楊 峰，謝 巍，吳 旭

(南通理工學(xué)院建筑工程學(xué)院，江蘇南通 226002)

引言

本研究的插裝式平衡閥主要應(yīng)用在EBZ120型掘進(jìn)機(jī)上，用來(lái)控制掘進(jìn)機(jī)截割部升降油缸、回轉(zhuǎn)油缸，鏟板升降油缸和后支持油缸動(dòng)作。通過(guò)現(xiàn)場(chǎng)觀察發(fā)現(xiàn)，EBZ120型掘進(jìn)機(jī)截割部在升降和旋轉(zhuǎn)過(guò)程中存在明顯的爬行、抖動(dòng)現(xiàn)象[1-2]。為此，本研究搭建掘進(jìn)機(jī)截割部升降油缸液壓系統(tǒng)仿真模型，研究平衡閥對(duì)升降油缸爬行、抖動(dòng)現(xiàn)象的影響。

1 平衡閥工作原理介紹

插裝式平衡閥在EBZ120型掘進(jìn)機(jī)上是成對(duì)使用的，結(jié)構(gòu)如圖1所示。其中截割部由2個(gè)升降油缸驅(qū)動(dòng)，而每1個(gè)升降油缸由1對(duì)平衡閥控制,分別控制升降油缸兩腔的背壓。連接升降油缸無(wú)桿腔的平衡閥用來(lái)平衡截割部重力負(fù)載對(duì)升降油缸的作用力，確保油缸不會(huì)因重力負(fù)載自行下滑，連接升降油缸有桿腔的平衡閥在油缸活塞桿頂出時(shí)為有桿腔提供背壓，可提高升降油缸制動(dòng)響應(yīng)速度。

假設(shè)平衡閥1的A口和平衡閥2的B口連接升降油缸的有桿腔和無(wú)桿腔，平衡閥1的1口接液壓系統(tǒng)主泵的壓油口，平衡閥2的4口接液壓系統(tǒng)的回油口，在升降油缸活塞桿退回時(shí)，主泵出油口油液進(jìn)入平衡閥1的1口，頂開單向閥芯2，進(jìn)入升降油缸有桿腔，部分高壓油通過(guò)閥塊內(nèi)部通道經(jīng)油口3進(jìn)入平衡閥2的先導(dǎo)控制腔，而升降油缸無(wú)桿腔的油液則通過(guò)平衡閥2的B口作用在平衡閥2的主閥芯上，在無(wú)桿腔油壓和先導(dǎo)腔油壓的共同作用下，平衡閥2主閥芯打開，無(wú)桿腔油液通過(guò)4口返回油箱。在升降油缸退回過(guò)程中，平衡閥1相當(dāng)于單向閥，平衡閥2為升降油缸無(wú)桿腔提供背壓。而在升降油缸頂出過(guò)程中，平衡閥1為升降油缸有桿腔提供背壓，平衡閥2相當(dāng)于單向閥。

1.平衡閥1進(jìn)油口 2.單向閥芯 3.平衡閥2控制油口4.平衡閥2出油口 5.平衡閥主閥芯圖1 平衡閥結(jié)構(gòu)圖

2 液壓系統(tǒng)仿真模型搭建

2.1 液壓系統(tǒng)簡(jiǎn)化

通過(guò)現(xiàn)場(chǎng)觀察，掘進(jìn)機(jī)截割部在下降過(guò)程中，升降油缸的爬行抖動(dòng)現(xiàn)象較為明顯，為簡(jiǎn)化仿真模型，本研究搭建的模型只仿真截割部的下降過(guò)程。

在截割部下降過(guò)程(升降油缸活塞桿退回過(guò)程)中，升降油缸有桿腔的控制閥——平衡閥2，只起到單向閥的作用。因此，在搭建仿真模型時(shí)可忽略平衡閥2，但需保留平衡閥2為平衡閥1的先導(dǎo)腔提供的控制油。通過(guò)上述簡(jiǎn)化，截割部升降油缸的液壓系統(tǒng)可簡(jiǎn)化為如圖2所示。

2.2 仿真模型搭建

本研究使用AMESim軟件搭建了簡(jiǎn)化后的截割部升降油缸液壓系統(tǒng)仿真模型[3-6]，對(duì)平衡閥和掘進(jìn)機(jī)截割部進(jìn)行了重點(diǎn)搭建，其他液壓元件模型選自AMESim軟件的標(biāo)準(zhǔn)液壓庫(kù)，搭建的仿真模型如圖3所示。

圖2 簡(jiǎn)化后截割部升降油缸液壓系統(tǒng)

圖3 截割部升降油缸液壓系統(tǒng)仿真模型

2.3 模型參數(shù)化設(shè)置

依據(jù)EBZ120型掘進(jìn)機(jī)裝機(jī)液壓元件參數(shù)、平衡閥結(jié)構(gòu)尺寸、截割部結(jié)構(gòu)尺寸(見圖4)及質(zhì)量，對(duì)仿真模型(見圖5)進(jìn)行參數(shù)化設(shè)置，如表1所示。

圖4 掘進(jìn)機(jī)截割部外形尺寸

表1 AMESim仿真模型參數(shù)設(shè)置

說(shuō)明截割部由1對(duì)升降油缸驅(qū)動(dòng)，搭建的仿真模型為單缸，因此仿真模型里設(shè)置的泵輸出流量和截割部質(zhì)量只為真實(shí)值的一半。

圖5 掘進(jìn)機(jī)截割部仿真模型

3 截割部升降油缸負(fù)載仿真

對(duì)EBZ120型掘進(jìn)機(jī)截割部升降油缸的負(fù)載做理論計(jì)算[7]，得出升降油缸受到的總負(fù)載力為：

(1)

(2)

β=123°-θ

(3)

式中，G—— 截割部重力

F—— 升降油缸總負(fù)載力

α—— 截割臂與水平面夾角

β—— 升降油缸與水平面夾角

L1,L2,L3,L4,L—— 掘進(jìn)機(jī)截割部尺寸

θ—— 中間變量

已知EBZ120型掘進(jìn)機(jī)截割臂與水平面夾角α的范圍為：-31°～42°，按照上面公式計(jì)算，在α=-31°時(shí)，單件升降油缸負(fù)載力為87795 N，在α=42°時(shí)，單件升降油缸負(fù)載力為62187 N。

通過(guò)模型仿真，可得到單件升降油缸負(fù)載力與夾角α關(guān)系曲線(見圖6)。

圖6 油缸總負(fù)載力與夾角α關(guān)系曲線

通過(guò)仿真分析，得出升降油缸受到的最大負(fù)載力發(fā)生在截割頭處于下極限位置(截割臂與水平面夾角為-31°)時(shí)，且隨著截割臂從上極限位置(截割臂與水平面夾角為42°)下行至下極限位置，油缸負(fù)載力逐漸增大，并與理論計(jì)算結(jié)果基本一致。

通過(guò)搭建截割部結(jié)構(gòu)模型，可實(shí)現(xiàn)截割部升降油缸液壓系統(tǒng)的動(dòng)負(fù)載仿真，使仿真過(guò)程更加貼近真實(shí)工況，對(duì)優(yōu)化液壓系統(tǒng)參數(shù)設(shè)置具有更有效的指導(dǎo)作用。

4 截割部升降油缸爬行現(xiàn)象分析

由于升降油缸和旋轉(zhuǎn)油缸的液壓控制系統(tǒng)類似，本研究以截割部下降過(guò)程為例，參考許路、秦國(guó)棟、陳晉市等[8-12]研究平衡閥的方法，研究平衡閥對(duì)升降油缸爬行抖動(dòng)現(xiàn)象的影響。

由于截割部在下降過(guò)程中，升降油缸負(fù)載力是隨著α的減小逐漸增大的，這造成平衡閥的平衡狀態(tài)會(huì)一直被變化的負(fù)載打破，相對(duì)于固定負(fù)載的液壓系統(tǒng)，升降油缸液壓系統(tǒng)對(duì)平衡閥的動(dòng)態(tài)特性提出更高的要求。

首先，實(shí)測(cè)平衡閥閥體閥芯尺寸，并根據(jù)測(cè)量結(jié)果設(shè)置仿真模型參數(shù)，通過(guò)仿真，得到截割部下降過(guò)程中油缸無(wú)桿腔壓力曲線、油缸速度位移曲線和平衡閥主閥芯速度位移曲線，如圖7～圖9所示。

圖7 升降油缸無(wú)桿腔壓力曲線

圖8 升降油缸速度及位移曲線

圖9 平衡閥主閥芯速度及位移曲線

通過(guò)上述仿真曲線可以看出，在掘進(jìn)機(jī)截割部下降過(guò)程的前半段，平衡閥主閥芯速度和位置一直處于震蕩狀態(tài)，主閥芯需要較長(zhǎng)時(shí)間才能達(dá)到平衡狀態(tài)，說(shuō)明平衡閥動(dòng)態(tài)特性不能很好的匹配截割部升降油缸變負(fù)載液壓系統(tǒng)，造成截割部在下降過(guò)程的前半段升降油缸速度波動(dòng)明顯，一直處于爬行抖動(dòng)狀態(tài)。為改善平衡閥動(dòng)態(tài)特性，解決升降油缸爬行現(xiàn)象，下面將從平衡閥阻尼孔大小、動(dòng)摩擦力大小和先導(dǎo)比大小3個(gè)方面研究平衡閥對(duì)升降油缸下降過(guò)程爬行現(xiàn)象的影響。

4.1 控制油阻尼孔大小影響

平衡閥實(shí)物控制油阻尼孔大小為1 mm，設(shè)置控制油阻尼孔大小分別為0.8，0.6，0.4 mm，研究控制油阻尼孔大小對(duì)升降油缸爬行現(xiàn)象的影響，如圖10～圖12所示。

圖10 升降油缸無(wú)桿腔壓力曲線

圖11 升降油缸速度曲線

圖12 平衡閥主閥芯位移曲線

通過(guò)仿真曲線可知，隨著控制油阻尼孔尺寸的減小，升降油缸無(wú)桿腔壓力、油缸速度和平衡閥主閥芯位移穩(wěn)定性越來(lái)越好，特別是當(dāng)阻尼孔為0.4 mm時(shí)，平衡閥主閥芯可以快速開啟，并保持穩(wěn)定開口度，油缸外負(fù)載的變化也未造成平衡閥閥芯的明顯振動(dòng)，同時(shí)油缸無(wú)桿腔壓力和油缸速度都比較穩(wěn)定?？梢?，通過(guò)減小控制油阻尼孔尺寸，可有效控制升降油缸的爬行抖動(dòng)現(xiàn)象。

4.2 動(dòng)摩擦力大小影響

基于4.1仿真結(jié)果，將平衡閥控制油阻尼設(shè)置為0.4 mm，研究平衡閥動(dòng)摩擦力大小對(duì)升降油缸爬行現(xiàn)象的影響。

平衡閥主閥芯摩擦阻力主要由因密封圈預(yù)壓縮產(chǎn)生的初始摩擦阻力和在壓力油作用下產(chǎn)生的摩擦阻力增量組成。

初始摩擦力計(jì)算公式如下：

(4)

式中，F(xiàn)e—— 初始摩擦力

f—— 密封圈摩擦系數(shù)

e—— 密封圈預(yù)壓縮率

E—— 密封圈彈性模量

D—— 密封圈外圓直徑

W—— 密封圈載徑

μ—— 泊桑系數(shù)

摩擦阻力增量計(jì)算公式如下：

(5)

式中，F(xiàn)p—— 摩擦阻力增量

P—— 密封圈兩側(cè)壓差

密封圈引起的總摩擦阻力F總為：

F總=Fe+Fp

(6)

根據(jù)不同密封圈材質(zhì)、規(guī)格、安裝后預(yù)壓縮量等參數(shù)，可計(jì)算出密封圈對(duì)平衡閥主閥芯的總摩擦力范圍，在計(jì)算范圍內(nèi)分別取平衡閥的動(dòng)摩擦力為30，45，60，90 N，得到仿真結(jié)果如圖13～圖15所示。

圖13 升降油缸無(wú)桿腔壓力曲線

圖14 升降油缸速度曲線

通過(guò)仿真曲線可知，隨著動(dòng)摩擦力的增大，升降油缸無(wú)桿腔壓力、升降油缸和平衡閥主閥芯的速度波動(dòng)性越小，穩(wěn)定性越高。已知，動(dòng)摩擦力越小，平衡閥動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性越高 ，但是在面對(duì)變化負(fù)載時(shí)，過(guò)高的動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性反而使平衡閥更加不穩(wěn)定，因此，適當(dāng)?shù)脑黾悠胶忾y的動(dòng)摩擦力有助于增強(qiáng)平衡閥在面對(duì)變化負(fù)載時(shí)的穩(wěn)定性，但當(dāng)動(dòng)摩擦力提高到90 N時(shí)，平衡閥的穩(wěn)定性并沒(méi)有提高，反而主閥芯的爬行現(xiàn)象更嚴(yán)重。從仿真結(jié)果得到，當(dāng)主閥芯動(dòng)摩擦力為60 N時(shí)，油缸運(yùn)行平穩(wěn)性最好。

圖15 平衡閥主閥芯速度曲線

4.3 先導(dǎo)比大小影響

基于4.2仿真結(jié)果，將平衡閥動(dòng)摩擦力設(shè)置為60 N，研究平衡閥先導(dǎo)比對(duì)升降油缸爬行現(xiàn)象的影響。

通過(guò)設(shè)置平衡閥控制油腔尺寸，將平衡閥的先導(dǎo)比分別設(shè)定為1∶1，2∶1，3∶1，得到仿真結(jié)果如圖16、圖17所示。

圖16 升降油缸無(wú)桿腔壓力曲線

圖17 升降油缸速度曲線

通過(guò)仿真曲線可知，隨著先導(dǎo)比的增大，升降油缸無(wú)桿腔壓力逐漸降低，大先導(dǎo)比可有效降低系統(tǒng)能耗，起到節(jié)能效果。從系統(tǒng)穩(wěn)定性考慮，小先導(dǎo)比平衡閥的閥芯振動(dòng)受壓力波動(dòng)影響更小，在面對(duì)變化負(fù)載時(shí)選擇小先導(dǎo)比平衡閥更合適，但是先導(dǎo)比過(guò)小時(shí)，平衡閥先導(dǎo)作用被大大削弱，閥芯摩擦力等其他影響因素起了主導(dǎo)作用，使得升降油缸爬行現(xiàn)象更加嚴(yán)重。通過(guò)仿真曲線可知，當(dāng)平衡閥先導(dǎo)比2∶1時(shí)，升降油缸無(wú)桿腔的壓力波動(dòng)最小，升降油缸速度波動(dòng)最小。

5 結(jié)論

本研究搭建了掘進(jìn)機(jī)截割部升降油缸液壓系統(tǒng)動(dòng)態(tài)負(fù)載仿真模型，仿真出升降油缸的動(dòng)態(tài)負(fù)載，針對(duì)截割部下行過(guò)程中的爬行現(xiàn)象，分別從控制油阻尼孔大小、動(dòng)摩擦力大小和先導(dǎo)比3個(gè)方面展開分析，得出減小控制油阻尼孔尺寸、適當(dāng)增加動(dòng)摩擦力、選用2∶1的先導(dǎo)比可有效解決升降油缸的爬行抖動(dòng)現(xiàn)象。