液壓支架推溜油缸電液緩沖控制閥設計與試驗研究

摘要：工作面液壓支架推溜油缸在進行推溜和拉架時，啟動瞬間壓力沖擊劇烈，易造成推溜油缸鼓缸、漲缸、密封失效甚至連接銷軸斷裂。針對該問題，分析了推溜油缸啟動瞬間的壓力沖擊成因，提出了一種用于緩沖液壓支架推溜油缸壓力的電液緩沖控制閥。理論分析了電液緩沖控制閥的閥口開度、液阻、壓力流量特性等參數，設計了電液緩沖控制閥的關鍵結構參數。在AMESim 中構建了電液緩沖控制閥仿真模型，驗證了電液緩沖控制閥緩沖推溜壓力的可行性。基于理論分析和仿真結果，試制了電液緩沖控制閥的樣機，并搭建了電液緩沖控制閥模擬試驗平臺，通過模擬推溜油缸負載測試電液緩沖控制閥的工作性能，結果表明：使用電液緩沖控制閥后，推溜油缸的壓力沖擊從17 MPa 降低到9.6 MPa，推溜油缸的推移速度小幅降低。通過井下工作面現場試驗進一步驗證電液緩沖控制閥對推溜油缸的緩沖控制效果，結果表明：安裝電液緩沖控制閥后，支架推溜油缸推溜沖擊壓力從22.3 MPa 降低到16.2MPa，推溜油缸啟動推溜瞬間的壓力沖擊降低了27.3%，驗證了電液緩沖控制閥能有效降低推溜油缸在推溜時的壓力沖擊，為液壓支架推溜油缸壓力緩沖提供了新的解決方案。

關鍵詞：工作面直線度控制；液壓支架；推溜油缸；電液緩沖控制閥；壓力緩沖

中圖分類號：TD355.4 文獻標志碼：A

0 引言

安全、高效、智能、綠色是煤礦開采的發展趨勢，智能化工作面建設是煤礦智能化的重點[1-3]，工作面直線度控制是影響智能化工作面高效安全工作的關鍵[4-5]。綜采工作面推進過程中需要頻繁推溜，電液換向閥控制推溜油缸進行成組推溜動作，從而確保工作面調直。由于液壓支架推溜油缸的負載復雜，綜采地面主要為巖層、矸石、泥土、落煤等，推移過程中負載非線性，中部槽的底板摩擦力和落煤阻力較大，使得推溜油缸工作壓力較高，相鄰推溜油缸間又存在耦合關系[6-7]，且推溜油缸采用電液換向閥控制，在接收開關信號動作時只有閥口的通斷，難以對流量實現精確實時調控，推溜行程依靠現場人員目測微調，導致工作面調直精度較低[8]。工作面循環的移架和推溜動作使現有供液系統中電液換向閥頻繁通斷，控制推溜油缸換向，必然導致閥口和缸內壓力存在劇烈波動，推溜油缸的沖擊現象嚴重[9]。此外，液壓支架電液換向閥的電磁先導閥響應迅速[10-11]，主閥口在極短的時間內打開，供液系統的高壓大流量乳化液迅速進入推溜油缸，產生較大沖擊[12-13]。推溜油缸所受的瞬間沖擊過程極短，沖擊峰值較大，其安全閥在極短的時間內難以瞬間打開，容易導致推溜油缸產生漲缸、鼓缸、密封失效甚至連接銷軸斷裂等故障，嚴重影響煤礦安全生產和開采效率[14-15]。

針對上述問題，穆健勇等[16]提出了一種用于支架推溜油缸的推移調速閥，推溜油缸啟動后通過主閥芯上的阻尼孔進行節流供液，而后通過電磁先導閥使主閥口全開供液，起到了啟動壓力緩沖和調速的作用。周如林等[17]提出了一種用于支架推溜調速的調速閥及其聯動調速回路，其閥口分為阻尼和通斷口，通過電磁先導閥控制調速閥的閥口，從而調控推溜油缸運動。李鈺[8]通過徑向基函數神經網絡預測支架推移油缸的運動位置，實現了推移油缸定位控制。王世博等[18]建立了液壓支架推溜移架的機液耦合模型，分析了刮板輸送機直線度檢測誤差的產生原因。

針對推溜油缸的沖擊問題， 目前多采用大小2 種固定閥口進行緩沖控制，但推溜油缸負載復雜多變，固定的緩沖口不能完全適應推溜油缸的緩沖需求。因此，本文提出一種連續可調的電液緩沖控制閥，閥口為離散的多孔節流口，旨在實現推溜油缸的高效緩沖，提升工作面調直精度，平穩控制推溜油缸的推移過程，提高工作面開采效率和關鍵液壓元件的可靠性。

1 推溜油缸液壓控制原理

根據煤層厚度和開采要求，支架推溜油缸分為正裝式和倒裝式[19]，本文以倒裝式推溜油缸為研究對象，綜采工作面推溜調直如圖1 所示。井下支架電液換向閥組和推溜油缸液壓控制原理如圖2 所示。井下工作面的供液系統經過長管路進入支架電液換向閥前端，通過電液換向閥控制推溜油缸實現推溜和拉架動作。

由圖2 可知，電磁先導閥的A1 電磁鐵得電，先導液控制主閥1 和主閥2 右位，高壓乳化液進入推溜油缸的無桿腔，同時打開液控單向閥，推溜油缸通過液控單向閥和主閥3 回液，完成拉架操作。為保證拉架動作的速度，推溜油缸無桿腔的流量需求較大，因此電液換向閥組上使用主閥1 和主閥2 共同向推溜油缸供液。電磁先導閥的A2 電磁鐵得電，先導液控制主閥3 右位，高壓乳化液通過液控單向閥進入推溜油缸的有桿腔，推溜油缸通過主閥1 和主閥2 的左位回液，完成推溜操作。

傳統手動支架換向閥的閥口開度通過手動操作，在推溜油缸啟動時主閥口由人工緩慢打開，產生的壓力和流量沖擊相對較小，目前支架電液換向閥的電磁先導閥一旦得電，先導液控制主閥閥口迅速打開，整個過程時間為0.1 s 左右[20-21]，井下供液系統的高壓大流量典型工況，使得推溜油缸啟動時會產生較大壓力和流量沖擊。

2 推溜油缸電液緩沖控制閥設計

以陜西有色榆林煤業有限公司榆陽區杭來灣煤礦30203 工作面作為電液緩沖控制閥試驗工作面，供液系統流量為3 000 L/min， 最大工作壓力為40 MPa，工作面成組推溜時最大行程為1 000 mm，最短推移時間約為4 s，單個推溜油缸所需最大流量約為430 L/min。考慮試驗工作面的實際工況和設計裕量，試制電液緩沖控制閥非標試驗樣機，其設計參數：通流流量為600 L/min，最大工作壓力為40 MPa，工作介質為礦用乳化液。

電液緩沖控制閥結構如圖3 所示。電液緩沖控制閥的閥口為多孔節流形式，節流孔沿主閥芯徑向和軸向均布，主閥芯在先導閥控制下向左移動，閥口逐漸打開，通流面積逐漸增大。主閥芯與閥體的環形間隙在高壓液進入時起到緩沖水錘壓力的作用，閥口的通流面積與孔的遮蓋數量有關。閥口的通流面積線性度較好，調控區間較大。電液緩沖控制閥的主閥芯運動靠電磁先導閥液控實現，主閥芯左側給液控制，閥口從關閉狀態逐漸打開；主閥芯右側給液控制，閥口從全開狀態逐漸關閉。通過調整主閥芯兩側的阻尼可以控制主閥芯開啟速度。

電液緩沖控制閥的閥口由一系列離散孔組成，故閥口通流面積為

S = πknd2=4 （1）

式中：k 為孔在徑向上的分布數量；n 為孔在軸向上的分布數量；d 為孔徑。

電液緩沖控制閥的閥芯上單個孔的流量為

式中：μ 為介質的動力黏度；L 為孔的長度；Δp 為孔的進出口壓差。

短孔通流流量更大，增加單孔長度必然導致閥內產生更大壓損和能量耗散，但也能起到更好的壓力緩沖效果。

閥口形狀和幾何尺寸確定后，壓降與有效通流面積決定了通流流量，單孔液阻為

式中：K 為液阻系數；m 為細長孔指數。

閥口的等效液阻R 計算公式為

式中Rs 為主閥芯上第s 個過流孔的液阻。

電液緩沖控制閥的閥口流量為

要保證閥口過流面積的線性度，應盡可能減小孔直徑，通過調整孔的數量來控制過流面積。考慮主閥芯的徑向空間、結構強度和加工工藝性，設計過流孔直徑為2 mm，軸向孔為8 列，同一軸向上2 個孔軸線距離為6 mm，軸向長度為28 mm，過流孔單組徑向分布數量為10 個，孔長為9 mm。

電液緩沖控制閥推溜系統回路如圖4 所示。電液緩沖控制閥接入到推溜油缸與液控單向閥之間，推溜時支架電液換向閥組中電磁先導閥控制主閥3 右位，高壓乳化液經過液壓單向閥進入電液緩沖控制閥，此時，電液緩沖控制閥的電磁先導閥A 側給液，將電液緩沖控制閥口逐漸打開，用以抑制推溜油缸進液腔的高壓大流量沖擊，節流緩沖功能通過移動主閥芯改變主閥上的離散通流孔實現。推溜油缸有桿腔回液時電液緩沖控制閥閥口全開，可正常回液。電液緩沖控制閥的電磁先導閥B 側給液，將電液緩沖控制閥主閥芯復位，閥口關閉。

3 電液緩沖控制閥AMESim 仿真分析

根據電液緩沖控制閥原理， 利用AMESim 的HCD 庫和Mechanical 庫搭建推溜油缸電液緩沖控制閥仿真模型，如圖5 所示。仿真模型主要參數見表1。

根據AMESim 仿真結果得到了推溜油缸安裝電液緩沖控制閥后壓力變化規律，如圖6 所示。未加電液緩沖控制閥時，油缸啟動瞬間壓力在0.1 s 左右達到35 MPa，而后壓力下降并穩定在30 MPa。安裝電液緩沖控制閥后，缸內壓力快速上升到24.6 MPa，隨后逐漸上升到30 MPa，有效降低了推溜油缸啟動的壓力階躍沖擊。

4 電液緩沖控制閥試驗研究

為驗證本文設計的電液緩沖控制閥的工作性能，試制了電液緩沖控制閥樣機，分別在推溜油缸模擬試驗平臺和井下工作面現場進行試驗驗證。

4.1 模擬工況試驗

電液緩沖控制閥模擬試驗平臺如圖7 所示。乳化液泵站向推溜油缸供液，采用被動加載方式模擬推溜油缸負載，負載油泵站向加載缸補液，通過調整比例溢流閥實現向推溜油缸加載。受實驗室條件限制，推溜油缸缸徑、桿徑較小，試驗時以推溜油缸的無桿腔進液模擬推溜動作。

推溜油缸壓力模擬試驗曲線如圖8 所示。未加電液緩沖控制閥時，推溜油缸啟動后壓力在0.2 s 內迅速達到峰值（約17 MPa），相當于油缸活塞承受了一個時變性較強的沖擊負載。安裝電液緩沖控制閥后，推溜油缸啟動后壓力在0.5 s 內上升到9.6 MPa，在3.8 s 后逐漸上升到15 MPa，壓力沖擊尖峰得到有效緩沖，壓力沖擊降低，出現緩沖斜坡。

推溜油缸位移模擬試驗曲線如圖9 所示。在啟動后的0.5 s 內，未加電液緩沖控制閥推溜油缸位移斜率較大，速度較大，整個推移行程為610 mm，時間為8 s。加電液緩沖控制閥推溜油缸的位移斜率基本穩定，但到達相同位移所需時間多1.2 s。

4.2 井下工作面推溜試驗

模擬試驗平臺不能完全模擬井下真實工況，為深入研究電液緩沖控制閥工作性能，在杭來灣煤礦30203 工作面開展了井下現場試驗。

工作面推溜油缸未加電液緩沖控制閥的推溜壓力和位移如圖10 所示。推溜油缸缸徑為250 mm，桿徑為160 mm。工作面測試時采用10 組支架成組推溜，推溜行程約850 mm。支架電液換向閥開啟后，推溜油缸壓力在0.18 s 內從2.7 MPa 上升到22.3 MPa，壓力階躍約20 MPa。隨著推溜油缸向前推移，推溜油缸壓力逐漸降低穩定，推溜油缸的平均推移速度為115.3 mm/s。井下工況復雜，刮板輸送機周圍覆蓋煤巖，并且相鄰構件互相耦合，推溜油缸啟動的沖擊壓力波動范圍較大，瞬間的巨大壓力階躍勢必對推溜油缸產生極大的沖擊破壞。

阻尼直徑的變化可以改變閥芯的移動速度，從而影響電液緩沖控制閥的緩沖效果。設置阻尼直徑分別為1 mm 和1.5 mm，進行測試驗證。阻尼直徑為1 mm 時推溜油缸壓力和位移曲線如圖11 所示。安裝電液緩沖控制閥后，推溜油缸啟動時壓力在0.2 s內上升到16.2 MPa，而后壓力在1 s 內逐漸上升到20 MPa，再逐漸減小并穩定在13 MPa 左右，整個推溜行程約900 mm。相較于常規推溜，安裝電液緩沖控制閥后推溜油缸的壓力沖擊降低了27.3%，壓力沖擊階躍明顯減小。推溜油缸的平均推移速度為112.1 mm/s。

阻尼直徑為1.5 mm 時推溜油缸壓力和位移曲線如圖12 所示。安裝電液緩沖控制閥后，推溜油缸啟動后壓力快速上升到16.3 MPa，推溜油缸持續推進后壓力減小，而穩定在14 MPa 左右小幅波動。推溜過程的平均推移速度為113.7 mm/s。相較于常規推溜壓力沖擊階躍明顯減小，安裝電液緩沖控制閥后推溜油缸的壓力沖擊降低了25.7%。

主閥芯兩側的阻尼影響電液緩沖控制閥的閥口開啟速度，工作壓力相同時，阻尼直徑越小，主閥芯開啟速度越慢，電液緩沖控制閥主閥芯上的過流孔逐步打開，推溜沖擊的緩沖效果越好。相比于阻尼直徑為1.5 mm 的電液緩沖控制閥，采用阻尼直徑為1 mm 的電液緩沖控制閥緩沖效果稍好，但相差不大。考慮井下供液系統介質的清潔度，過小的阻尼孔容易堵塞，影響電液緩沖控制閥正常工作，因此本文電液緩沖控制閥采用直徑為1.5 mm 的阻尼。

5 結語

分析了支架推溜油缸啟動時壓力沖擊的產生原因，提出了對推溜油缸具有緩沖作用的電液緩沖控制閥。通過理論計算確定了電液緩沖控制閥的主要參數，利用AMESim 仿真分析驗證了電液緩沖控制閥的可行性，通過推溜油缸模擬試驗平臺和井下工作面現場推溜試驗，驗證了電液緩沖控制閥的緩沖效果。試驗結果表明：電液緩沖控制閥能將推溜油缸的啟動沖擊壓力降低27%，有效減小了推溜油缸的瞬態階躍壓力沖擊，且對推溜速度影響較小，具有顯著的緩沖效果。

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基金項目：國家自然科學基金重點項目（U1910212）；國家自然科學基金青年基金項目（52104168）。