液壓支架立柱液壓系統閥芯卡滯診斷

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(山東科技大學 機械電子工程學院，山東 青島 266590)

作為采煤工作面機械化支護設備，液壓支架的動態特性將影響煤礦的生產效率和生產安全[1]。由于液壓支架長期處于井下的惡劣環境中工作，并且支架的液壓系統較為復雜，支架的故障診斷極其困難[2]。據統計，液壓支架故障中有80%以上是由液壓系統故障引起的，而液壓閥作為支架液壓系統的關鍵元件，其可靠性嚴重影響支架工作穩定性，研究液壓閥的工作性能對提高支架整體可靠性具有重要意義[3]。

立柱在液壓支架中承擔著調節高度與承載重量的重要角色，當支架在煤礦井下使用時，頂梁將圍巖的巨大壓力傳遞給立柱[4]，使得立柱長期處于高壓狀態，故其性能參數決定支架的正常工作。李首濱[5]對國產液壓支架電液控制系統技術現狀進行了深度剖析，強調了電液控制系統將成為液壓支架控制方式的發展潮流；于忠誠等[8]對電液比例閥用控制器的研究，解析電磁閥內部特征及其控制方式的獨特性；朱成實等[7]利用AMESim仿真軟件研究電液換向閥動態特性，提供了一種利用軟件研究電液換向閥的新思路；王如等[8]利用AMESim仿真軟件，通過設置不同參數對立柱控制回路的油缸內泄露大、液壓鎖內泄和安全閥卡滯仿真，得到了支架故障前后的油缸位移和壓力曲線，通過曲線對比判斷液壓系統故障原因，經驗證仿真結果準確可靠，為研究液壓支架立柱液壓系統閥芯卡滯問題提供了一種研究方法。

傳統液壓系統故障檢測方法主要是經驗檢測法，即維修人員憑借自己多年的生產實踐能力診斷出故障所在位置，此方法對維修人員有較高的實踐能力要求，這使得傳統檢驗方法存在一定的缺陷。本研究在已有換向閥研究的基礎上，搭建適用于本支架的電液換向閥仿真模型，并通過改變電磁先導閥和液控換向主閥閥芯位置上下限，得到不同液壓閥故障前后立柱位移、速度、無桿腔流量、無桿腔壓力曲線，通過對比分析鎖定故障液壓閥。與傳統檢測方式相比，仿真模擬實驗結果可靠度高，對維修人員的實踐經驗沒有那么嚴苛的要求，同時可大大縮短故障檢測時間，防止危害事故繼續蔓延，提高煤礦生產安全。

1 立柱回路仿真模型的建立及液壓系統參數求解

本研究以ZF5600/16.5/26液壓支架為研究對象[9]，對其立柱液壓控制回路進行仿真研究。支架升柱過程中，起主要影響作用的液壓閥為電磁先導閥和液控換向閥[10]，以不同閥芯開啟度大小對支架升柱過程中的影響來反映閥芯卡滯問題。首先通過AMESim仿真軟件對立柱液壓系統進行建模，考慮到液壓系統中電磁先導閥和液控換向閥的開啟程度對立柱的影響，因此在仿真建模時采用液壓元件設計液壓閥模型，以更加精確的研究閥芯開啟度對立柱動作的影響，建立立柱控制回路如圖1所示[11]。

圖1 立柱控制回路仿真模型Fig.1 Simulation model of column control loop

在忽略管路沿程阻力損失和通流截面積變化造成壓力損失的影響下，計算單個立柱的初撐力Fc和工作阻力Fa為：

(1)

(2)

實際生產中為保證安全，一般情況下立柱實際的承載壓力要小于設計的壓力，故仿真中設定立柱初撐力為1 300 kN，工作阻力為2 000 kN。

根據圖1立柱控制回路仿真模型可知，電磁先導閥的作用是控制液控換向閥閥芯位置[12]，故其液阻力只影響液控換向閥的開啟度，建立立柱控制回路中的狀態方程為：

(3)

(4)

(5)

立柱控制回路中，因不同液壓閥之間、液壓閥與立柱之間的管路較短，忽略管中液流的慣性[13]，故將液阻與液壓閥口液阻合并，將液容與立柱兩腔的液容合并。

圖2 電液換向閥1—主閥芯；2—主閥體；3、7—彈簧；4、5—閥堵；6—電磁鐵；8—電磁閥閥座；9—電磁閥閥芯Fig.2 Electro-hydraulic directional control valve

雙立柱控制回路是對稱單立柱控制回路的組合。在支架升降過程中由于頂梁的作用，不僅能使同一換向閥控制下的立柱基本同步，而且可以使不同換向閥(必須同時開閉)控制下的立柱基本同步[14]。故立柱的升降動態過程可按單柱動態過程分析，只是將泵站輸送出來的流量按立柱數目平均，同樣流向支路回液管路的流量應是單柱回液流量與立柱數目的乘積。

由式(3)～(5)可知，液控換向閥的液阻將對升柱過程產生阻礙作用，其阻礙作用主要體現在支架運動過程中壓力和流量的變化[15]，在液壓閥選型確定的基礎上，換向閥的液阻將主要受閥芯開啟度的影響。

電液換向閥的工作原理是電磁先導閥在電磁信號的作用下，克服先導閥左側復位彈簧的彈力和摩擦力而推動閥桿向左移動，使得換向主閥進液口與閥桿腔相連，同時活塞關閉回液腔節流口，使得P口與A口導通。從液流方向上看，共有4個口，分別是P、T、A、O，其中O口為與先導閥相連接的控制口，電磁先導閥未通電前，O口控制的液流無法進入換向主閥，P口在閥桿右移前為封閉狀態，此時A口與T口導通；電磁先導閥通電后先導閥閥桿左移，O口控制的液流推動主閥桿右移，此時T口處于封閉狀態，A口通過閥桿、錐頭活塞與周向節流口閥體導向P口導通。

對于圖2電液換向閥來說，常態時A、T口相通，在外力的驅動下P、A口相通，當滑閥閥芯開口量x變化時，通過滑閥的流量將跟隨變化，從而使閥腔內的液流動量發生變化[16]。動量的變化會對閥芯產生一個反作用力，即瞬態液動力Fk，其大小為：

Fk=ρρ (6)

表2 液控換向閥仿真參數Tab. 2 Simulation parameters of hydraulic control reversing valve

忽略閥腔內高壓油液的泄漏量和壓縮量，則閥內流量處處相等，由節流公式可知流量滿足：

(7)

將式(7)代入式(6)可得：

(8)

其中：ρ為液壓油的密度，L為閥腔內液壓長度，Cd為流量系數，w為面積梯度，PS為供液壓力，PL為負載壓力，t為時間。由公式(6)可知，瞬態液動力與液壓油的加速度方向相反，故可根據液壓油加速度方向來判斷瞬態液動力方向。

根據懦可夫斯基水擊理論，取換向閥內ΔS厚的液體為研究對象，在ΔP作用下，液體密度由ρ變為ρ+Δρ，則此時瞬態液動力為

(9)

由式(9)可知，由于油液的壓縮性很小，則Δρ→0，使得Fs→∞，顯然壓力變化對瞬態液動力影響很大，這也是公式(8)不能忽略的原因。

2 閥芯開啟度對立柱液壓系統影響的仿真分析

以液壓支架立柱液壓系統為研究對象，分析立柱在升架、初撐、增阻過程中的動態特性[17]。根據式(1)和式(2)，負載分以下五個階段：①空載上升過程，負載1×105N，時間0～1.5 s；②支撐承載階段，負載1×105～1.3×106N，時間1.5～2.0 s；③初撐穩定階段，負載恒定為1.3×106N，時間2.0～2.5 s；④增阻過程，負載1.3×106～2.0×106N，時間2.5～3.0 s；⑤恒阻穩定階段，負載恒定為2.0×106N，時間3.0～3.5 s[18]。電磁先導閥組成元件的參數設置如表1所示，液控換向閥組成元件的參數設置如表2所示。

ZF5 600/16.5/26液壓支架屬于單伸縮，立柱缸徑為230 mm，桿徑為210 mm，行程為0.15 m，活塞桿質量為500 kg；設定恒壓源提供壓力31.5 MPa，恒流源流量為180 L/min，立柱安全閥設定壓力為50 MPa，泵站到支架的主進液管通徑為50 mm，主回液通徑為65 mm，泵站到支架的主進、回液管長度為200 m。設定仿真起始時間為0 s，結束時間為3.5 s，仿真步長為0.001 s，仿真允許誤差10-5，采用標準解算器混合誤差進行仿真[18]。

由流體力學中壓力損失可知，閥芯位移上下限的改變將增大局部壓力損失，其壓力損失方式可視為斷面突然縮小引起的壓力變化，損失值hj滿足

(10)

其中：ξ為局部損失系數，A1為最小開口面積，A2為液壓閥設計開口面積，v1為油液通過最小開口面積的速度。閥芯卡滯使得油液通過的面積減小，由式(10)可知，不考慮液壓油泄露、壓縮的前提下，通過液壓閥的流速將增大，同時局部損失系數也會增大，故使得局部壓力損失增大。

對于控制進液的電磁先導閥，其正常工作時閥芯位移上下限為0.001 m～0，本次設定卡滯時閥芯位移上下限分別為0.000 5 m～0和0.000 1 m～0，由于閥芯位置的變化受外部電磁的控制[19]，設定電磁信號變化如圖3所示，可得到電磁換向閥閥芯位移如圖4所示。

圖3 外部電磁控制信號Fig.3 External electromagnetic control signal

圖4 進液電磁先導閥閥芯位移曲線Fig.4 Displacement curve of valve core for electromagnetic pilot valve

圖5 液控換向閥閥芯位移曲線Fig.5 Displacement curve of spool valve of hydraulic control valve

根據電磁先導閥閥芯位移的不同，仿真得到液控換向閥閥芯位移如圖5所示。

由圖5可知，電磁先導閥閥芯位移上下限分別為0.000 5 m～0和0.000 1 m～0時，液控換向閥閥芯位移重合，而閥芯位移上下限為0.000 1 m～0時，液控換向閥閥芯位移時間有明顯的延遲，時間約為0.2 s，這表明閥芯開啟度在0.000 5 m時產生的液阻并不足以影響電磁先導閥對液控換向閥的控制，即進液壓力大于液阻與液控換向閥中彈簧壓力之和，而在閥芯開啟度為0.000 1 m時則產生了較明顯的影響，該影響主要體現在時間的延遲上。

液壓支架的動態特性圖如圖6～8所示。

電磁先導閥閥芯開啟度的變化反映到支架升柱過程中，主要對位移和速度有較明顯影響，而對立柱無桿腔內的壓力和流量幾乎沒有明顯波動。由圖6可得，閥芯開啟度在0.000 5和0.000 1 m時位移重合，最大位置略低于閥芯開啟度在0.001 m的時候，圖8說明速度在2.0 s以后波動明顯，也就是立柱初撐階段完成，開始進入初撐穩定階段的時候，此時電磁先導閥閥芯即將復位結束，閥口開啟度不斷減小直至為零。

對于控制進液的電液換向閥，其正常工作時閥芯位移上下限為0～-0.006 m，本次設定卡滯時閥芯位移上下限分別為0～-0.004 m和0～-0.002 m，如圖10所示；電磁換向閥的閥芯位移上下限設為正常值0.001 m～0，其他外部條件均不變[20]。

圖6 立柱位移曲線Fig.6 Column displacement curve

圖7 無桿腔壓力曲線Fig.7 Rodless cavity pressure curve

圖8 立柱速度曲線Fig.8 Column velocity curve

圖9 無桿腔流量曲線Fig.9 Rodless cavity flow curve

圖10 電液換向閥閥芯位移曲線Fig.10 Displacement curve of spool valve of electro-hydraulic reversing valve

在圖10電液換向閥閥芯開啟度不同的情況下，仿真得到立柱升柱時的動態特性曲線如圖11～14所示。

由圖11和圖14可知，液控換向閥閥芯開啟度的減小使得位移和流量出現類似成比例的減小；當閥芯開啟度在0.002 m時，結合圖12可知，立柱活塞桿只在原位置出現上下振動，活塞桿并沒有伸出去支撐頂板，即出現支架壓死現象；當閥芯開啟度為0.004 m時，支架在沒有達到支撐高度時便進入了初撐階段，即頂板來壓時間提前于支架完成升架的時間，將導致頂板下沉嚴重，出現冒頂事故。

由圖12～13可知，閥芯開啟度越小，將使得速度和壓力波動越明顯。支架在升柱階段，即仿真前2 s時，閥芯開啟度對無桿腔壓力影響較小，速度波動略有變化，而在2.0 s以后，即立柱進入初撐階段以后，由于外力的存在，尤其開啟度為0.002 m時，速度和壓力曲線均波動非常劇烈，立柱活塞桿將隨之震蕩劇烈，影響支架整體穩定性。

3 結論

通過分析不同液壓閥閥芯開啟度對立柱液壓系統的影響，得到以下結論：

1) 由立柱控制回路狀態方程可知，影響立柱壓力、流量的變化因素有液控換向閥液阻、液控單向閥液阻、立柱閥芯質量、立柱兩腔的液容以及頂板作用力。

2) 電磁先導閥閥芯開度對立柱液壓系統的影響是間接通過控制液控換向閥的開啟來實現的。當電磁先導閥閥芯開啟度過小，使得液控先導閥閥芯開啟時間晚于正常工作狀況，此時對立柱的影響主要反映在速度的變化上。

圖11 立柱位移曲線Fig.11 Column displacement curve

圖12 立柱速度曲線Fig.12 Column velocity curve

圖13 無桿腔壓力曲線Fig.13 Rodless cavity pressure curve

圖14 無桿腔流量曲線Fig.14 Rodless cavity flow curve

3) 液控換向閥閥芯開啟度對立柱液壓系統的影響是直接性的，由于閥芯開啟減小，使得液阻變大，導致支架仿真曲線都變化劇烈。當閥芯開啟度為0.002 m時，在實際工況下，將會出現頂板垮落事故，危害極大，必須極力避免此類危害的發生。

通過AMESim仿真軟件建立ZF5600/16.5/26液壓支架立柱液壓系統，通過對立柱控制回路的電磁先導閥、液控換向閥閥芯卡滯故障進行仿真研究，得到立柱故障前后的位移、速度、壓力、流量曲線，通過曲線對比可快速鎖定立柱液壓系統故障閥，為準確有效排除故障提供依據。