高速徑向柱塞泵配流閥的動態(tài)特性與結(jié)構(gòu)優(yōu)化研究*

嚴(yán) 璐,廉自生*,李永康

(1.太原理工大學(xué) 機(jī)械與運(yùn)載工程學(xué)院,山西 太原 030024;2.煤礦綜采裝備山西省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,山西 太原 030024)

0 引 言

乳化液泵是煤礦綜采工作面為液壓支架輸送高壓液體的動力設(shè)備,廣泛采用配流閥實(shí)現(xiàn)乳化液進(jìn)出口的切換。其中,配流閥的精確控制是泵正常運(yùn)轉(zhuǎn)的關(guān)鍵。

隨著智能化綜采工作面的發(fā)展,高速乳化液泵通過變頻調(diào)速可以實(shí)現(xiàn)較寬的流量調(diào)節(jié)范圍,是實(shí)現(xiàn)泵站智能化的關(guān)鍵。現(xiàn)有乳化液泵站多由電機(jī)通過齒輪減速機(jī)構(gòu)傳動,結(jié)構(gòu)松散、轉(zhuǎn)動慣量大,不適用于轉(zhuǎn)速較高場合[1-3]。同時,現(xiàn)有三柱塞乳化液壓泵所采用的球形配流閥,閥芯質(zhì)量大、慣性大,亦不滿足高速配流要求。因此,為實(shí)現(xiàn)乳化液泵的高速化,急需研究在高速工況下配流閥的動態(tài)響應(yīng),解決系統(tǒng)高速化所導(dǎo)致的配流閥滯后、容積效率低下和閥芯沖擊等問題,為研制電機(jī)直驅(qū)的高速徑向柱塞泵奠定基礎(chǔ)。

西南交通大學(xué)的王國志教授[4]利用AMESim軟件對轉(zhuǎn)速為1 000 r/min、工作壓力為45 MPa、流量為5 L/min的高壓海水泵閥配流系統(tǒng)響應(yīng)特性進(jìn)行了研究,在此基礎(chǔ)上,對閥芯質(zhì)量、彈簧等結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行了優(yōu)化;西安科技大學(xué)的李海寧[5]提出了一種采用閥控實(shí)現(xiàn)變量的臥式徑向柱塞泵,其工作壓力為31.5 MPa,流量為160 L/min,轉(zhuǎn)速為561 r/min,分析了泵運(yùn)轉(zhuǎn)過程中的實(shí)測流量與理論流量的區(qū)別;安徽理工大學(xué)的朱楠楠[6]對礦用乳化液泵的吸排液閥進(jìn)行了流場分析與仿真研究,其工作壓力為31.5 MPa、流量為400 L/min、轉(zhuǎn)速為400 r/min,針對不同閥芯結(jié)構(gòu)進(jìn)行了流場仿真研究。

綜上所述,已有研究對配流閥的流量特性研究方法進(jìn)行了闡述,但針對應(yīng)用于高轉(zhuǎn)速(1 500 r/min)、大流量的液壓泵配流閥流量特性和高速化導(dǎo)致的滯后與閥芯沖擊力等問題的研究較少[7-10]。

本文采用理論計(jì)算與數(shù)值仿真相結(jié)合的方法,在分析徑向柱塞泵和配流閥工作原理的基礎(chǔ)上,建立配流閥閥芯動力學(xué)模型,基于經(jīng)典控制理論,對配流閥響應(yīng)時間進(jìn)行分析,研究其快速響應(yīng)性;探究球形與錐形兩種不同閥芯結(jié)構(gòu)的配流閥對系統(tǒng)流量特性的影響;進(jìn)一步,筆者采用AMESim仿真軟件,搭建閥配流式乳化液徑向柱塞泵系統(tǒng)模型,分析轉(zhuǎn)速與閥芯結(jié)構(gòu)對流量特性的影響,提出減小閥芯與閥座沖擊的有效措施,為應(yīng)用于徑向柱塞泵的高速配流閥設(shè)計(jì)與優(yōu)化提供依據(jù)。

1 徑向柱塞泵與配流閥物理模型

針對現(xiàn)有乳化液泵轉(zhuǎn)速受限問題,筆者設(shè)計(jì)了閥配流徑向柱塞式乳化液泵,其主要由高速配流閥、柱塞副、五星輪和曲軸等組成。

徑向柱塞式乳化液泵結(jié)構(gòu)圖如圖1所示。

圖1 徑向柱塞式乳化液泵結(jié)構(gòu)圖

其工作原理為:電機(jī)直接驅(qū)動曲軸轉(zhuǎn)動,進(jìn)而帶動五星輪作平面運(yùn)動,使柱塞沿柱塞腔作往復(fù)直線運(yùn)動。當(dāng)柱塞向下運(yùn)動時,柱塞腔內(nèi)壓力減小,吸液閥打開,開始進(jìn)液;當(dāng)柱塞向上運(yùn)動時,壓縮柱塞腔內(nèi)液體,腔內(nèi)壓力增大,吸液閥關(guān)閉,排液閥開啟,向外輸出高壓液體。該徑向柱塞泵共有5個柱塞腔,每腔由一個吸液閥和排液閥進(jìn)行配流。

為實(shí)現(xiàn)乳化液泵的高速化,需要高頻響應(yīng)的配流閥與之配合,當(dāng)泵采用電機(jī)直驅(qū),轉(zhuǎn)速為1 500 r/min時,配流閥需在1 min內(nèi)動作1 500次,即響應(yīng)頻率為25 Hz。為此,基于閥芯的力平衡條件,綜合考慮彈簧剛度、彈簧預(yù)緊力,筆者設(shè)計(jì)了兩種不同閥芯結(jié)構(gòu)的配流閥。

不同閥芯結(jié)構(gòu)動力學(xué)模型如圖2所示。

圖2 不同閥芯結(jié)構(gòu)動力學(xué)模型

當(dāng)閥入口處壓強(qiáng)大于柱塞腔壓強(qiáng)時,閥芯在液壓力的作用下開啟;當(dāng)入口處壓強(qiáng)小于等于柱塞腔壓強(qiáng)時,閥芯在彈簧的作用下關(guān)閉。其中,錐閥自身的桿狀結(jié)構(gòu)有導(dǎo)向功能,閥蓋的阻尼孔可減緩閥芯對閥座的沖擊,球閥結(jié)構(gòu)自身無法導(dǎo)向,需要設(shè)計(jì)導(dǎo)向套來導(dǎo)向。

鑒于配流閥高速化所導(dǎo)致的沖擊明顯問題,筆者設(shè)計(jì)錐閥時,為減緩閥芯與閥座的撞擊,閥芯與閥蓋間留有可變?nèi)莘eVt,在閥芯開口最大時,Vt值達(dá)到最小,閥芯完全關(guān)閉時Vt值達(dá)到最大,且其通過阻尼孔與柱塞腔相通;在閥芯關(guān)閉過程中,柱塞腔的高壓乳化液通過阻尼孔流入容積Vt中,且流體壓強(qiáng)降低,從而促使閥芯關(guān)閉的液壓力減小。

因此,降低閥芯關(guān)閉時的運(yùn)動速度,進(jìn)而減小閥芯對閥座的沖擊力,可以提高閥座的使用壽命。

2 配流閥時間響應(yīng)分析

鑒于高速配流閥對快速性的要求,基于精典控制理論,筆者對配流閥時間響應(yīng)進(jìn)行分析。

首先需建立其動力學(xué)模型。為簡化計(jì)算,忽略管路對閥芯動態(tài)特性的影響,根據(jù)閥芯受力情況,可推導(dǎo)出閥芯沿徑向(x方向)的力平衡方程:

Fp1-Fp2-Ft-Fj-Ff-Fw-Fv=Fa

(1)

式中:Fp—液壓力,N;Ft—彈簧力,N;Fj—液壓卡緊力,N;Ff—摩擦力,N;Fw—液動力,N;Fv—液體粘性阻力,N;Fa—閥芯慣性力,N。

其中,Fp為:

Fp=AfΔP

(2)

式中:Af—閥口過流面積,m2;ΔP—閥口壓差,Pa。

Fw為:

Fw=ρqvcosα

(3)

式中:ρ—乳化液密度,kg/m3;q—通過閥的流量,m3/s;α—液體噴射角;v—液體流速,m/s。

Ft為:

Ft=kh

(4)

式中:k—彈簧剛度,N/m;h—閥芯位移,m。

Fa為:

Fa=ma

(5)

式中:m—閥芯質(zhì)量,g;a—閥芯運(yùn)動加速度,m/s2。

q為:

(6)

式中:A—柱塞截面積,m2;S—柱塞行程,m;n—柱塞每分鐘往復(fù)次數(shù);Zf—每個柱塞腔對應(yīng)吸液閥或排液閥的數(shù)目。

Fv為:

(7)

式中:D—閥芯與閥體孔的配合直徑,m;L—閥芯與閥體孔的接觸長度,m;μ—液體動力粘度;Δγ—閥芯與閥體孔的單邊配合間隙,m;vk—閥芯運(yùn)動速度,m/s。

由于閥芯有導(dǎo)向套,為簡化計(jì)算,液壓卡緊力Fj與摩擦力Ff忽略不計(jì)。根據(jù)力平衡方程,以柱塞位移x為系統(tǒng)輸入量,閥芯位移h為系統(tǒng)輸出量,可得系統(tǒng)的運(yùn)動微分方程:

(8)

以運(yùn)動微分方程為基礎(chǔ),基于經(jīng)典控制理論,將式(8)進(jìn)行拉式變化后,可得系統(tǒng)傳遞函數(shù):

(9)

根據(jù)傳遞函數(shù),對閥芯開啟過程的瞬態(tài)響應(yīng)進(jìn)行分析,可得上升時間為1.1 ms,峰值時間為1.9 ms,調(diào)整時間為5.8 ms,超調(diào)量為37%。

根據(jù)分析結(jié)果可知,配流閥具有較高的響應(yīng)頻率,滿足泵系統(tǒng)對配流閥頻率的要求。

3 配流閥動態(tài)特性分析

利用AMESim模型庫中的機(jī)械及液壓等模塊,筆者搭建了高速閥配流徑向柱塞泵模型。模型中采用電機(jī)帶動5個起始時間不同的凸輪轉(zhuǎn)動,來模擬實(shí)際柱塞泵5個柱塞腔的往復(fù)運(yùn)動,每個柱塞腔的運(yùn)動規(guī)律相同,且由2個單向閥分別控制吸液與排液。

基于上述方法,筆者搭建了泵系統(tǒng)模型。

其中,球閥和錐閥配流的徑向柱塞泵系統(tǒng)模型如圖3所示。

圖3 球閥與錐閥配流的徑向柱塞泵系統(tǒng)模型

根據(jù)高速泵的使用工況,仿真過程中的主要參數(shù)如下:泵主軸轉(zhuǎn)速為800 r/min～1 500 r/min,額定壓力為37.5 MPa,柱塞直徑為25.2 mm,柱塞行程為25.2 mm,工作介質(zhì)為乳化液。

根據(jù)閥芯動力學(xué)模型與力平衡方程,計(jì)算配流閥的主要參數(shù):吸排液閥閥座孔直徑為12 mm,閥芯質(zhì)量為34 g,彈簧剛度為1 000 N/m,預(yù)緊力為4 N。考慮進(jìn)液與排液閥的零件可以互換,所以吸排液閥的參數(shù)設(shè)置一致。筆者設(shè)置泵進(jìn)液口壓力為大氣壓強(qiáng),仿真運(yùn)行時間為0.2 s,采樣步長為0.001 s。

3.1 主軸轉(zhuǎn)速對系統(tǒng)流量特性的影響

在不同轉(zhuǎn)速條件下,泵的流量與閥芯位移曲線如圖4所示。

圖4 不同轉(zhuǎn)速條件下泵的流量與閥芯位移曲線

從圖4(a)中可以看出:泵的輸出流量隨著時間呈周期性變化,且隨主軸轉(zhuǎn)速不同而明顯變化。系統(tǒng)流量在閥芯即將關(guān)閉時,存在明顯回流。隨著泵轉(zhuǎn)速的提高,配流閥的回流與滯后效應(yīng)明顯加劇,回流量在不斷增大,這將導(dǎo)致泵的容積效率明顯降低。

從圖4(b)中可以看出:泵的轉(zhuǎn)速越高,閥芯啟閉時間越短,即閥芯運(yùn)動速度越快,閥芯對閥座的沖擊性也越強(qiáng);當(dāng)泵轉(zhuǎn)速為1 500 r/min時,閥芯開啟時間為3 ms,比經(jīng)典控制理論分析中的峰值時間td多1.1 ms。這種誤差的產(chǎn)生原因是因?yàn)槔碚摲治鲋械拈y芯運(yùn)動阻力Fv、液動力Fw及液體粘性阻力FV均是根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算,忽略了實(shí)際流場變化對閥芯運(yùn)動的影響,導(dǎo)致閥芯開啟時間的仿真結(jié)果與理論分析存在差距。

3.2 不同閥芯結(jié)構(gòu)對系統(tǒng)的影響

從兩種配流閥結(jié)構(gòu)圖中可以看出,閥芯結(jié)構(gòu)不同,與之匹配的閥體、閥蓋等零件的結(jié)構(gòu)也不同。為研究不同閥芯結(jié)構(gòu)對系統(tǒng)動態(tài)特性的影響,筆者對采用相同質(zhì)量條件下的球閥與錐閥配流的泵系統(tǒng)進(jìn)行仿真對比。

錐閥與球閥的流量與閥芯位移曲線如圖5所示。

圖5 錐閥與球閥的流量與閥芯位移曲線

從圖5(a)中可以看出:當(dāng)配流閥處于吸液行程時，錐閥閥芯的吸液動作較快,回液量明顯小于球閥閥芯,且在最大開啟狀態(tài)下保持較長時間,凈流量大于球閥閥芯;當(dāng)處于排液行程時，球閥閥芯的流量沖擊較小,但閥芯關(guān)閉時,會出現(xiàn)明顯滯后,液體回流明顯,而錐閥幾乎沒有回流,可以保持較高的容積效率。

從圖5(b)閥芯與柱塞位移曲線中可以看出:在0.02 s時刻即柱塞運(yùn)動到極限位置時,閥芯需立即開啟,但兩種閥芯結(jié)構(gòu)均有滯后。球閥在0.024 s時刻開始運(yùn)動,而錐閥在0.022 s時刻就開始運(yùn)動,錐閥的快速響應(yīng)性要優(yōu)于同質(zhì)量的球閥。

3.3 阻尼孔參數(shù)對系統(tǒng)的影響

為提高配流閥的使用壽命,減小配流閥對閥座的高頻沖擊,筆者針對錐閥設(shè)置阻尼孔來改善閥芯對閥座的沖擊力,進(jìn)而提高閥座的使用壽命。

由于阻尼孔的存在,在閥芯開啟過程中,容積Vt中的乳化液不能及時流入柱塞腔,乳化液被壓縮導(dǎo)致壓強(qiáng)增大,從而阻礙閥芯的開啟,增加了閥芯的開啟時間,因此,需綜合考慮閥芯運(yùn)動速度與開啟時間,選擇最優(yōu)的阻尼孔參數(shù)。為此,筆者對不同阻尼孔直徑對系統(tǒng)動態(tài)特性的影響進(jìn)行分析,為配流閥設(shè)計(jì)提供依據(jù)。

不同阻尼孔徑對應(yīng)的閥芯運(yùn)動速度曲線如圖6所示。

圖6 不同阻尼孔徑的閥芯速度曲線

從圖6中可以看出:阻尼孔直徑對閥芯開啟時間幾乎沒有影響。這是因?yàn)樵陂y芯開啟過程中,柱塞腔的壓力在不斷降低,閥芯兩側(cè)的壓差在不斷增大,導(dǎo)致容積Vt中的壓強(qiáng)變化對閥芯開啟的影響基本可忽略。

此外,隨著阻尼孔徑的增加,閥芯關(guān)閉過程中的最大運(yùn)動速度不斷增大,而閥芯運(yùn)動速度從最大減為0的時間幾乎相同,因此,閥芯關(guān)閉時的加速度隨著阻尼孔徑的增加而增大,進(jìn)而導(dǎo)致閥芯對閥座的沖擊力也在不斷增大。

不同阻尼孔徑下的閥芯碰撞速度與閥座所受沖擊力如表1所示。

表1 不同阻尼孔徑的碰撞速度與沖擊力

從表1中可以看到:在錐閥閥芯底部增設(shè)阻尼孔可以明顯減緩閥芯對閥座的沖擊,且綜合閥芯運(yùn)動速度與加速度,阻尼孔徑的最優(yōu)值為1.5 mm。

4 結(jié)束語

基于力平衡方程,筆者設(shè)計(jì)了高速配流閥;并基于經(jīng)典控制理論,對其時間響應(yīng)進(jìn)行了驗(yàn)證。此外,利用AMESim軟件對閥配流徑向柱塞泵動態(tài)特性進(jìn)行了仿真,分析了不同閥芯結(jié)構(gòu)與阻尼孔徑對整體泵系統(tǒng)的影響,得到了如下結(jié)論:

(1)隨著泵轉(zhuǎn)速的提高,閥芯位移響應(yīng)明顯加快,系統(tǒng)存在明顯回流,使容積效率明顯下降;

(2)不同閥芯結(jié)構(gòu)對系統(tǒng)流量特性的影響主要體現(xiàn)在閥芯關(guān)閉行程,關(guān)閉不及時嚴(yán)重影響容積效率,采用錐閥配流的系統(tǒng)吸入性能優(yōu)于球閥,輸出壓力脈動和閥芯動作滯后明顯小于球閥,錐閥閥芯結(jié)構(gòu)更適合于高速閥配流系統(tǒng);

(3)在錐閥底部設(shè)置阻尼孔,明顯減緩閥芯對閥座的沖擊力的同時,對系統(tǒng)流量特性沒有影響,可以提高閥座的使用壽命,現(xiàn)有條件下,最優(yōu)阻尼孔徑為1.5 mm。