基于AMESim的掘進機用平衡閥動態特性分析

, , (山西工程技術學院， 山西 陽泉　045000)

引言

平衡閥作為液壓平衡回路的核心控制元件，應用到掘進機截割部的升降油缸，控制著掘進機搖臂的平穩運動，其性能直接影響著掘進機工作性能和安全可靠性。油缸的負載方向與運動方向相反(正負載)時，平衡閥作為順序閥，使油液順利進入油缸，油缸平穩動作。當液壓缸受到負負載時，平衡閥會在液壓缸的回油口形成背壓，用于平衡負載，限制運動部件的超速運動，達到運動部件平穩動作的目的。而傳統的平衡閥負重工作時，升降油缸易出現“爬行”、“低頻抖動”現象，且平衡閥易產生氣穴、漩渦、噪聲等現象。因此，分析平衡閥的結構及其參數對平衡回路的影響，對平衡閥及平衡回路的優化設計具有重要意義[1]。插式平衡閥以結構緊湊、安裝方便等特點[2]，為目前掘進機普遍選用。掘進機截割部升降油缸平衡閥為研究對象，分析平衡閥結構和工作原理，建立其數學模型[3]，確定影響其性能的主要因素，搭建基于AMESim的平衡閥模型，研究平衡閥主要結構參數及油缸負重對系統動態特性的影響。

1　掘進機插式平衡閥的結構及工作原理

掘進機插式平衡閥的結構如圖1所示，主要由調壓螺桿、調壓螺母、調壓彈簧、閥體、主閥閥芯、單向閥閥芯、復位彈簧和密封等附件組成。平衡閥有主油口①、②和控制油口③。

一般將一對插式平衡閥通過螺紋連接安裝于同一閥塊內(如圖2所示)，在閥塊提供的油道環境工作，其工作原理如圖3所示。

①接油缸　②接換向閥　③控制油口1.調壓螺桿　2.調壓螺母　3.閥體1　4.調壓彈簧　5.閥體2 6.彈簧座　7.導向套　8.墊圈　9.主閥閥芯 10.單向閥閥芯　11.復位彈簧　12.卡套

圖2　插裝式平衡閥三維模型

圖3　平衡閥工作原理圖

兩平衡閥的主油口①分別連接油缸兩腔油口，主油口②分別連接換向閥兩工作油口。當換向閥在某位置工作，使系統向圖3中的閥1的主油口②供壓力油，閥2的主油口②接通油箱，結合圖1可知，壓力油進入閥1油口②，克服很小的復位彈簧力，推動先導閥閥芯打開，油液經閥1油口1進入油缸一側，同時閥1油口②的部分壓力油通過閥塊內油道進入閥2的控制油口③，作用在閥2主閥芯中端環形面上，為閥2主閥芯的打開起先導作用，油缸另一側油液壓力經閥2主油口①作用在閥2主閥芯端面上，與先導壓力共同克服調壓彈簧力，打開主閥芯，經閥2主油口②流回油箱，此工作過程中，閥1和閥2分別起單向閥和順序閥的作用。當換向閥處于相反位置時，則閥1相當于順序閥，閥2相當單向閥。當換向閥處于中位時，兩平衡閥通過閥塊的流道形成互鎖。

平衡閥亦起安全閥的作用。當無控制壓力，而油口①的油壓過大(如超負載，熱膨脹等)，使作用到主閥芯端面的壓力足以克服調壓彈簧預緊力，主閥芯打開溢流，避免油缸過壓損壞，保護截割頭截齒。

2　數學模型

當閥芯處于運動狀態時，其軸向所受液壓力和彈簧作用力如圖4所示。

主閥芯運動方程為：

pa1Aa1+pxAx-ptAt-p1A1-k(x1+x2)-Ff-

(1)

式中：Aa1為主閥芯錐形端面面積；pt為彈簧腔壓力；At彈簧腔作用面積;px為先導控制油壓力；Ax先導油作用面積；p1為回油壓力；A1為回油壓力對主閥芯軸向作用面積；x1為調壓彈簧初始形變；x2為主閥芯位移；k分別為兩彈簧的彈性系數；pa1為負載油壓力；Ff為密封摩擦力；Fw為節流口液動力；Fr為閥芯表面油液阻尼；m為主閥芯質量；t為閥芯運動時間。

由主閥芯運動方程可知，主閥芯除圖4所示受力外，其的受力還應有節流口液動力Fw、密封摩擦力Ff和閥芯表面油液阻尼Fr,其中密封摩擦力Ff相對其他的作用力較小，這里可以不考慮其影響。

節流口液動力：

Fw=cdπDx2(pa1-p1)sin2α

(2)

油液阻尼力：

(3)

式中:c為閥流量系數；cd為流量系數；D為閥座內孔直徑；α為主閥閥芯半錐角。

3　仿真模型搭建

分析所建數學模型，根據平衡閥結構和液壓回路，利用AMESim建立某型號掘進機升降油缸平衡閥工作狀態仿真模型，如圖5所示。單向閥模型由兩個HCD子模型組成，包括一個帶彈簧活塞子模型。順序閥由4個HCD子模型組成，包括一個帶彈簧活塞和一個錐形閥芯子模型。考慮了閥芯慣性效應對動態性能的影響[4]，且考慮單向閥芯和主閥芯的相對運動關系，加入了相對運動質量塊子模型。各子模型參數依照平衡閥、油缸實際參數和工況設定。

圖5　平衡閥AMESim模型

4　仿真結果分析

以某型號掘進機截割部升降油缸上升的動態過程為研究對象，設定仿真時間為0.2 s。

4.1　液壓缸負重的影響

圖6和圖7分別為油缸不同負重時油缸活塞和主閥芯的速度響應曲線，圖中給出了油缸負重分別取1000 kg、 2000 kg、3000 kg時的響應曲線，由圖可知：負重的變化只對速度變化過程產生影響，而最終穩定后的速度幾乎不變,穩定在0.02 m/s；負重較小時，速度較為平穩，有利于系統的穩定，但抖動次數較多，影響閥芯使用壽命。隨著負重增加，在負載慣性作用和液壓油的液壓沖擊下，速度波動范圍增大，速度達到穩態的時間延長，而活塞的抖動次數相應減少，有利于延長閥芯的壽命，卻不利于系統的穩定。

4.2　控制油口阻尼孔直徑的影響

圖8和圖9分別為不同的控制口阻尼孔直徑對活塞和主閥芯的速度響應曲線， 圖中給出了阻尼孔直徑分別取0.5 mm、1 mm、1.5 mm時的響應曲線， 由圖可知，控制口阻尼孔直徑大小對活塞速度的影響并不明顯，阻尼孔對主閥芯速度響應曲線有較好的濾波特性，阻尼孔越小系統穩定性越好。雖然增大阻尼孔直徑可提高平衡閥閥芯靈敏度，但帶來速度波動也越大。因此，在滿足閥芯響應速度的前提下，阻尼孔直徑越小越好，但過小的節流孔易被堵塞，以0.5 mm為宜。

圖6　油缸負重對活塞速度響應曲線

圖7　油缸負重對主閥芯速度響應曲線

圖8　控制口阻尼孔直徑對活塞速度響應曲線

圖9　控制口阻尼孔直徑對主閥芯速度響應曲線

4.3　調壓彈簧剛度及預緊力的影響

圖10和圖11分別為不同彈簧剛度系數對活塞和主閥芯的速度響應曲線，圖中給出了彈簧剛度系數分別取60 N/mm、76 N/mm、100 N/mm時的響應曲線。由圖可知，彈簧剛度對活塞和閥芯運動速度的影響大致相同，隨著彈性系數的增大，油缸活塞和主閥閥芯的速度波動幅度減小，液壓沖擊減小，系統越穩定，特別有利于掘進機升降油缸變化負載的平衡回路的系統穩定。因此，調壓彈簧在滿足使用要求的情況下，盡可能選取較大剛度系數。

圖10　彈簧剛度系數對活塞速度響應曲線

圖11　彈簧剛度系數對主閥芯速度響應曲線

調壓彈簧預緊力即為平衡閥在無先導控制壓力時的溢流壓力[5]。圖11和圖12彈簧預緊力分別200 N、315 N、400 N時速度響應曲線。由圖12為在不同預緊力下活塞的速度響應曲線可以看出，當彈簧剛度一定時，隨著預緊力增大，活塞速度波動頻次不變，速度波動幅度增大，不利于系統穩定。由圖13彈簧預緊力對主閥芯位移響應曲線可以看出，預緊力增大又造成主閥芯位移減小，使閥開口度減小，導致閥口油液流速變化增大產生液壓沖擊，還會在閥口附近形成低壓區[6]，產生氣泡和噪聲，造成對主閥芯的氣蝕，會大大降低平衡閥的使用壽命。

圖12　彈簧預緊力對活塞速度響應曲線

圖13　彈簧預緊力對主閥芯位移響應曲線

5　結論

通過建立平衡閥主閥芯的數學模型，分析影響其動態特性的主要因素，并通過掘進機舉升油缸平衡回路的AMESim模型進行仿真分析，得出：舉升油缸油缸上行時，由于隨著負重增大，速度波動較大且抖動時間較長；控制油口阻尼孔直徑大小對系統影響不大，但其越小，閥芯運動越平穩；較大彈簧剛度可有利于系統的穩定；過大的彈簧預緊力，不僅不利于系統用穩定，且會使平衡閥內產生氣蝕現象。

參考文獻：

[1]冀宏，梁宏喜，胡啟輝．基于AMESim的螺紋插裝式平衡閥動態特性的分析[J].液壓與氣動，2011,(10):80-83.

[2]Streeter V L. Fluid Mechanics [M]．北京：清華大學出版社，2007：63-84.

[3]袁士豪，殷晨波，劉世豪．基于AMESim的平衡閥動態性能分析[J]. 農業機械學報，2013,44(8):273-280.

[4]李坤，賈躍虎，劉天勛,等．基于AMESim的螺紋插裝式平衡閥動態特性仿真研究[J].液壓氣動與密封，2011，(3):41-44.

[5]姚平喜，張恒，王偉.負載敏感平衡閥動態特性仿真及參數優化研究[J]. 機床與液壓，2011,39(4):29-31.