液壓電梯用限速切斷閥的設計與分析

□ 陳 健

江蘇大學 機械工程學院 江蘇鎮江 212013

1 研究背景

隨著經濟、社會的發展,電梯已經成為特殊建筑、高層建筑中不可或缺的豎直交通運輸設備。電梯的廣泛使用,是人類社會進入工業化的重要標志之一[1-4]。根據不同的驅動方式,可以將電梯分為三種類型:曳引驅動電梯、強制驅動電梯、液壓驅動電梯。曳引驅動電梯行駛過程中安靜平穩,并且技術較為成熟,應用較為廣泛。曳引驅動電梯對土建要求較高,并且承載能力有限,電梯市場占有率受到限制。液壓驅動電梯不需要頂置機房,具有土建要求較低、無需對重、井道利用率高、承載質量大、安全性高等優點[5-6],廣泛應用于車庫、停車場等重載場合,以及一些受原土建限制,需要增設電梯的舊房改造工程。近年來國家對老舊小區進行改造,液壓驅動電梯的需求逐漸增大,市場占有率不斷提升。

目前,針對限速切斷閥的研究主要集中在歐美。2000年,德國Blain公司設計了一種R10型限速切斷閥,采用滑閥結構,結構簡單,但負載下落的加速度無法人為調節,并且關斷時間較長。2001年,瑞士Beringer公司設計了RSG系列液壓電梯用限速切斷閥,閥端部采用錐閥進行密封,閥關閉時反向流量泄漏量較小,但是閥芯運動過程中阻力較大,并且流量的調節范圍不如R10型限速切斷閥。在國內,秦玉彬[7]針對限速切斷閥在叉車液壓系統應用過程中存在的過大液壓沖擊等問題,提出了結構改進方案。張濤等[8]設計了一種海洋工程設備用限速切斷閥,制造出閥樣件,通過試驗研究了前、后阻尼孔尺寸對閥動態性能的影響。

對于限速切斷閥,國內的研究資料較少,并且未見具體成品應用于液壓驅動電梯。雖然國外進行了部分研究,但是由于國外技術保密等原因,國內外技術水平存在一定差異。由此可見,開展液壓驅動電梯用限速切斷閥的研究工作十分重要與迫切。筆者設計了一種背包式液壓電梯用限速切斷閥,閥的關斷流量可以人為調節。通過AMESim軟件,對所設計的限速切斷閥穩態性能和瞬態性能分別進行仿真研究,為同類閥的后續設計工作提供參考。

2 背包式液壓電梯工作原理

背包式液壓電梯是較為典型的機、電、液一體化產品[9-10],結構如圖1所示。

圖1 背包式液壓電梯結構

背包式液壓電梯主要由泵站系統、液壓控制系統、液壓缸、升降系統、轎廂、電氣控制系統等部分組成。泵站系統為電梯的運行提供穩定的動力,并存儲油液。液壓控制系統控制電梯的運行速度。液壓缸通過對曳引繩作用,間接帶動轎廂運動。升降系統主要包括滑輪組與曳引繩,通過不同的纏繞比可以得到不同的液壓缸與轎廂速比,因類似于人類的背包行為,故得名背包式液壓電梯。電氣控制系統主要協調各部件的工作。限速切斷閥固連于液壓缸有桿腔的油口處。在電梯正常工作時,限速切斷閥不起作用。當由于閥后管道破裂、元件密封失效等原因造成流過限速切斷閥的流量突增、轎廂急速下墜等情況時,限速切斷閥能夠迅速關斷,防止轎廂墩底。由此可見,限速切斷閥是背包式液壓電梯安全防護的重要裝置。

3 限速切斷閥結構設計

限速切斷閥的設計準則主要有三點:① 正向流通時壓力損失盡可能小;② 方向泄漏量小,密封性好;③ 關斷時間盡量短。針對上述要求,所設計的限速切斷閥結構如圖2所示。

圖2 限速切斷閥結構

由圖1可以看出,限速切斷閥主要由調節桿、閥體、閥芯、彈簧等部分組成。調節桿用于調節閥芯的初始開度,對應不同的關斷流量。限速切斷閥的pc端與液壓缸的有桿腔剛性連接,pp端連接管道,并且采用錐閥結構,從而能夠很好地保證反向密封性要求。

背包式液壓電梯正常工作時,油液流經限速切斷閥,閥芯兩端產生壓差,并且這一壓差不足以克服彈簧作用力,閥芯保持不動,限速切斷閥不工作。當閥后管道由于破裂或者元件密封失效而導致過閥流量突增、轎廂急速下墜時,油液流經限速切斷閥在閥芯兩端產生的壓差足以克服彈簧作用力,閥芯動作,及時關斷油路,防止轎廂墩底,從而有效保障乘員的生命安全。

油液流經限速切斷閥產生的壓力損失主要由兩方面組成:流經閥內流道的壓力損失與流經閥口的壓力損失。

流經閥內流道的壓力損失主要包括沿程壓力損失Δpλ、局部壓差Δpξ。沿程壓力損失Δpλ為:

(1)

式中:λ為沿程阻力因數;lg為流道長度;dg為流道直徑;ρ為油液密度;v為油液流速。

由式(1)可以看出,沿程壓力損失與流道長度成正比,而限速切斷閥的流道長度很小,因此可以忽略這一壓力損失。

由于限速切斷閥直接固連于液壓缸,因此局部壓差Δpξ亦很小,可以忽略不計。

綜上所述,油液流經限速切斷閥產生的壓差主要與閥口節流作用有關。關于限速切斷閥的有效通流面積A0,很多文獻已經給出了詳細推導過程,筆者不再贅述。有效通流面積A0為:

A0=πxvsinα(dp-xvsinαcosα)

(2)

式中:xv為閥口開度;α為半錐角;dp為閥座直徑。

由式(2)可以看出,閥口開度與有效通流面積呈拋物線關系。在實際選取閥口開度時,需要使閥口處的油液流速大于閥座孔道處的油液流速,即滿足:

(3)

式中:q為油液流量。

將物理量代入式(2),可以得到閥芯最大開度xvmax為:

(4)

根據閥口壓差流量公式,限速切斷閥兩端的壓差Δp為:

(5)

式中:Cd為流量因數。

在額定流量條件下,一般要求限速切斷閥所產生的壓力損失在0.1～0.2 MPa之間,從而有:

(6)

式中:qn為額定流量。

考慮限速切斷閥閥芯處穩態液動力的影響,油液對閥芯的總作用力F為:

(7)

式中:pc為閥口處油液壓力;r0為閥芯半徑;F′為穩態液動力;K為彈簧剛度;x0為彈簧預壓縮量。

代入各物理量,油液對閥芯的總作用力F為:

(8)

式中:φ為限速切斷閥閥口處流速與水平方向夾角;r1為閥座半徑。

由式(8)可知,臨界狀態時油液對限速切斷閥閥芯的總作用力為零,此時作用在閥芯上的力相互平衡,對應的流量即為限速切斷閥的關斷流量。閥芯半徑取20 mm,半錐角取30°,閥座直徑取30 mm,最大閥口開度取16.5 mm,流量因數取0.6,油液密度取880 kg/m3,可以得到限速切斷閥在額定流量條件下所產生的壓差約為0.19 MPa,基本符合設計要求。彈簧剛度為8 N/mm,對應的限速切斷閥關斷流量為560 L/min。

4 仿真分析

4.1 穩態性能

限速切斷閥的穩態性能指限速切斷閥不工作且閥芯處于最大開口時,限速切斷閥的過閥流量與過閥壓差的關系,在一定程度上可以反映限速切斷閥性能的優劣。限速切斷閥穩態仿真模型如圖3所示。在進行仿真之前,筆者給出穩態工況下AMESim軟件使用的各仿真參數,限速切斷閥最大初始開口為16.5 mm,閥芯直徑為40 mm,閥芯質量為0.2 kg,彈簧剛度為8 N/mm,彈簧預緊力為130 N,壓力油源為2 MPa,比例閥開啟時間為10 s。其余參數選用軟件默認參數即可。

圖3 限速切斷閥穩態仿真模型

通過仿真,過閥壓差流量曲線、過閥時間流量曲線分別如圖4、圖5所示,t為時間。當限速切斷閥處于最大開口時,限速切斷閥的過閥壓差隨著過閥流量的增大而增大。當過閥流量達到切斷流量560 L/min時,過閥壓差僅為0.2 MPa左右。

圖4 過閥壓差流量曲線

圖5 過閥時間流量曲線

對限速切斷閥穩態性能的研究,也就是對影響限速切斷閥關斷流量的因素進行分析。

(1) 閥前壓力對關斷流量的影響。分別設定閥前壓力為2 MPa、4 MPa、6 MPa,對應的閥前壓力關斷流量關系曲線如圖6所示。

圖6 閥前壓力關斷流量關系曲線

由圖6可以看出,在閥口開度一定的條件下,關斷流量隨著閥前壓力的增大而增大,這主要和油液的壓縮性有關。油液的彈性模量β為:

β=-ΔpV/ΔV

(9)

式中:ΔV為油液體積變化量;V為油液初始體積。

由式(9)可知,閥前壓力越大,閥前油液的壓縮量越大,在限速切斷閥工作時對應的過閥流量越大,關斷流量也越大。

(2) 比例閥開啟時間對關斷流量的影響。通過緩調閥后,比例閥的開口可以使限速切斷閥的過閥流量逐漸增大,從而實現對限速切斷閥的穩態性能進行仿真分析。設定閥前壓力為2 MPa,比例閥開啟時間分別為10 s、15 s、20 s,對應的比例閥開啟時間關斷流量關系曲線如圖7所示。

圖7 比例閥開啟時間關斷流量關系曲線

由圖7可以看出,在閥口開度一定的條件下,關斷流量隨著調節時間的增加而減小,這同樣可以用油液的壓縮性來解釋。調節時間越長,過閥壓差越小,關斷流量也越小。

4.2 瞬態性能

限速切斷閥的瞬態性能指當由于閥后管道破裂、元件密封失效等原因造成流過限速切斷閥的流量突增、轎廂急速下墜時限速切斷閥的瞬態關閉性能,限速切斷閥的瞬態性能同樣是評價背包式液壓電梯安全與否的重要指標。限速切斷閥瞬態仿真模型如圖8所示。液壓缸缸徑為80 mm,柱塞直徑為45 mm,轎廂自身質量為1 250 kg,承載質量為0～1 000 kg,限速切斷閥閥芯處于最大開口,仿真時間設置為1 s,其余參數選用軟件默認參數即可。

圖8 限速切斷閥瞬態仿真模型

限速切斷閥閥芯處于最大開口狀態下,限速切斷閥的切斷流量仿真結果如圖9所示。由圖9可以看出,限速切斷閥從1.93 s開始動作,在1.99 s左右時將流量關斷,關斷時間約為0.06 s,遠短于德國Blain公司設計的R10型限速切斷閥的關斷時間。

圖9 限速切斷閥切斷流量仿真結果

以下分析背包式液壓電梯瞬態工況下不同承載質量對缸內油壓、轎廂速度、轎廂位移的影響。以三層三站、每層高度2.7 m為例,原點選在底層位置,轎廂初始位置設置在頂層,通過轎廂的自由落體運動來模擬由于閥后管道破裂、元件密封失效等原因造成的流過限速切斷閥流量突增、轎廂急速下墜情況。缸內油壓p、轎廂速度vj、轎廂位移xj、轎廂加速度a仿真曲線依次如圖10、圖11、圖12、圖13所示。

圖10 缸內油壓仿真曲線

圖11 轎廂速度仿真曲線

圖12 轎廂位移仿真曲線

圖13 轎廂加速度仿真曲線

由圖10可以看出,缸內油壓的峰值隨著承載質量的增大而增大,最大瞬態壓力可以達到55 MPa,所以在設計液壓缸時,應盡可能選用高強度材料,并且滿載工況下缸內壓力的波動程度要大于空載及半載。由圖11可以看出,在滿載工況下,轎廂速度的波動同樣大于空載及半載。由圖12可以看出,轎廂的位移隨著承載質量的增大而增大,滿載時轎廂最終會停在3.4 m左右的高度,下落距離約2 m,這主要是由于背包式液壓電梯采用了1∶2布局形式。由圖13可以看出,轎廂下降的加速度波動在滿載工況下大于空載及半載,舒適性較差。仿真結果表明,筆者所設計的限速切斷閥即使在轎廂滿載時仍然能夠很好地切斷油路,阻止轎廂下墜。

5 結束語

為了提升液壓驅動電梯的被動安全性能,筆者對背包式液壓電梯用限速切斷閥的結構進行了設計,并通過AMESim軟件對限速切斷閥的穩態性能與瞬態性能進行了仿真研究。仿真結果表明:穩態工況下過閥流量達到切斷流量時,過閥壓差很小,僅為0.2 MPa;瞬態工況下過閥流量達到切斷流量時,切斷動作時間很短,僅為0.06 s左右;即使在轎廂滿載工況下,限速切斷閥仍然能夠很好地切斷油路,防止轎廂墩底。