液壓缸節流孔液阻特性試驗研究

張 賽，李提建，張德生，李艷鵬

1中煤科工開采研究院有限公司 北京 100013

2煤炭科學研究總院有限公司 北京 100013

液壓支架作為煤礦綜采工作面機械化開采的關鍵設備之一，主要負責工作面頂板支護和自主跟隨采煤機作業。支架的液壓系統主要由立柱控制回路、推移控制回路和其他千斤頂控制回路組成，液壓缸的種類、數量多，為避免液壓缸運動時不平穩和竄動，在液壓缸中設置了節流孔等阻尼元件，以控制支架動作速度。但隨著工作面的加長，進液節流孔造成的壓力損失和回液節流孔產生的背壓已不容忽視，經常出現液壓支架需進行移架時，推移液壓缸移動速度緩慢的現象[1-2]。

液壓系統中的供液壓力不變時，系統液阻及負載特性是決定液壓缸運行速度的 2 個關鍵因素[3]，一旦負載阻力、回液背壓及壓力損失之和與泵站壓力平衡時，就無法通過增大流量來提高速度。因此，為獲得精確的壓力損失數值，指導超長工作面液壓系統設計，避免出現支架移動速度緩慢的現象，需對節流孔的液阻特性開展研究。

目前對節流孔的液阻特性研究主要集中在油液介質或純水條件下，而對乳化液條件下的液阻研究較少。筆者通過試驗測試，獲得基于乳化液條件下，液壓缸節流孔在不同流量下的實際壓力損失值，分析其全流量-壓差特性，可為液壓支架在不同供液情況下的移架速度計算和仿真提供精確數據。

1 推移液壓缸節流孔模型

以推移液壓缸為例，為保證其工作時拉架力大于推溜力，一般采用倒裝結構。在拉架時，無桿腔進液，有桿腔回液；推溜時，有桿腔進液，無桿腔回液。阻力主要受頂底板摩擦特性及液阻影響，因此常處于高壓變負載工況，容易造成動作不平穩。為滿足系統速度和壓力控制功能，通過節流孔的阻尼作用來控制。典型的推移液壓缸節流孔結構如圖1 所示。

圖1 推移液壓缸節流孔結構Fig.1 Structure of throttle orifice of pushing hydraulic cylinder

節流孔作為固定液阻，其有多種形式，比較常見的有縫隙、薄壁孔、細長孔，以及介于薄壁孔和細長孔之間的混合液阻[4]。直徑和長度是節流孔的基本參數，當長徑比在 0.5～ 4.0 之間時，稱為短孔；當長徑比大于 4.0 時，稱為細長孔。

對于細長孔，其主要為沿程阻力損失，這是因為介質的黏性摩擦所造成。當流體流經細長孔時，其流動狀態為層流，此時其流量與壓差曲線為線性關系，液阻值為其斜率值固定不變。

細長孔流量公式[5]：

式中：qL為細長孔流量；d為細長孔直徑；μ為介質運動黏度；l為細長孔長度；ΔpL為細長孔兩端壓差。其液阻

短孔型液阻壓力損失與細長孔型液阻的壓力損失不同，為局部阻力損失。常規計算中，短孔的壓差流量計算公式和薄壁小孔類似，

式中：qS為短孔流量；Cd為與孔有關的流量系數，雷諾數較大時，約為 0.8；A0為短孔截面積；ΔpS為短孔兩端壓差；ρ為介質密度。

在液壓系統中，流體在流動時，會產生多種形式的摩擦，其流量表達形式不盡相同，可歸納為一個通用公式：

式中：q為流量；C為由孔的形狀、尺寸和液體性質決定的系數；m為由節流口形狀和結構所確定的系數，0.5＜m＜1.0。當節流口近似于薄壁孔時，m接近于 0.5；當節流孔近似于細長小孔時，m接近于 1.0。

式(1)～ (4) 主要針對液壓油介質，對于乳化液而言，密度和黏度更接近于水，流動更為復雜，以 40℃ 時為例，水的運動黏度為 0.661×10-6Pa·s，為相同溫度下 46 號液壓油的 1/70，且液壓缸實際阻尼由于結構影響變化較大，因此對液阻進行精確計算需要試驗測定。

對于液壓缸而言，R1、R2為進液節流孔和回液節流孔的液阻，則液壓缸總液阻R是兩者串聯，若通過液阻R1、R2的流量和等效液阻R的流量相同時，等效液阻應為兩者之和，

串聯時的壓力分配特性和各液阻值有關，液阻越大，相應環節的壓降越大[6]。

2 節流孔液阻特性試驗

2.1 試驗系統組成

節流孔液阻特性試驗系統由泵站、流量計及壓力傳感器等組成，如圖2 所示。試驗使用 2% 濃度的乳化液作為介質，通過大、小流量泵組合以測試大流量范圍下的節流孔液阻特性。通過高頻率數據采集系統獲取節流孔前后的壓差 Δp，每種工況測量多次取平均值。為了確保試驗數據的準確性，試驗前需對壓力傳感器進行校準。

利用測試系統分別對 6 種不同直徑的液壓缸節流孔進行液阻特性試驗，節流孔直徑D分別為 3、4、5、7、10、12 mm，節流孔長度l=10 mm，如圖3 所示。

圖3 不同規格的節流孔Fig.3 Throttle orifices of different specifications

2.2 結果分析

將測得的節流孔壓差和流量試驗數據擬合成曲線，其中 3 種不同直徑節流孔的液阻特性變化規律如圖4 所示，可據此計算任一流量下的壓差值。在 200 L/min 流量條件下，3 種節流孔的壓力損失分別為1.7、8.3、21.8 MPa。常用推移液壓缸的液控閥流量為 400 L/min，若選用 10 mm 節流孔，造成的壓力損失達到了 6.4 MPa，因此，分析液壓支架的移動性能時，不能忽視其節流孔的液阻帶來的影響。從各擬合曲線可看出液壓缸節流孔的液阻特性符合短孔特征，但由于通流面積A以及流量系數m的不同，各節流孔的液阻特性差異也較大。

圖4 不同直徑節流孔的流量-壓差曲線Fig.4 Flow and pressure difference curves of throttle orifices with different diameters

通過節流孔試驗得到的流量-壓差曲線與理論曲線對比如圖5 所示，可看出實測數據擬合出的節流公式與短孔理論公式的變化趨勢較為接近，但仍存在一定差值。實測數值普遍低于理論值，尤其是當節流孔孔徑較小時，差值較大。分析發現：一方面，由于短孔理論模型中流量系數Cd一般取 0.8，實際上流量系數雖不受流量變化的影響，但會隨著孔徑的減小而減小，如D=10 mm 的節流孔流量系數Cd≈0.75，D=7 mm 的節流孔流量系數Cd≈0.70，需通過試驗測定；另一方面，在節流孔長度不變時，隨著直徑的減小，內部液體流動狀態趨向于層流，而指數m也隨之逐漸增大。而且短孔理論模型中還忽略了壓力增加造成的密度增加而帶來的影響。

圖5 不同節流孔試驗值與理論對比曲線Fig.5 Comparison of experimental values and theoretical curves of different throttle orifices

3 結語

以液壓缸為研究對象，闡述了推移液壓缸的工作原理，對液壓缸節流孔的液阻特性進行了分析，構建了液壓缸串聯液阻理論模型。通過流量壓差試驗平臺，實測了乳化液介質下多規格節流孔的壓差，擬合出全流量-壓差曲線，可以預測任一流量下的壓力損失值，為液壓缸節流孔選型提供參考。

對試驗結果與理論值差異進行對比分析，發現在節流孔長度不變時，理論模型中的流量系數Cd會隨著孔徑的減小而減小，而指數m隨之逐漸增大，而且短孔液阻理論模型中忽略了壓力增加造成密度增加的影響，具體數值需要通過試驗測定。