王曉凱

(1.中國煤炭科工集團太原研究院有限公司，山西 太原 030006；2.山西天地煤機裝備有限公司，山西 太原 030006；3.煤礦采掘機械裝備國家工程實驗室，山西 太原 030006)

錐閥作為液壓閥的主要結構形式之一，因其密封性好、響應迅速、過流能力強、抗污染能力強，成為了液壓傳動中廣泛應用的液壓元件。近年來，國內許多學者對液壓油用錐閥做了大量研究以及優(yōu)化。滿國佳、王曉晶等著重研究了液壓油用錐閥的氣穴、空化現(xiàn)象[1-6]；閔為對錐閥開啟過程中閥芯的振動特性進行了深入研究，對比了錐閥開啟調節(jié)過程中閥芯的振動狀態(tài)與閥芯結構、流量及開啟壓力等因素的相應關系[7，8]；謝海波、栗瑞瑞等則著重對錐閥的閥芯液動力進行了數(shù)值計算和模擬仿真[9-12]，分析了錐閥在開啟過程中的瞬態(tài)液動力以及不同閥口形態(tài)下的穩(wěn)態(tài)液動力變化。近年來，隨著人們保護環(huán)境，節(jié)約能源意識的不斷提高，水液壓技術以及高水基液壓技術也受到了學者們的廣泛關注，在水用錐閥領域，潘廣香、王曉晶等對水液壓錐閥進行了流場分析以及結構優(yōu)化[13-15]；廖瑤瑤、鄭文婧等對高水基液壓錐閥氣蝕現(xiàn)象以及液動力進行了研究[16，17]。相對而言，國內對水用錐閥的研究較少，還有待繼續(xù)攻克。

乳化液[18，19]作為油水混合物，相較于液壓油既經(jīng)濟又環(huán)保，在煤礦井下應用廣泛，其主要配比濃度為3%～5%。與液壓油相比，乳化液的黏度低、壓縮性小，在同樣的工況和孔道中，流體會表現(xiàn)出不同的流動特性，作用于閥芯的液動力也不盡相同，所產生的湍動能以及湍能耗散也有所區(qū)別[20]，因而需要通過理論與實驗研究來掌握乳化液用元部件的特性。卸載閥是乳化液泵的重要組成部件，卸載閥主閥閥芯與閥座的結構采用錐閥形式，壓力達到31.5MPa，流量達到350L/min，且近年來不斷向更高壓力更高流量發(fā)展[21]。目前天地瑪珂公司已經(jīng)針對大采高工作面進行了高壓大流量乳化液泵的研制[22]，神東煤炭集團已經(jīng)開始在煤礦井下應用大流量乳化液泵站進行生產工作[23]。但是，國產乳化液泵在使用過程中一直存在卸載閥主閥使用時間短、容易損壞的問題，嚴重影響了生產效率。乳化液泵卸載閥主閥是錐閥應用于乳化液高壓大流量工況的典型案例，對其特性以及失效機理進行研究具有重要意義。

1 理論模型建立

1.1 工況分析

卸載閥實物圖及其液壓原理如圖1所示，當檢測到工作面壓力低于最低設定壓力時，需要乳化液泵加載供液。此時，電磁閥e得電換向，閥f兩端先導液壓力平衡并由彈簧將閥f推向右位，乳化液泵P口通過單向閥j流向綜采工作面A。當工作面A處壓力達到最高設定壓力、工作面無需供液時，電磁閥e斷電，閥f左端處先導液將閥f推向左位，泵出油口P開始卸載，乳化液直接回油箱，而工作面A處因為單向閥j的存在繼續(xù)保壓。如此循環(huán)，以保證工作面壓力保持在一定壓力范圍之內。在實際工作時，乳化液泵加載時間短，卸載時間長，故這種工作特點避免了泵站長時間高壓工作，使得當工作面不需要供液時，乳化液泵能夠以空載低壓運行，大大減小了系統(tǒng)能量的損耗，降低了系統(tǒng)發(fā)熱量并節(jié)約了電能。

圖1 卸載閥實物及液壓原理

由于工作面端以及卸載閥內部不可避免的存在泄漏，且工作面經(jīng)常需要通斷供液，卸載閥在工作過程中會不斷交替加載與卸載，造成卸載閥主閥的頻繁啟閉。當卸載閥卸載時，大量乳化液快速通過主閥閥口流出，從而實現(xiàn)系統(tǒng)的卸載。在此過程中，系統(tǒng)產生沖擊振動，其特點表現(xiàn)為：壓力高、流量大、流速高、沖擊劇烈，流體狀態(tài)十分復雜。且乳化液中基體介質為水，故乳化液黏度低，液膜厚度大大小于油液，在主閥芯頻繁啟閉的情況下會導致嚴重的黏著磨損和疲勞磨損。同時，乳化液汽化壓力高，極易汽化和沸騰造成氣蝕。裝機使用后的閥芯、閥套分別如圖2，圖3所示。由圖可見，閥芯主要損壞處為閥芯節(jié)流口處(a處)，乳化液出液口處(b處)，閥套主要損壞部位為閥座閥套拐角處(c處)。

圖2 閥芯損壞

圖3 閥套損壞

1.2 理論模型

建立主閥二維模型，并將損壞部位一一對應，如圖4所示。

圖4 主閥二維模型(mm)

主閥采用外流式錐閥結構，流體入口直徑d1=32mm，倒角出口直徑d2=36mm，閥芯直徑d3=40mm，擴口處角度φ=45°，閥芯開口量為xv。本次損壞的主閥在實際工況中，最高工作壓力pmax=31.5MPa，最大流量qmax=350L/min。為真實模擬主閥在使用時的工況，需要先計算得出穩(wěn)態(tài)工作時的閥芯開口量。

通過對閥入口處流體進行動量分析得出，閥入口處流體對閥芯的作用力為：

式中，p1為入口壓力，MPa；ρ為乳化液密度，取ρ=980kg/m3；q為乳化液流量；v2為乳化液在閥口處的流速。

式中，A為閥口處通流面積；dm為閥口處平均直徑，可由dm=(d1+d2)/2求得。

對閥芯進行受力分析，有以下結果：

式中，p2為出口壓力；F1為彈簧預壓縮力，取257N；k為彈簧剛度，取5578N/m。

通過錐閥閥口的流量為：

式中，Cd為流量系數(shù)，取Cd=0.8。

聯(lián)立式(1)—(4)，q取最大流量，解一元三次方程可得：xv=3.06mm。

2 失效機理分析

2.1 主閥啟閉過程分析

根據(jù)卸載閥主閥啟閉時的工況，搭建系統(tǒng)液壓模型，如圖5所示。

圖5 液壓模型

除前文提到的參數(shù)，部分參數(shù)設置見表1。系統(tǒng)中，采用蓄能器6來模擬工作負載。給定電磁閥2如圖6所示信號，在0～1.05s，電磁閥2得電，系統(tǒng)加載運行，液壓泵7產生的流量通過溢流閥9回油箱10；在1.05～1.2s，電磁閥2斷電，系統(tǒng)卸載，乳化液通過卸載閥主閥回到油箱4；在0.2s后，電磁閥2得電，系統(tǒng)加載。

表1 參數(shù)設置

圖6 電磁閥信號

按照圖6給定的電信號運行系統(tǒng)，監(jiān)測閥芯運動速度曲線如圖7所示，閥芯位移曲線如圖8所示，主閥進油口壓力曲線如圖9所示；主閥進油口流量曲線如圖10所示。為清晰顯示曲線變化部分，將前1s系統(tǒng)穩(wěn)定運行段去掉，只取了1～1.25 s內電磁鐵斷電、通電后，卸載閥主閥啟閉過程的曲線段。

圖7 閥芯運動速度

圖8 閥芯位移曲線

圖9 主閥進油口壓力曲線

圖10 主閥進油口流量曲線

通過圖7—圖10可知，電磁閥斷電后，卸載閥主閥可在0.15s時間內完全開啟，卸載閥在開啟的過程中可大致可分為兩個階段。在1.05～1.09s時間段，閥芯逐漸開啟但振動劇烈；閥口處壓力急劇下降，壓力從31.5MPa迅速降低到1.7MPa；閥口處流量波動嚴重，且流量值大于泵的出口流量。在0.08s到0.15s時間段，閥芯緩慢打開最終固定開口量約為3mm；壓降過程相對緩慢，從1.8MPa降低到1MPa并趨于穩(wěn)定；流量降到350L/min并穩(wěn)定排放。

而在電磁閥得電，卸載閥關閉的過程中，主閥芯逐漸關閉，基本呈線性移動，基本沒有波動；主閥閥口壓力迅速上升至工作壓力；同時，流量降至0且變化平順。

通過以上分析：卸載閥主閥在開啟過程中，高壓乳化液對閥芯沖擊劇烈且沖擊速度快，閥芯震顫嚴重，對閥的失效影響較大；而關閉過程中，閥的壓力損失較小，閥芯動作平穩(wěn)，對閥的失效影響較小。

2.2 穩(wěn)態(tài)分析

在卸載閥開啟穩(wěn)定時，監(jiān)測卸載閥內各項參數(shù)，閥內最高壓力為1MPa，處于閥入口處，最低壓力為-0.09MPa；最大流速為31.6m/s，最小流速為0；最大湍動能值為82.5J/kg，最小湍動能值為0.02J/kg。a/b/c及其附近最低壓力、最大流速、湍動能、以及回流情況見表2。

表2 a/b/c處流體狀態(tài)

可見，a處附近沒有負壓存在，雖然流速最高，但是湍動能處于較低值；且附近拐角處不存在回流情況，在穩(wěn)態(tài)時，流體對于a處的損傷很小。

b處附近壓力為正值，但是存在流體回流，造成此處渦流的產生，且湍動能也接近最高值。渦流的存在，使得流體產生強烈碰撞與混合，撞擊閥芯，造成磨損，大量消耗流體機械能。同時，湍動能大也表明此處發(fā)生著強烈的物質與能量的交換，會造成較大的能量損失與耗散，造成流動的不穩(wěn)定。

c處附近最低壓力為-0.09MPa，處于閥芯尖角處，尖角處因負壓的存在容易產生氣泡，當氣泡隨著流體運動至3處時，因壓力升高，氣泡不斷潰滅破裂，其中存儲的勢能轉變?yōu)閯幽?，使得附近閥套產生高頻交變載荷并產生塑性變形，從而導致表面氣坑的生成。

2.3 瞬態(tài)分析

因主閥開啟過程相較于關閉過程對閥失效的影響更大，故只對主閥開啟過程進行瞬態(tài)分析。在主閥開啟過程中，分別監(jiān)測各開口量時a/b/c處的壓力、湍動能值，繪制a/b/c處附近最低壓力以及最大湍動能值隨開口量變化的情況如圖11、圖12所示，在圖12中，將穩(wěn)態(tài)時的平均湍動能值作為判斷湍動能大小的依據(jù)。

圖11 a/b/c處附近最低壓力值

圖12 a/b/c處附近最大湍動能

從圖11、圖12可以看出，a處附近最低壓力值隨著開口量的增大而增大，最大湍動能值隨著開口量增大而減小。在開口量小于2mm時，a處附近最小壓力值基本處于負值，容易產生氣泡，造成a處氣蝕損壞。在開口量小于2.5mm時，a處附近最大湍動能值大于穩(wěn)態(tài)平均湍動能值。特別是在開口量小于1.5mm時，湍動能值急劇上升，說明附近物質與能量交換劇烈，對金屬壁面損壞極大；對比圖7—圖10發(fā)現(xiàn)，此時處于1.05～1.75s時間段，正好是閥芯震顫嚴重，流量波動劇烈的時間。同時，a處的氣蝕損壞會造成主閥的內泄漏，而主閥內泄則會極大的增加了a處損壞的速度。

對于b處，其附近壓力一直為正，附近最大湍動能值隨開口量變化也較小，均大于穩(wěn)態(tài)平均湍動能，意味著此處產生的渦流一直在產生能量交換，對壁面有所損傷。

對于c處，其附近最低壓力值隨開口量變化波動較小，在開口量大于0.6mm時，c處附近最小壓力值一直為負值，且負值基本集中在閥芯棱角處，此處會產生氣泡，造成c處氣蝕損傷；附近最大湍動能值隨著開口量增大而減小，說明附近物質與能量交換劇烈，對金屬壁面損壞極大。

3 結 論

1)經(jīng)過分析可知，造成a處損傷的主要原因是閥芯頻繁開啟時產生的氣蝕以及小開口量時拐角處產生的渦旋；且一旦損傷，造成的內泄會急劇加快此處損壞速度。

2)主閥瞬態(tài)開啟以及穩(wěn)態(tài)運行過程中，對閥芯b處均有損傷，主要是因為流體從出口邊界回流，造成渦流產生的，這是由錐閥錐面的導向作用造成的，難以避免。

3)主閥瞬態(tài)開啟以及穩(wěn)態(tài)運行過程中，對閥套c處均有損傷，主要是因為閥芯尖角處負壓造成的氣蝕現(xiàn)象，可通過改進主閥結構減小或消除氣蝕。