，完成快速沖擊過程。

4.2 AMESim建模分析

采用AMESim中的HCD庫搭建快開閥加載沖擊系統物理模型,如圖8所示。

圖8 加載沖擊系統AMESim模型Fig.8 AMESim model of load impact system

控制油路蓄能器預設初始壓力為5 MPa，容積為40 L，預先對控制油路蓄能器進行充液，控制泵的公稱排量為20 mL/r，控制泵電機的額定轉速為1 450 r/min。經計算，當蓄能器充液壓力為15 MPa時，加載時間為52 s。

主油路蓄能器預設初始壓力為5 MPa，12個蓄能器均為40 L，主泵公稱排量為250 mL/r，主電機的額定轉速為1 450 r/min，蓄能器組設置的加載壓力為15 MPa。經計算，為達到需要的壓差，主油泵電機需運行60 s，控制泵電機需運行55 s，設置仿真時長為60.03 s，步長為0.001 s。

沖擊缸采用雙出桿對稱結構，活塞直徑為400 mm，活塞桿直徑為240 mm，沖擊行程為350 mm。

(a)沖擊桿位移曲線

(b)沖擊桿速度曲線

根據設計參數對AMESim模型進行設置，得到沖擊桿空載時的沖擊過程動態響應曲線如圖9所示。由圖9可知，沖擊過程分為4個階段：前5 ms為密封保護套運動時間，快開閥封閉，沖擊桿沒有位移；5～10 ms為閥芯打開階段，快開閥有少量液體泄漏，沖擊桿產生少量沖擊位移；10～27 ms為閥芯全開階段，大流量液體通過快開閥，沖擊桿迅速伸出；27～34 ms為沖擊末端緩沖階段，快開閥流過液體減少，沖擊桿逐漸停止。仿真結果顯示，從閥芯打開到沖擊完畢所用時間約為29 ms，沖擊瞬間發生。若將沖擊桿的沖擊過程看作勻速運動，圖示勻速運動的速度約為12 m/s，則推出快開閥閥芯通流量為57 905 L/min。

(c)閥芯通流量曲線圖9 沖擊過程動態響應曲線Fig.9 Dynamic response curve of impact

5 實驗研究

圖10所示為研制的2 MN沖擊試驗機樣機，圖11為超大流量快開閥的局部放大圖。

圖10 2 MN沖擊試驗樣機Fig.10 Prototype of 2 MN impact test

圖11 超大流量快開閥Fig.11 Large flow quick opening valve

(a)沖擊桿位移曲線

(b)沖擊桿速度曲線圖12 實測沖擊桿響應曲線Fig.12 Experimental response curves of impact rod

沖擊試驗臺加載蓄能器組的壓力為15 MPa。測控系統選用研華1710HG數據采集卡采集沖擊桿位移信號，高速沖擊采樣頻率5 kHz，沖擊缸內有50 mm緩沖區。參考仿真分析工況，在沖擊缸空載情況進行實驗，測得沖擊桿動態響應曲線如圖12所示。由圖12可知，實際保護套密封時間為3 ms，閥芯在打開過程中，進液口流動液體對閥芯產生推力促使閥芯加速打開，所以實測閥芯開啟所用時間為4 ms，末端緩沖時間為5 ms，整個沖擊過程時間為35 ms。沖擊缸活塞直徑為400 mm，活塞桿直徑為240 mm，沖擊桿行程為350 mm，沖擊桿沖擊平均速度為10 m/s。沖擊桿為雙出桿結構，由流量公式Q=Sv=π(D2-d2)v/4得沖擊過程中沖擊缸實際流量為48 254 L/min，該實際流量即為快開閥閥芯瞬時流量。該值小于AMESim動態仿真時的57 905 L/min，考慮實際閥體內液體摩擦阻尼等因素存在，此結構滿足流量使用要求。

6 結論

(1)提出一種高壓超大流量快開閥的新型結構，該快開閥具有高壓大流量快速開啟功能，解決了大噸位、高速高壓沖擊試驗機研究過程中的技術難題。

(2)為減小液動力對閥芯開啟過程的影響，設計了由固定套、密封保護套、彈簧組成的密封裝置，該裝置可在閥芯打開過程中有效避免高壓液體對密封圈的破壞，保證閥芯正常工作。

(3)對高壓超大流量快開閥進行了實驗研究，由所測數據可知，壓差為15 MPa時，實測瞬時流量達到48 254 L/min，沖擊桿沖擊速度為10 m/s，滿足使用要求。

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