高成國(guó) 林慕義

北京信息科技大學(xué),北京,100192

0 引言

大流量電液換向閥是煤礦綜采工作面電液控制系統(tǒng)的核心部件,其流量可達(dá)到 400～600 L/min,通過(guò)它的換向功能來(lái)控制液流方向,從而實(shí)現(xiàn)液壓支架相應(yīng)各機(jī)構(gòu)的動(dòng)作[1]。在大流量換向閥的應(yīng)用中,因?yàn)閾Q向引起的沖擊載荷較大,主閥彈簧等構(gòu)件出現(xiàn)了斷裂失效的問(wèn)題,由于該閥是電液控制系統(tǒng)的關(guān)鍵件,除本身價(jià)值昂貴以外,其失效后由于檢修、停產(chǎn)而帶來(lái)的損失也很大,所以研究其動(dòng)態(tài)特性及對(duì)主閥內(nèi)的沖擊載荷進(jìn)行定量分析[2-3],確定主閥斷裂失效的原因是當(dāng)前亟待解決的問(wèn)題。

多沖碰撞載荷是指碰撞面上的力和能量遠(yuǎn)小于材料的強(qiáng)度極限和沖擊韌性,且兩對(duì)沖零件的相對(duì)運(yùn)動(dòng)垂直于沖擊面。在多沖碰撞載荷下,沖擊應(yīng)力達(dá)到一定值,但遠(yuǎn)小于材料的屈服強(qiáng)度,就可產(chǎn)生明顯的宏觀塑性變形[4]。本文針對(duì)確定的大流量二位三通電液換向閥主閥結(jié)構(gòu)型式,建立了主閥的動(dòng)態(tài)特性數(shù)學(xué)模型,然后利用Simulink軟件包對(duì)電液換向閥進(jìn)行動(dòng)態(tài)特性仿真分析和試驗(yàn)研究[5],根據(jù)分析結(jié)果,掌握了閥芯位移的變化規(guī)律,并運(yùn)用能量法對(duì)沖擊載荷進(jìn)行了定量分析。

1 結(jié)構(gòu)原理

二位三通電液換向閥主閥的結(jié)構(gòu)示意圖如圖1所示。主閥由螺套 1、浮動(dòng)活塞2、閥芯 3、閥座4、回位彈簧5、閥套6組成 。圖1中,P、O 、A 和K分別為主閥進(jìn)液口、回液口、通往液壓缸工作口、控制口。

主閥的換向工作過(guò)程可分為4個(gè)階段:①電磁先導(dǎo)閥通電,高壓液體經(jīng)先導(dǎo)閥由K作用在浮動(dòng)活塞2上,使浮動(dòng)活塞右移,使回液口O與工作口A斷開(kāi);②閥芯3在高壓液體的作用下克服彈簧力及右端液壓力,開(kāi)始右移開(kāi)啟,使進(jìn)液口P與工作口A相通,由工作口A輸出高壓液體;③電磁先導(dǎo)閥斷電時(shí),控制端高壓液體經(jīng)先導(dǎo)閥回液口泄壓,主閥左腔壓力減小,閥芯3在回位彈簧力作用下,左移回到初始位置,使進(jìn)液口P與工作口A隔離;④主閥控制端壓力繼續(xù)減小,在右腔液壓力作用下,浮動(dòng)活塞2左移,使工作口A與回液口相通,高壓液體從O流出泄壓,換向過(guò)程結(jié)束。由主閥結(jié)構(gòu)及工作原理可知,主閥換向中存在沖擊載荷的工況有:浮動(dòng)活塞在第一和第四階段分別與閥座、螺套的碰撞;主閥閥芯在第二和第三階段分別與閥套、閥座的碰撞。

2 動(dòng)態(tài)數(shù)學(xué)模型

針對(duì)主閥開(kāi)關(guān)過(guò)程的4個(gè)階段,忽略油道泄漏的影響,考慮節(jié)流管路、主閥閥芯質(zhì)量、高壓液體的液動(dòng)力等參數(shù)對(duì)換向閥特性的影響,建立反映主閥真實(shí)工作的動(dòng)態(tài)數(shù)學(xué)模型來(lái)分析換向中的工作特性。主閥的計(jì)算原理圖如圖1所示,先導(dǎo)閥控制液體采用內(nèi)控內(nèi)回形式。按照電液換向閥組成,分別建立換向過(guò)程4個(gè)階段的浮動(dòng)活塞、主閥閥芯、液壓缸力平衡方程及流量連續(xù)方程。

第一階段,高壓液體由先導(dǎo)閥閥口進(jìn)入控制口外腔,然后通過(guò)節(jié)流口進(jìn)入主閥左腔,浮動(dòng)活塞在主閥左腔壓力作用下右移,使回液口與工作口隔離,此階段通過(guò)先導(dǎo)閥進(jìn)液口處的流量連續(xù)方程為

式中,Cd為閥口流量系數(shù);d為先導(dǎo)閥進(jìn)液口直徑;ρ為油液密度;p為液壓泵輸出恒壓;p0為控制口處壓力;p1為主閥左腔壓力;V0為接入控制口的管道容積;Ep為油液體積彈性模量;d1為控制口節(jié)流孔直徑。

通過(guò)主閥節(jié)流口處的流量連續(xù)方程為

式中,V1為浮動(dòng)活塞無(wú)位移時(shí)主閥左腔體積;A1為浮動(dòng)活塞端面面積;X1為浮動(dòng)活塞位移。

浮動(dòng)活塞力平衡方程為

式中,m1為浮動(dòng)活塞及隨動(dòng)部分質(zhì)量;B為浮動(dòng)活塞黏性阻尼系數(shù)[6];Ff為浮動(dòng)活塞所受的摩擦力;pb為回油背壓。

第二階段,分別建立控制口、進(jìn)液口流量連續(xù)方程和閥芯、液壓缸活塞受力平衡方程。通過(guò)主閥節(jié)流口處的流量連續(xù)方程為

式中,V2為主閥芯未移動(dòng),浮動(dòng)活塞已移動(dòng)后主閥左腔體積;A0為主閥芯左端面面積;X為閥芯位移。

通過(guò)主閥進(jìn)液口P處的流量連續(xù)方程為

式中,dm為主閥通徑;α為進(jìn)液口處油液射流角;p2為主閥右腔壓力;A3為液壓缸活塞有效作用面積;X2為液壓缸活塞位移;Vp為液壓缸初始容積和管路容積之和。

閥芯的力平衡方程為

式中,A2為p在閥芯上的作用面積;A4為p2作用在主閥芯右端面面積,其值等于A0與主閥芯右端環(huán)形面面積之差;K為回位彈簧剛度;X0為回位彈簧預(yù)壓縮量;B1為閥芯運(yùn)動(dòng)黏性阻尼系數(shù);Kf為穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力剛度[7]。

液壓缸活塞的力平衡方程為

式中,m2為液壓缸活塞等效負(fù)載質(zhì)量;B2為活塞運(yùn)動(dòng)時(shí)的等效阻尼系數(shù);FL為負(fù)載力。

第三階段,進(jìn)液口流量連續(xù)方程,閥芯、液壓缸活塞受力平衡方程分別為式(5)、式(6)、式(7)?？刂贫讼葘?dǎo)閥回液口處的流量連續(xù)方程為

式中,d2為先導(dǎo)閥回液口直徑。

通過(guò)主閥節(jié)流口處的流量連續(xù)方程為

第四階段,控制端先導(dǎo)閥回液口處流量連續(xù)方程為

通過(guò)主閥節(jié)流口處的流量連續(xù)方程為

通過(guò)主閥進(jìn)液口O處的流量連續(xù)方程為

浮動(dòng)活塞力平衡方程為

3 模型實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證與仿真分析

3.1 仿真模型與實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

在確定了系統(tǒng)模型參數(shù)后,根據(jù)系統(tǒng)狀態(tài)變量的相互關(guān)系分別建立主閥4個(gè)工作階段的Simulink仿真模型,包括力平衡、流量平衡等模塊。主閥4個(gè)階段仿真模型如圖2所示。圖2中,v1、v4為浮動(dòng)活塞移動(dòng)速度,v2、v3為閥芯移動(dòng)速度,qV為通過(guò)主閥的流量。

為驗(yàn)證模型,將電液換向閥主閥用KJ19軟管連接到TM實(shí)驗(yàn)室支架上,用電控先導(dǎo)閥通過(guò)主閥控制升降,將壓力傳感器接到主閥控制腔測(cè)控制口處壓力。仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果如圖3所示。

仿真與實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)比顯示,由于在模型建立時(shí)忽略了部分因素,仿真與實(shí)驗(yàn)結(jié)果存在一定偏差,但兩者基本吻合,說(shuō)明所建立的仿真模型能夠反映大流量電液換向閥的動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性。仿真計(jì)算已能夠較為準(zhǔn)確地預(yù)測(cè)、分析主閥的換向動(dòng)態(tài)特性。

根據(jù)仿真結(jié)果,閥芯開(kāi)始開(kāi)啟后主閥通過(guò)流量如圖4所示。浮動(dòng)活塞在第一、第四階段的速度變化曲線、閥芯在第二、第三階段的速度變化曲線如圖5所示。

3.2 主閥換向動(dòng)態(tài)特性分析

通過(guò)對(duì)主閥4個(gè)工作階段Simulink模型的仿真研究,可以得到電液換向閥的主閥閥芯變化規(guī)律及其結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)開(kāi)關(guān)過(guò)程動(dòng)態(tài)特性影響的仿真曲線如圖6～圖8所示。

圖6為主閥節(jié)流孔直徑分別為1.00mm、1.25mm、1.50mm時(shí),閥芯的位移變化曲線。從圖6可以看到節(jié)流孔直徑變小,主閥的開(kāi)啟時(shí)間與關(guān)閉時(shí)間均明顯增長(zhǎng)。

圖7為主閥回位彈簧剛度分別為5600N/m、7600N/m、9600N/m時(shí),閥芯位移變化曲線。由圖7可知,彈簧剛度增加,主閥開(kāi)啟時(shí)間增長(zhǎng),關(guān)閉時(shí)間減少。

圖8為電磁先導(dǎo)閥進(jìn)液口直徑分別為1.00mm、1.25mm、1.50mm,回液口直徑分別為1.00mm、1.25mm、1.50mm時(shí),閥芯位移變化曲線。由圖8可知,進(jìn)液口直徑增大,主閥開(kāi)啟時(shí)間減少?；匾嚎谥睆皆龃?關(guān)閉時(shí)間明顯減少。

3.3 主閥內(nèi)沖擊載荷定量分析

由主閥結(jié)構(gòu)及工作原理可知,主閥內(nèi)存在沖擊載荷的工況有:①浮動(dòng)活塞與閥座的碰撞;②閥芯與閥套的碰撞;③閥芯與閥座的碰撞;④浮動(dòng)活塞與螺套的碰撞。假設(shè)碰撞時(shí)沒(méi)有能量損失,零件變形和作用力成正比,用能量法求解的碰撞應(yīng)力為

式中,G為沖擊物的重力;g為重力加速度;A為沖擊接觸面積;v為沖擊開(kāi)始時(shí)沖擊物速度;E為被沖擊物彈性模量;L被沖擊物長(zhǎng)度。

根據(jù)仿真分析結(jié)果(圖5)及式(14),可以得到碰撞各階段位移終點(diǎn)的碰撞速度,各階段的沖擊應(yīng)力,加上主閥內(nèi)液壓作用力(閥芯關(guān)閉時(shí)考慮液壓沖擊引起的壓力升高)[8],最后得到被沖件碰撞時(shí)的最大應(yīng)力值為

式中,σmax為被沖件碰撞時(shí)的最大應(yīng)力;py為碰撞時(shí)主閥內(nèi)的液壓作用力。

被沖件碰撞時(shí)的最大應(yīng)力值如表1所示。由表1可知,閥套在第二階段,閥座在第三階段所受的應(yīng)力沖擊載荷較大。

表1 應(yīng)力值計(jì)算表

4 結(jié)束語(yǔ)

在對(duì)大流量電液換向閥結(jié)構(gòu)和性能分析的基礎(chǔ)上,建立了二位三通電液換向閥開(kāi)閉過(guò)程的動(dòng)態(tài)特性數(shù)學(xué)模型。仿真與實(shí)驗(yàn)結(jié)果證明,所建立的動(dòng)態(tài)特性數(shù)學(xué)模型是正確的,可用于分析預(yù)測(cè)大流量電液換向閥的動(dòng)態(tài)換向特性。根據(jù)分析結(jié)果,得到了閥芯位移的變化規(guī)律,并運(yùn)用能量法對(duì)沖擊載荷進(jìn)行了定量分析,得到了主閥各個(gè)工作階段的最大沖擊應(yīng)力,為研究主閥零件在多沖載荷下的變形及失效、提高閥的使用壽命和安全性提供了依據(jù)。

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