液壓支架雙級(jí)安全閥設(shè)計(jì)及其快速動(dòng)載沖擊試驗(yàn)研究

周?chē)?guó)強(qiáng) 王 慧,2 宋宇寧 趙國(guó)超,2

1.遼寧工程技術(shù)大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院,阜新,1230002.遼寧省大型工礦裝備重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,阜新,1230003.營(yíng)口理工學(xué)院機(jī)械與動(dòng)力工程系,營(yíng)口,115000

0 引言

液壓支架對(duì)工作面綜采設(shè)備及作業(yè)人員提供安全庇護(hù)和作業(yè)空間,是我國(guó)煤炭綜采工作面的主要支撐設(shè)備[1-4]。安全閥是保證液壓支架實(shí)現(xiàn)支撐頂板功能的關(guān)鍵液壓元件,當(dāng)頂板受到損壞時(shí),液壓支架將受到高沖擊載荷,立柱回路的安全閥可用來(lái)調(diào)節(jié)壓力[5-7]。隨著采高的增大,為了保證開(kāi)采安全,人們對(duì)液壓支架的要求也越來(lái)越高[8-9]。

目前已有學(xué)者針對(duì)不同結(jié)構(gòu)閥門(mén)展開(kāi)相關(guān)研究。王潔等[10]設(shè)計(jì)了一種新型結(jié)構(gòu)的高壓超大流量快開(kāi)閥,解決了大噸位高速液壓沖擊試驗(yàn)機(jī)需要的超大流量快開(kāi)閥的問(wèn)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(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)沖擊特性的影響。BARBARYAN等[12]設(shè)計(jì)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(fù)合驅(qū)動(dòng)策略,優(yōu)化了高速開(kāi)關(guān)閥的啟閉初始電流,確保了高速開(kāi)關(guān)閥的快響應(yīng)切換和低功耗驅(qū)動(dòng)。ZONG等[14]設(shè)計(jì)并搭建了壓力容器-管道-安全閥(PVPSV)組合的動(dòng)態(tài)測(cè)試平臺(tái),結(jié)果表明安全閥的設(shè)定壓力和彈簧剛度對(duì)PVPSV動(dòng)力學(xué)有顯著影響。張嘉鷺等[15]設(shè)計(jì)了以蓄能器組為輔助動(dòng)力源的液壓支架大流量安全閥沖擊特性試驗(yàn)系統(tǒng),研究了關(guān)鍵參數(shù)對(duì)壓力和流量的影響規(guī)律。穆洪遠(yuǎn)等[16]建立了液壓控制單元和高速開(kāi)關(guān)閥的動(dòng)力學(xué)模型及聯(lián)合仿真模型,分析了結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)開(kāi)關(guān)閥線性特性的影響。姚靜等[17]以DN130位移隨動(dòng)式超高壓大流量二通比例插裝閥為對(duì)象,設(shè)計(jì)了高壓大流量試驗(yàn)臺(tái)和超高壓試驗(yàn)臺(tái)。張晉等[18]對(duì)不同閥口開(kāi)度和流量下的雙閥芯電液比例多路閥流場(chǎng)進(jìn)行了計(jì)算流體力學(xué)(CFD)仿真和PIV(particle image velocimetry)可視化試驗(yàn)研究。張建卓等[19]研制了一種可實(shí)現(xiàn)大噸位快速靜-動(dòng)復(fù)合加載的動(dòng)力沖擊試驗(yàn)機(jī),并設(shè)計(jì)了加載試驗(yàn)機(jī)的結(jié)構(gòu)組成、工作原理及液壓加載系統(tǒng)。上述學(xué)者為安全閥的設(shè)計(jì)、性能研究、性能測(cè)試以及沖擊試驗(yàn)系統(tǒng)組成和試驗(yàn)臺(tái)搭建提供了豐富內(nèi)容和方法。

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

1 雙級(jí)安全閥關(guān)鍵結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

設(shè)計(jì)的一級(jí)直動(dòng)閥額定流量和壓力分別為50 L/min和45 MPa,二級(jí)差動(dòng)閥額定流量和壓力分別為1000 L/min和50 MPa。

1.1 安全閥結(jié)構(gòu)和工作原理

雙級(jí)安全閥結(jié)構(gòu)示意如圖1a所示,在不影響設(shè)計(jì)準(zhǔn)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(zhì)攜帶的能量可通過(guò)較大面積進(jìn)行擴(kuò)散,出液口面積應(yīng)略大于進(jìn)液口面積,雙級(jí)安全閥實(shí)物樣件如圖1b所示。

根據(jù)液壓支架支護(hù)進(jìn)程,雙級(jí)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(dòng)作用會(huì)產(chǎn)生小范圍的壓力波動(dòng),工作介質(zhì)通過(guò)端口A作用于壓差區(qū)域B,當(dāng)液壓支架立柱回路系統(tǒng)內(nèi)壓力升高至一級(jí)直動(dòng)閥開(kāi)啟壓力時(shí),一級(jí)直動(dòng)閥工作使工作介質(zhì)經(jīng)出口1流出。當(dāng)液壓支架頂梁受到突發(fā)高速?zèng)_擊時(shí),立柱回路系統(tǒng)中的壓力快速增大,此時(shí)必須迅速排出大量高壓的工作介質(zhì),而一級(jí)直動(dòng)閥無(wú)法實(shí)現(xiàn)大流量卸荷,此時(shí)二級(jí)差動(dòng)閥開(kāi)啟,工作介質(zhì)經(jīng)出口2排出,實(shí)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(yù)緊力作用下回彈,直至立柱回路系統(tǒng)壓力降低至開(kāi)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(jí)直動(dòng)閥設(shè)計(jì)

設(shè)計(jì)的一級(jí)直動(dòng)閥結(jié)構(gòu)如圖2所示,其中進(jìn)液口直徑d0滿足:

(1)

式中,qV1為一級(jí)直動(dòng)閥額定流量;v為閥前腔工作介質(zhì)流速,根據(jù)實(shí)際工況閥口流速為24 m/s。

為達(dá)到流量要求,取進(jìn)液口直徑d0=7 mm。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)取閥體壁厚為3 mm,即閥芯直徑D1=13 mm。一級(jí)直動(dòng)閥芯出液口設(shè)計(jì)為4個(gè)均布的徑向圓柱孔,根據(jù)經(jīng)驗(yàn),出液口直徑d1取0.8～2 mm,此處取d1=2 mm。當(dāng)閥座閥口處為直角時(shí),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(shí)閥芯開(kāi)口量[21]x0為

(2)

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

根據(jù)彈簧預(yù)壓縮量經(jīng)驗(yàn)公式x1=(1～5)x0取得的x1值會(huì)導(dǎo)致彈簧剛度太大,不滿足設(shè)計(jì)要求,故此處x1取25 mm。彈簧剛度K1滿足:

(3)

式中,pk1為一級(jí)直動(dòng)閥開(kāi)啟壓力,pk1=40.5 MPa。

計(jì)算取整得K1=62345 N/m。

1.3 二級(jí)差動(dòng)閥設(shè)計(jì)

設(shè)計(jì)的二級(jí)差動(dòng)閥結(jié)構(gòu)示意圖見(jiàn)圖3。其中進(jìn)液口直徑d2滿足:

圖3 二級(jí)差動(dòng)閥結(jié)構(gòu)示意圖Fig.3 Second-stage differential valve structure sketch

(4)

式中,qV2為二級(jí)差動(dòng)閥額定流量。

為達(dá)到流量要求,取進(jìn)液口直徑d2=30 mm。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)差動(dòng)閥芯的直徑D2=1.5d2=45 mm。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)出液口直徑d3=2 mm。額定流量卸荷時(shí)閥芯開(kāi)口量為

(5)

式中,p2m為二級(jí)卸荷壓力允許值,取50 MPa;α2為閥芯處半錐角,當(dāng)結(jié)構(gòu)使用錐形密封面時(shí),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(yù)壓縮量經(jīng)驗(yàn)公式得到彈簧預(yù)壓縮量x3=5x2=20 mm。彈簧剛度K2滿足:

(6)

式中,pk2為二級(jí)差動(dòng)閥開(kāi)啟壓力,pk2=45 MPa。

計(jì)算取整得K2=176 715 N/m。

1.4 閥套的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

閥套出液口設(shè)計(jì)為6個(gè)均布的直徑為8 mm的45°夾角徑向圓柱孔,可以使二級(jí)差動(dòng)閥芯在系統(tǒng)受到高沖擊載荷時(shí)能夠快速將大量高壓工作介質(zhì)排出。

2 快速動(dòng)載沖擊試驗(yàn)系統(tǒng)設(shè)計(jì)

2.1 系統(tǒng)原理設(shè)計(jì)

雙級(jí)安全閥的設(shè)計(jì)初衷是為了使液壓支架支護(hù)進(jìn)程中受到各種沖擊時(shí),能夠通過(guò)安全閥快速卸荷降壓,達(dá)到保護(hù)立柱回路的目的,因此,為了測(cè)試雙級(jí)安全閥的抗沖擊性能,提出了快速動(dòng)載沖擊試驗(yàn)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(kāi)關(guān)閥 12.蓄能器 13.雙級(jí)安全閥 14.插裝閥 15,16.壓力傳感器 17.數(shù)據(jù)采集計(jì)算機(jī) 18.位移傳感器圖4 雙級(jí)安全閥快速動(dòng)載沖擊試驗(yàn)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(yàn)需要滿足快速?zèng)_擊條件,本文采用蓄能器組作為壓力動(dòng)力源,不僅系統(tǒng)加載速度快、可操作性強(qiáng),試驗(yàn)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(yàn)需求的問(wèn)題,確保試驗(yàn)過(guò)程的穩(wěn)定性和試驗(yàn)結(jié)果的準(zhǔn)確性。相對(duì)于增加液壓泵數(shù)量的方式,蓄能器組結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單且經(jīng)濟(jì)成本較低。該試驗(yàn)系統(tǒng)還可以對(duì)不同結(jié)構(gòu)的安全閥、溢流閥、減壓閥等元件進(jìn)行試驗(yàn)。

快速動(dòng)載沖擊試驗(yàn)系統(tǒng)工作過(guò)程分為沖液、加載、測(cè)試和卸荷四個(gè)階段[23]。

(1)沖液階段。乳化液泵1啟動(dòng),乳化液進(jìn)入增壓缸右腔,右腔壓力升高,大于左腔壓力,從而推動(dòng)增壓缸活塞向左移動(dòng),左腔的油液流經(jīng)卸荷閥8進(jìn)入油箱,位移傳感器18記錄活塞桿位移量,當(dāng)位移量不再變化時(shí)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(huì)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(kāi)啟主油泵2、調(diào)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(cè)試階段。閉合電磁換向閥9,蓄能器沖液加載過(guò)程立即停止。調(diào)整比例溢流閥10使系統(tǒng)壓力滿足試驗(yàn)需求,記錄位移傳感器18和壓力傳感器15示數(shù)。啟動(dòng)開(kāi)關(guān)閥11,蓄能器放液導(dǎo)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(huì)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(kāi)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(yàn)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(guān)鍵元件設(shè)計(jì)及選用

2.2.1增壓缸設(shè)計(jì)

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(shè)增壓缸對(duì)測(cè)試系統(tǒng)升壓。根據(jù)泵和安全閥開(kāi)啟的壓力條件,選用增壓比η=2的增壓缸。增壓缸無(wú)桿腔的流量為

(7)

式中,D為增壓缸無(wú)桿腔缸筒內(nèi)徑;vm為增壓缸流量最大時(shí)活塞移動(dòng)速度,取0.75 m/s。

由式(7)得D=237.88 mm,查閱增壓缸標(biāo)準(zhǔn)手冊(cè),取D=250 mm。又由于增壓比

(8)

式中,d為增壓缸有桿腔缸筒內(nèi)徑。

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

取試驗(yàn)時(shí)間為0.2 s,試驗(yàn)時(shí)增壓缸活塞最大位移為150 mm,考慮試驗(yàn)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(diào)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(zhǎng)蓄能器實(shí)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?zèng)_擊源,蓄能器總?cè)莘e越大,排出的油液體積也越大,壓力下降值越小。參考文獻(xiàn)[20],根據(jù)波義耳定律:

(9)

式中,V0為蓄能器的總?cè)莘e;V1為最低工作壓力狀態(tài)下對(duì)應(yīng)的氣體體積;V2為最高工作壓力狀態(tài)下對(duì)應(yīng)的氣體體積;k為氣體指數(shù),取1.4。

對(duì)式(9)進(jìn)行因式分解可得

(10)

蓄能器為動(dòng)力源時(shí),沖液體積ΔV為

(11)

式中,l為蓄能器數(shù)量;Vi為每個(gè)蓄能器內(nèi)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(gè)數(shù),取1;qj為每個(gè)液壓泵的排量;t為蓄能器的沖液時(shí)間。

試驗(yàn)前只需對(duì)蓄能器沖液一次,在測(cè)試階段僅僅是將蓄能器中的工作介質(zhì)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(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè),NXQ-L63/31.5型號(hào)的蓄能器容積為63 L,因此選用4個(gè)蓄能器。

2.2.3液壓輔件選用

根據(jù)沖擊試驗(yàn)系統(tǒng)設(shè)計(jì)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(pán)式軸向柱塞泵,型號(hào)為63YCY14-1B,工作介質(zhì)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(hào)為CBG2050,工作介質(zhì)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(dǎo)式溢流閥。

3 試驗(yàn)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(jí)安全閥原理可知,系統(tǒng)受到大的沖擊載荷時(shí),二級(jí)差動(dòng)閥起大流量快速卸荷及抗沖擊作用,一級(jí)直動(dòng)閥僅起小流量波動(dòng)的卸荷作用。基于AMESim和MATLAB/Simulink平臺(tái),利用液壓元件與信號(hào)同步控制聯(lián)合仿真技術(shù),搭建了雙級(jí)安全閥的二級(jí)差動(dòng)閥快速動(dòng)載沖擊試驗(yàn)系統(tǒng)的仿真模型,如圖5所示。雙級(jí)安全閥快速動(dòng)載沖擊試驗(yàn)系統(tǒng)仿真模型主要仿真參數(shù)設(shè)置見(jiàn)表1。

表1 仿真參數(shù)設(shè)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(kāi)關(guān)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(jí)差動(dòng)閥閥芯模塊 13.差動(dòng)腔模塊 14.閥芯質(zhì)量模塊 15.二級(jí)彈簧模塊圖5 快速動(dòng)載沖擊試驗(yàn)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(yàn)要求,設(shè)置6個(gè)AMESim模型輸入到Simulink模型的反饋信號(hào),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(jí)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(gè)控制信號(hào)分別為開(kāi)關(guān)閥信號(hào)D、換向閥啟閉信號(hào)C、比例溢流閥啟閉信號(hào)B、主油泵轉(zhuǎn)速n2、卸荷閥啟閉信號(hào)A和乳化液泵轉(zhuǎn)速n1。

3.2 Simulink信號(hào)控制模型

根據(jù)快速動(dòng)載沖擊試驗(yàn)系統(tǒng)工作原理及工作過(guò)程,利用Simulink軟件建立雙級(jí)安全閥快速動(dòng)載沖擊試驗(yàn)系統(tǒng)的信號(hào)控制模型,如圖6所示。

圖6 信號(hào)控制模型Fig.6 Signal control model

3.3 結(jié)果分析

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

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

圖8 測(cè)試前增壓缸高壓腔壓力響應(yīng)曲線Fig.8 Pressure response curve of pressurized cylinder high pressure chamber before testing

圖9 測(cè)試后增壓缸高壓腔壓力響應(yīng)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(duì)增壓缸的沖液過(guò)程,控制模塊發(fā)出信號(hào)成功使乳化液泵停機(jī),此時(shí)增壓缸高壓腔壓力達(dá)到31.51 MPa,同時(shí)卸荷閥和主油泵開(kāi)啟;在191.9376 s時(shí)蓄能器沖液完成,此時(shí)增壓缸高壓腔壓力達(dá)到66.33 MPa,換向閥線圈通電換向及比例溢流閥開(kāi)始自動(dòng)調(diào)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(shí)比例溢流閥調(diào)節(jié)結(jié)束,且開(kāi)關(guān)閥成功通電,開(kāi)始雙級(jí)安全閥快速動(dòng)載沖擊試驗(yàn)。

由圖10a可知,195.3146 s時(shí)開(kāi)始沖擊安全閥,195.3168 s安全閥開(kāi)啟,195.3189 s達(dá)到壓力峰值60 MPa,195.3612 s達(dá)到穩(wěn)定值49.91 MPa,壓力超調(diào)量為20.04%,圖9與圖10a所示的壓力變化過(guò)程與趨勢(shì)一致。由圖10b可知,195.3188 s時(shí)達(dá)到流量峰值1764 L/min,195.3610 s時(shí)達(dá)到流量穩(wěn)定值992 L/min。

4 試驗(yàn)研究

4.1 靜態(tài)測(cè)試

首先調(diào)節(jié)一、二級(jí)閥芯額定壓力分別至45 MPa、50 MPa,鎖緊內(nèi)外彈簧止推螺堵。先后向雙級(jí)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(chǔ)上增壓至安全閥開(kāi)啟壓力,出液口排液閥芯閉合。重復(fù)幾次上述步驟,低壓、高壓測(cè)試及閥芯復(fù)位表現(xiàn)均良好,無(wú)閥芯未完全復(fù)位和液體泄漏現(xiàn)象,證明該閥密閉和保壓性能理想。測(cè)試結(jié)果如圖11所示。

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

4.2 動(dòng)態(tài)測(cè)試

根據(jù)設(shè)計(jì)的快速動(dòng)載沖擊試驗(yàn)原理及結(jié)構(gòu)組成,搭建了雙級(jí)安全閥的快速動(dòng)載沖擊試驗(yàn)臺(tái),如圖12所示。

1.控制臺(tái) 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(cè)試雙級(jí)安全閥 8.乳化液泵 9.油箱圖12 快速動(dòng)載沖擊試驗(yàn)Fig.12 Rapid dynamic load impact test

試驗(yàn)主要目的是測(cè)試雙級(jí)安全閥第二階段的抗沖擊性能[25]。對(duì)其動(dòng)態(tài)壓力和流量變化情況進(jìn)行了三組測(cè)試,每次測(cè)試的實(shí)際工作狀況存在細(xì)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(jí)差動(dòng)閥起主要作用。

增壓缸高壓腔壓力試驗(yàn)結(jié)果、雙級(jí)安全閥壓力和流量試驗(yàn)結(jié)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(yàn)結(jié)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(kāi)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(shí)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(dǎo)致增壓缸內(nèi)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(nèi)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(kāi)始沖擊安全閥,安全閥的壓力迅速增大,達(dá)到?jīng)_擊壓力設(shè)定值,安全閥閥芯開(kāi)啟實(shí)現(xiàn)溢流,安全閥內(nèi)部壓力降低,經(jīng)反復(fù)波動(dòng)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(shí),二級(jí)差動(dòng)閥開(kāi)啟時(shí)間為10.3912 s,10.3916 s達(dá)到壓力峰值59.04 MPa,壓力超調(diào)量為20%,10.4033 s時(shí)壓力趨于穩(wěn)定,卸荷時(shí)間為4.0 ms;沖擊壓力為61 MPa時(shí),二級(jí)差動(dòng)閥開(kāi)啟時(shí)間為10.3917 s,10.3922 s時(shí)達(dá)到壓力峰值60.03 MPa,壓力超調(diào)量為22.01%,10.4030 s時(shí)壓力趨于穩(wěn)定,卸荷時(shí)間為4.4 ms;沖擊壓力為62 MPa時(shí),二級(jí)差動(dòng)閥開(kāi)啟時(shí)間為10.3915 s,10.3920 s時(shí)達(dá)到壓力峰值61.01 MPa,壓力超調(diào)量為24%,10.4024 s時(shí)壓力趨于穩(wěn)定,卸荷時(shí)間為4.7 ms。

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

安全閥開(kāi)啟時(shí)間和壓力超調(diào)量是評(píng)價(jià)安全閥性能好壞的關(guān)鍵指標(biāo),AMESim-Simulink聯(lián)合仿真與試驗(yàn)的關(guān)鍵指標(biāo)結(jié)果對(duì)比見(jiàn)表2。

表2 關(guān)鍵指標(biāo)對(duì)比

由表2、圖10、圖14可知,聯(lián)合仿真與試驗(yàn)結(jié)果趨勢(shì)相同,關(guān)鍵指標(biāo)結(jié)果吻合良好,驗(yàn)證了仿真結(jié)果的準(zhǔn)確性。

對(duì)圖14試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行統(tǒng)計(jì)分析可知,在10.39～10.41 s范圍內(nèi),安全閥的壓力和流量反復(fù)波動(dòng),波動(dòng)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(fù)運(yùn)動(dòng)引起閥芯開(kāi)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(nèi)。在10.37～10.39 s和10.41～10.43 s范圍內(nèi)的結(jié)果略有波動(dòng),是高壓沖擊降低了安全閥密封性能導(dǎo)致的。

由上述分析可知,設(shè)計(jì)的雙級(jí)安全閥二級(jí)差動(dòng)閥額定壓力和流量約為49.22 MPa、992 L/min,最高卸荷流量可達(dá)1632 L/min,閥芯快速開(kāi)啟時(shí)間小于3 ms,壓力穩(wěn)定時(shí)間為14 ms左右,可在5 ms內(nèi)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(diào)量小于30%,滿足設(shè)計(jì)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(jié)論

本文設(shè)計(jì)了一種新型液壓支架雙級(jí)安全閥,提出了快速動(dòng)載沖擊試驗(yàn)系統(tǒng)整體方案,搭建了AMESim-Simulink聯(lián)合仿真模型,研究了測(cè)試系統(tǒng)與安全閥的動(dòng)態(tài)特性,并研制了快速動(dòng)載沖擊試驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證,主要得出以下結(jié)論:

(1)設(shè)計(jì)的雙級(jí)安全閥的二級(jí)差動(dòng)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(dá)1632 L/min,快速開(kāi)啟時(shí)間小于3 ms,壓力穩(wěn)定時(shí)間在13～15 ms范圍內(nèi),卸荷時(shí)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(dòng)載沖擊試驗(yàn)系統(tǒng)方案正確,該試驗(yàn)系統(tǒng)能夠?yàn)楸粶y(cè)試件提供準(zhǔn)確的動(dòng)態(tài)加載,特別適用于液壓支架安全閥研發(fā)測(cè)試工作。

(3)建立了雙級(jí)安全閥快速動(dòng)載沖擊試驗(yàn)系統(tǒng)的AMESim-Simulink聯(lián)合仿真模型,研制了快速動(dòng)載沖擊試驗(yàn)臺(tái)對(duì)安全閥進(jìn)行測(cè)試,仿真結(jié)果與試驗(yàn)測(cè)試吻合度較高,證明了仿真分析和試驗(yàn)臺(tái)測(cè)試的準(zhǔn)確性與可行性。