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(山東科技大學(xué) 機(jī)械電子工程學(xué)院，山東 青島 266590)

作為采煤工作面機(jī)械化支護(hù)設(shè)備，液壓支架的動(dòng)態(tài)特性將影響煤礦的生產(chǎn)效率和生產(chǎn)安全[1]。由于液壓支架長(zhǎng)期處于井下的惡劣環(huán)境中工作，并且支架的液壓系統(tǒng)較為復(fù)雜，支架的故障診斷極其困難[2]。據(jù)統(tǒng)計(jì)，液壓支架故障中有80%以上是由液壓系統(tǒng)故障引起的，而液壓閥作為支架液壓系統(tǒng)的關(guān)鍵元件，其可靠性嚴(yán)重影響支架工作穩(wěn)定性，研究液壓閥的工作性能對(duì)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(dān)著調(diào)節(jié)高度與承載重量的重要角色，當(dāng)支架在煤礦井下使用時(shí)，頂梁將圍巖的巨大壓力傳遞給立柱[4]，使得立柱長(zhǎng)期處于高壓狀態(tài)，故其性能參數(shù)決定支架的正常工作。李首濱[5]對(duì)國(guó)產(chǎn)液壓支架電液控制系統(tǒng)技術(shù)現(xiàn)狀進(jìn)行了深度剖析，強(qiáng)調(diào)了電液控制系統(tǒng)將成為液壓支架控制方式的發(fā)展潮流；于忠誠(chéng)等[8]對(duì)電液比例閥用控制器的研究，解析電磁閥內(nèi)部特征及其控制方式的獨(dú)特性；朱成實(shí)等[7]利用AMESim仿真軟件研究電液換向閥動(dòng)態(tài)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(guò)設(shè)置不同參數(shù)對(duì)立柱控制回路的油缸內(nèi)泄露大、液壓鎖內(nèi)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(guò)曲線對(duì)比判斷液壓系統(tǒng)故障原因，經(jīng)驗(yàn)證仿真結(jié)果準(zhǔn)確可靠，為研究液壓支架立柱液壓系統(tǒng)閥芯卡滯問(wèn)題提供了一種研究方法。

傳統(tǒng)液壓系統(tǒng)故障檢測(cè)方法主要是經(jīng)驗(yàn)檢測(cè)法，即維修人員憑借自己多年的生產(chǎn)實(shí)踐能力診斷出故障所在位置，此方法對(duì)維修人員有較高的實(shí)踐能力要求，這使得傳統(tǒng)檢驗(yàn)方法存在一定的缺陷。本研究在已有換向閥研究的基礎(chǔ)上，搭建適用于本支架的電液換向閥仿真模型，并通過(guò)改變電磁先導(dǎo)閥和液控?fù)Q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(wú)桿腔流量、無(wú)桿腔壓力曲線，通過(guò)對(duì)比分析鎖定故障液壓閥。與傳統(tǒng)檢測(cè)方式相比，仿真模擬實(shí)驗(yàn)結(jié)果可靠度高，對(duì)維修人員的實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)沒有那么嚴(yán)苛的要求，同時(shí)可大大縮短故障檢測(cè)時(shí)間，防止危害事故繼續(xù)蔓延，提高煤礦生產(chǎn)安全。

1 立柱回路仿真模型的建立及液壓系統(tǒng)參數(shù)求解

本研究以ZF5600/16.5/26液壓支架為研究對(duì)象[9]，對(duì)其立柱液壓控制回路進(jìn)行仿真研究。支架升柱過(guò)程中，起主要影響作用的液壓閥為電磁先導(dǎo)閥和液控?fù)Q向閥[10]，以不同閥芯開啟度大小對(duì)支架升柱過(guò)程中的影響來(lái)反映閥芯卡滯問(wèn)題。首先通過(guò)AMESim仿真軟件對(duì)立柱液壓系統(tǒng)進(jìn)行建模，考慮到液壓系統(tǒng)中電磁先導(dǎo)閥和液控?fù)Q向閥的開啟程度對(duì)立柱的影響，因此在仿真建模時(shí)采用液壓元件設(shè)計(jì)液壓閥模型，以更加精確的研究閥芯開啟度對(duì)立柱動(dòng)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(jì)算單個(gè)立柱的初撐力Fc和工作阻力Fa為：

(1)

(2)

實(shí)際生產(chǎn)中為保證安全，一般情況下立柱實(shí)際的承載壓力要小于設(shè)計(jì)的壓力，故仿真中設(shè)定立柱初撐力為1 300 kN，工作阻力為2 000 kN。

根據(jù)圖1立柱控制回路仿真模型可知，電磁先導(dǎo)閥的作用是控制液控?fù)Q向閥閥芯位置[12]，故其液阻力只影響液控?fù)Q向閥的開啟度，建立立柱控制回路中的狀態(tài)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(duì)稱單立柱控制回路的組合。在支架升降過(guò)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(shí)開閉)控制下的立柱基本同步[14]。故立柱的升降動(dòng)態(tài)過(guò)程可按單柱動(dòng)態(tài)過(guò)程分析，只是將泵站輸送出來(lái)的流量按立柱數(shù)目平均，同樣流向支路回液管路的流量應(yīng)是單柱回液流量與立柱數(shù)目的乘積。

由式(3)～(5)可知，液控?fù)Q向閥的液阻將對(duì)升柱過(guò)程產(chǎn)生阻礙作用，其阻礙作用主要體現(xiàn)在支架運(yùn)動(dòng)過(guò)程中壓力和流量的變化[15]，在液壓閥選型確定的基礎(chǔ)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(dǎo)閥在電磁信號(hào)的作用下，克服先導(dǎo)閥左側(cè)復(fù)位彈簧的彈力和摩擦力而推動(dòng)閥桿向左移動(dòng)，使得換向主閥進(jìn)液口與閥桿腔相連，同時(shí)活塞關(guān)閉回液腔節(jié)流口，使得P口與A口導(dǎo)通。從液流方向上看，共有4個(gè)口，分別是P、T、A、O，其中O口為與先導(dǎo)閥相連接的控制口，電磁先導(dǎo)閥未通電前，O口控制的液流無(wú)法進(jìn)入換向主閥，P口在閥桿右移前為封閉狀態(tài)，此時(shí)A口與T口導(dǎo)通；電磁先導(dǎo)閥通電后先導(dǎo)閥閥桿左移，O口控制的液流推動(dòng)主閥桿右移，此時(shí)T口處于封閉狀態(tài)，A口通過(guò)閥桿、錐頭活塞與周向節(jié)流口閥體導(dǎo)向P口導(dǎo)通。

對(duì)于圖2電液換向閥來(lái)說(shuō)，常態(tài)時(shí)A、T口相通，在外力的驅(qū)動(dòng)下P、A口相通，當(dāng)滑閥閥芯開口量x變化時(shí)，通過(guò)滑閥的流量將跟隨變化，從而使閥腔內(nèi)的液流動(dòng)量發(fā)生變化[16]。動(dòng)量的變化會(huì)對(duì)閥芯產(chǎn)生一個(gè)反作用力，即瞬態(tài)液動(dòng)力Fk，其大小為：

Fk=ρρ (6)

表2 液控?fù)Q向閥仿真參數(shù)Tab. 2 Simulation parameters of hydraulic control reversing valve

忽略閥腔內(nèi)高壓油液的泄漏量和壓縮量，則閥內(nèi)流量處處相等，由節(jié)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(nèi)液壓長(zhǎng)度，Cd為流量系數(shù)，w為面積梯度，PS為供液壓力，PL為負(fù)載壓力，t為時(shí)間。由公式(6)可知，瞬態(tài)液動(dòng)力與液壓油的加速度方向相反，故可根據(jù)液壓油加速度方向來(lái)判斷瞬態(tài)液動(dòng)力方向。

根據(jù)懦可夫斯基水擊理論，取換向閥內(nèi)ΔS厚的液體為研究對(duì)象，在ΔP作用下，液體密度由ρ變?yōu)棣?Δρ，則此時(shí)瞬態(tài)液動(dòng)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(duì)瞬態(tài)液動(dòng)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(duì)立柱液壓系統(tǒng)影響的仿真分析

以液壓支架立柱液壓系統(tǒng)為研究對(duì)象，分析立柱在升架、初撐、增阻過(guò)程中的動(dòng)態(tài)特性[17]。根據(jù)式(1)和式(2)，負(fù)載分以下五個(gè)階段：①空載上升過(guò)程，負(fù)載1×105N，時(shí)間0～1.5 s；②支撐承載階段，負(fù)載1×105～1.3×106N，時(shí)間1.5～2.0 s；③初撐穩(wěn)定階段，負(fù)載恒定為1.3×106N，時(shí)間2.0～2.5 s；④增阻過(guò)程，負(fù)載1.3×106～2.0×106N，時(shí)間2.5～3.0 s；⑤恒阻穩(wěn)定階段，負(fù)載恒定為2.0×106N，時(shí)間3.0～3.5 s[18]。電磁先導(dǎo)閥組成元件的參數(shù)設(shè)置如表1所示，液控?fù)Q向閥組成元件的參數(shù)設(shè)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(zhì)量為500 kg；設(shè)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(shè)定壓力為50 MPa，泵站到支架的主進(jìn)液管通徑為50 mm，主回液通徑為65 mm，泵站到支架的主進(jìn)、回液管長(zhǎng)度為200 m。設(shè)定仿真起始時(shí)間為0 s，結(jié)束時(shí)間為3.5 s，仿真步長(zhǎng)為0.001 s，仿真允許誤差10-5，采用標(biāo)準(zhǔn)解算器混合誤差進(jìn)行仿真[18]。

由流體力學(xué)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(shù)，A1為最小開口面積，A2為液壓閥設(shè)計(jì)開口面積，v1為油液通過(guò)最小開口面積的速度。閥芯卡滯使得油液通過(guò)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(guò)液壓閥的流速將增大，同時(shí)局部損失系數(shù)也會(huì)增大，故使得局部壓力損失增大。

對(duì)于控制進(jìn)液的電磁先導(dǎo)閥，其正常工作時(shí)閥芯位移上下限為0.001 m～0，本次設(shè)定卡滯時(shí)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(shè)定電磁信號(hào)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(hào)Fig.3 External electromagnetic control signal

圖4 進(jìn)液電磁先導(dǎo)閥閥芯位移曲線Fig.4 Displacement curve of valve core for electromagnetic pilot valve

圖5 液控?fù)Q向閥閥芯位移曲線Fig.5 Displacement curve of spool valve of hydraulic control valve

根據(jù)電磁先導(dǎo)閥閥芯位移的不同，仿真得到液控?fù)Q向閥閥芯位移如圖5所示。

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

液壓支架的動(dòng)態(tài)特性圖如圖6～8所示。

電磁先導(dǎo)閥閥芯開啟度的變化反映到支架升柱過(guò)程中，主要對(duì)位移和速度有較明顯影響，而對(duì)立柱無(wú)桿腔內(nèi)的壓力和流量幾乎沒有明顯波動(dòng)。由圖6可得，閥芯開啟度在0.000 5和0.000 1 m時(shí)位移重合，最大位置略低于閥芯開啟度在0.001 m的時(shí)候，圖8說(shuō)明速度在2.0 s以后波動(dòng)明顯，也就是立柱初撐階段完成，開始進(jìn)入初撐穩(wěn)定階段的時(shí)候，此時(shí)電磁先導(dǎo)閥閥芯即將復(fù)位結(jié)束，閥口開啟度不斷減小直至為零。

對(duì)于控制進(jìn)液的電液換向閥，其正常工作時(shí)閥芯位移上下限為0～-0.006 m，本次設(shè)定卡滯時(shí)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(shè)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(wú)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(wú)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(shí)的動(dòng)態(tài)特性曲線如圖11～14所示。

由圖11和圖14可知，液控?fù)Q向閥閥芯開啟度的減小使得位移和流量出現(xiàn)類似成比例的減??；當(dāng)閥芯開啟度在0.002 m時(shí)，結(jié)合圖12可知，立柱活塞桿只在原位置出現(xiàn)上下振動(dòng)，活塞桿并沒有伸出去支撐頂板，即出現(xiàn)支架壓死現(xiàn)象；當(dāng)閥芯開啟度為0.004 m時(shí)，支架在沒有達(dá)到支撐高度時(shí)便進(jìn)入了初撐階段，即頂板來(lái)壓時(shí)間提前于支架完成升架的時(shí)間，將導(dǎo)致頂板下沉嚴(yán)重，出現(xiàn)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(dòng)越明顯。支架在升柱階段，即仿真前2 s時(shí)，閥芯開啟度對(duì)無(wú)桿腔壓力影響較小，速度波動(dòng)略有變化，而在2.0 s以后，即立柱進(jìn)入初撐階段以后，由于外力的存在，尤其開啟度為0.002 m時(shí)，速度和壓力曲線均波動(dòng)非常劇烈，立柱活塞桿將隨之震蕩劇烈，影響支架整體穩(wěn)定性。

3 結(jié)論

通過(guò)分析不同液壓閥閥芯開啟度對(duì)立柱液壓系統(tǒng)的影響，得到以下結(jié)論：

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

2) 電磁先導(dǎo)閥閥芯開度對(duì)立柱液壓系統(tǒng)的影響是間接通過(guò)控制液控?fù)Q向閥的開啟來(lái)實(shí)現(xiàn)的。當(dāng)電磁先導(dǎo)閥閥芯開啟度過(guò)小，使得液控先導(dǎo)閥閥芯開啟時(shí)間晚于正常工作狀況，此時(shí)對(duì)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(wú)桿腔壓力曲線Fig.13 Rodless cavity pressure curve

圖14 無(wú)桿腔流量曲線Fig.14 Rodless cavity flow curve

3) 液控?fù)Q向閥閥芯開啟度對(duì)立柱液壓系統(tǒng)的影響是直接性的，由于閥芯開啟減小，使得液阻變大，導(dǎo)致支架仿真曲線都變化劇烈。當(dāng)閥芯開啟度為0.002 m時(shí)，在實(shí)際工況下，將會(huì)出現(xiàn)頂板垮落事故，危害極大，必須極力避免此類危害的發(fā)生。

通過(guò)AMESim仿真軟件建立ZF5600/16.5/26液壓支架立柱液壓系統(tǒng)，通過(guò)對(duì)立柱控制回路的電磁先導(dǎo)閥、液控?fù)Q向閥閥芯卡滯故障進(jìn)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(guò)曲線對(duì)比可快速鎖定立柱液壓系統(tǒng)故障閥，為準(zhǔn)確有效排除故障提供依據(jù)。