Design and experimental study of electro-hydraulic buffer control valve for hydraulic support push cylinder
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摘要:
工作面液压支架推溜油缸在进行推溜和拉架时，启动瞬间压力冲击剧烈，易造成推溜油缸鼓缸、涨缸、密封失效甚至连接销轴断裂。针对该问题，分析了推溜油缸启动瞬间的压力冲击成因，提出了一种用于缓冲液压支架推溜油缸压力的电液缓冲控制阀。理论分析了电液缓冲控制阀的阀口开度、液阻、压力流量特性等参数，设计了电液缓冲控制阀的关键结构参数。在AMESim中构建了电液缓冲控制阀仿真模型，验证了电液缓冲控制阀缓冲推溜压力的可行性。基于理论分析和仿真结果，试制了电液缓冲控制阀的样机，并搭建了电液缓冲控制阀模拟试验平台，通过模拟推溜油缸负载测试电液缓冲控制阀的工作性能，结果表明：使用电液缓冲控制阀后，推溜油缸的压力冲击从17 MPa降低到9.6 MPa，推溜油缸的推移速度小幅降低。通过井下工作面现场试验进一步验证电液缓冲控制阀对推溜油缸的缓冲控制效果，结果表明：安装电液缓冲控制阀后，支架推溜油缸推溜冲击压力从22.3 MPa降低到16.2MPa，推溜油缸启动推溜瞬间的压力冲击降低了27.3%，验证了电液缓冲控制阀能有效降低推溜油缸在推溜时的压力冲击，为液压支架推溜油缸压力缓冲提供了新的解决方案。
Abstract:During the pushing and pulling operations of the push cylinder of the hydraulic support in the working face, the instantaneous pressure surge at startup is severe, which can lead to cylinder bulging, expansion, seal failure, or even the fracture of connecting pins. To address this issue, the causes of pressure surges at the startup of the push cylinder are analyzed, and an electro-hydraulic buffer control valve is proposed to mitigate these surges. A theoretical analysis was conducted on key parameters such as valve opening, hydraulic resistance, and pressure-flow characteristics, and the key structural parameters of the electro-hydraulic buffer control valve were designed. A simulation model was developed in AMESim to verify its feasibility in buffering push pressure. Based on theoretical analysis and simulation results, a prototype of the electro-hydraulic buffer control valve was developed, and a simulation test platform was established to evaluate its performance by simulating push cylinder loads. The results showed that after using the electro-hydraulic buffer control valve, the pressure surge of the push cylinder was reduced from 17 MPa to 9.6 MPa, with a slight decrease in pushing speed. Field tests in an underground working face further confirmed the buffering effect of the electro-hydraulic buffer control valve on the push cylinder. The results showed that after installing the electro-hydraulic buffer control valve, the impact pressure of the push cylinder decreased from 22.3 MPa to 16.2 MPa, reducing the instantaneous pressure surge at startup by 27.3%. The findings verify that the electro-hydraulic buffer control valve can effectively reduce pressure surges during the pushing operations, providing a new solution for pressure buffering in push cylinders of hydraulic supports.
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0. 引言
安全、高效、智能、绿色是煤矿开采的发展趋势，智能化工作面建设是煤矿智能化的重点[1-3]，工作面直线度控制是影响智能化工作面高效安全工作的关键[4-5]。综采工作面推进过程中需要频繁推溜，电液换向阀控制推溜油缸进行成组推溜动作，从而确保工作面调直。由于液压支架推溜油缸的负载复杂，综采地面主要为岩层、矸石、泥土、落煤等，推移过程中负载非线性，中部槽的底板摩擦力和落煤阻力较大，使得推溜油缸工作压力较高，相邻推溜油缸间又存在耦合关系[6-7]，且推溜油缸采用电液换向阀控制，在接收开关信号动作时只有阀口的通断，难以对流量实现精确实时调控，推溜行程依靠现场人员目测微调，导致工作面调直精度较低[8]。工作面循环的移架和推溜动作使现有供液系统中电液换向阀频繁通断，控制推溜油缸换向，必然导致阀口和缸内压力存在剧烈波动，推溜油缸的冲击现象严重[9]。此外，液压支架电液换向阀的电磁先导阀响应迅速[10-11]，主阀口在极短的时间内打开，供液系统的高压大流量乳化液迅速进入推溜油缸，产生较大冲击[12-13]。推溜油缸所受的瞬间冲击过程极短，冲击峰值较大，其安全阀在极短的时间内难以瞬间打开，容易导致推溜油缸产生涨缸、鼓缸、密封失效甚至连接销轴断裂等故障，严重影响煤矿安全生产和开采效率[14-15]。
针对上述问题，穆健勇等[16]提出了一种用于支架推溜油缸的推移调速阀，推溜油缸启动后通过主阀芯上的阻尼孔进行节流供液，而后通过电磁先导阀使主阀口全开供液，起到了启动压力缓冲和调速的作用。周如林等[17]提出了一种用于支架推溜调速的调速阀及其联动调速回路，其阀口分为阻尼和通断口，通过电磁先导阀控制调速阀的阀口，从而调控推溜油缸运动。李钰[8]通过径向基函数神经网络预测支架推移油缸的运动位置，实现了推移油缸定位控制。王世博等[18]建立了液压支架推溜移架的机液耦合模型，分析了刮板输送机直线度检测误差的产生原因。
针对推溜油缸的冲击问题，目前多采用大小2种固定阀口进行缓冲控制，但推溜油缸负载复杂多变，固定的缓冲口不能完全适应推溜油缸的缓冲需求。因此，本文提出一种连续可调的电液缓冲控制阀，阀口为离散的多孔节流口，旨在实现推溜油缸的高效缓冲，提升工作面调直精度，平稳控制推溜油缸的推移过程，提高工作面开采效率和关键液压元件的可靠性。
1. 推溜油缸液压控制原理
根据煤层厚度和开采要求，支架推溜油缸分为正装式和倒装式[19]，本文以倒装式推溜油缸为研究对象，综采工作面推溜调直如图1所示。井下支架电液换向阀组和推溜油缸液压控制原理如图2所示。井下工作面的供液系统经过长管路进入支架电液换向阀前端，通过电液换向阀控制推溜油缸实现推溜和拉架动作。
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图 2 液压支架电液换向阀组与推溜油缸控制液压原理Figure 2. Electro-hydraulic directional valve group and hydraulic control principle of push cylinder of hydraulic support由图2可知，电磁先导阀的A1电磁铁得电，先导液控制主阀1和主阀2右位，高压乳化液进入推溜油缸的无杆腔，同时打开液控单向阀，推溜油缸通过液控单向阀和主阀3回液，完成拉架操作。为保证拉架动作的速度，推溜油缸无杆腔的流量需求较大，因此电液换向阀组上使用主阀1和主阀2共同向推溜油缸供液。电磁先导阀的A2电磁铁得电，先导液控制主阀3右位，高压乳化液通过液控单向阀进入推溜油缸的有杆腔，推溜油缸通过主阀1和主阀2的左位回液，完成推溜操作。
传统手动支架换向阀的阀口开度通过手动操作，在推溜油缸启动时主阀口由人工缓慢打开，产生的压力和流量冲击相对较小，目前支架电液换向阀的电磁先导阀一旦得电，先导液控制主阀阀口迅速打开，整个过程时间为0.1 s左右[20-21]，井下供液系统的高压大流量典型工况，使得推溜油缸启动时会产生较大压力和流量冲击。
2. 推溜油缸电液缓冲控制阀设计
以陕西有色榆林煤业有限公司榆阳区杭来湾煤矿30203工作面作为电液缓冲控制阀试验工作面，供液系统流量为3 000 L/min，最大工作压力为40 MPa，工作面成组推溜时最大行程为1 000 mm，最短推移时间约为4 s，单个推溜油缸所需最大流量约为430 L/min。考虑试验工作面的实际工况和设计裕量，试制电液缓冲控制阀非标试验样机，其设计参数：通流流量为600 L/min，最大工作压力为40 MPa，工作介质为矿用乳化液。
电液缓冲控制阀结构如图3所示。电液缓冲控制阀的阀口为多孔节流形式，节流孔沿主阀芯径向和轴向均布，主阀芯在先导阀控制下向左移动，阀口逐渐打开，通流面积逐渐增大。主阀芯与阀体的环形间隙在高压液进入时起到缓冲水锤压力的作用，阀口的通流面积与孔的遮盖数量有关。阀口的通流面积线性度较好，调控区间较大。电液缓冲控制阀的主阀芯运动靠电磁先导阀液控实现，主阀芯左侧给液控制，阀口从关闭状态逐渐打开；主阀芯右侧给液控制，阀口从全开状态逐渐关闭。通过调整主阀芯两侧的阻尼可以控制主阀芯开启速度。
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图 3 电液缓冲控制阀结构1—端盖；2—主阀块；3—主阀芯；4—出口；5—进口；6—动密封；7—阀堵；8—螺栓。Figure 3. Structure of electro-hydraulic buffer control valve电液缓冲控制阀的阀口由一系列离散孔组成，故阀口通流面积为
$$ \mathit{\mathbf{\mathit{\mathit{\mathrm{ }}}}}S=\text{π}knd^2/4 $$ (1) 式中：k为孔在径向上的分布数量；n为孔在轴向上的分布数量；d为孔径。
电液缓冲控制阀的阀芯上单个孔的流量为
$$ q_k=\dfrac{{\text{π}} d^4}{128 \mu L} \Delta p $$ (2) 式中：μ为介质的动力黏度；L为孔的长度；∆p为孔的进出口压差。
短孔通流流量更大，增加单孔长度必然导致阀内产生更大压损和能量耗散，但也能起到更好的压力缓冲效果。
阀口形状和几何尺寸确定后，压降与有效通流面积决定了通流流量，单孔液阻为
$$ R_k=\dfrac{\Delta p^{1-m}}{K A m}=\dfrac{32 \mu L \Delta p^{1-m}}{d^2 A m} $$ (3) 式中：K为液阻系数；m为细长孔指数。
阀口的等效液阻R计算公式为
$$ \frac{1}{R} = \left( {\frac{1}{{{R_1}}} + \frac{1}{{{R_2}}} + \cdots +\frac{1}{{{R_{\text{s}}}}}} \right) $$ (4) 式中Rs为主阀芯上第s个过流孔的液阻。
电液缓冲控制阀的阀口流量为
$$ Q=\frac{{\text{π}} d^4}{128 \mu L} \Delta p n k $$ (5) 要保证阀口过流面积的线性度，应尽可能减小孔直径，通过调整孔的数量来控制过流面积。考虑主阀芯的径向空间、结构强度和加工工艺性，设计过流孔直径为2 mm，轴向孔为8列，同一轴向上2个孔轴线距离为6 mm，轴向长度为28 mm，过流孔单组径向分布数量为10个，孔长为9 mm。
电液缓冲控制阀推溜系统回路如图4所示。电液缓冲控制阀接入到推溜油缸与液控单向阀之间，推溜时支架电液换向阀组中电磁先导阀控制主阀3右位，高压乳化液经过液压单向阀进入电液缓冲控制阀，此时，电液缓冲控制阀的电磁先导阀A侧给液，将电液缓冲控制阀口逐渐打开，用以抑制推溜油缸进液腔的高压大流量冲击，节流缓冲功能通过移动主阀芯改变主阀上的离散通流孔实现。推溜油缸有杆腔回液时电液缓冲控制阀阀口全开，可正常回液。电液缓冲控制阀的电磁先导阀B侧给液，将电液缓冲控制阀主阀芯复位，阀口关闭。
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图 4 电液缓冲控制阀推溜系统回路Figure 4. Circuit of pushing system withelectro-hydraulic buffer control valve sliding system3. 电液缓冲控制阀AMESim仿真分析
根据电液缓冲控制阀原理，利用AMESim的HCD库和Mechanical库搭建推溜油缸电液缓冲控制阀仿真模型，如图5所示。仿真模型主要参数见表1。
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图 5 推溜油缸电液缓冲控制阀AMESim仿真模型Figure 5. AMESim simulation model of electro-hydraulic buffer control valve for push cylinder表 1 仿真模型主要参数Table 1. Main parameters of simulation model参数名称 数值 参数名称 数值 工作压力/MPa 30 主阀芯直径/mm 35 工作温度/℃ 40 过流孔直径/mm 2 动力黏度/（Pa·s） 0.001 5 阀芯位移/mm 24 油缸缸径/mm 250 过流孔长度/mm 9 油缸杆径/mm 160 油缸行程/mm 1 000 根据AMESim仿真结果得到了推溜油缸安装电液缓冲控制阀后压力变化规律，如图6所示。未加电液缓冲控制阀时，油缸启动瞬间压力在0.1 s左右达到35 MPa，而后压力下降并稳定在30 MPa。安装电液缓冲控制阀后，缸内压力快速上升到24.6 MPa，随后逐渐上升到30 MPa，有效降低了推溜油缸启动的压力阶跃冲击。
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图 6 安装电液缓冲控制阀后推溜油缸压力曲线Figure 6. Pressure curves of push cylinder after installing - buffer control valve4. 电液缓冲控制阀试验研究
为验证本文设计的电液缓冲控制阀的工作性能，试制了电液缓冲控制阀样机，分别在推溜油缸模拟试验平台和井下工作面现场进行试验验证。
4.1 模拟工况试验
电液缓冲控制阀模拟试验平台如图7所示。乳化液泵站向推溜油缸供液，采用被动加载方式模拟推溜油缸负载，负载油泵站向加载缸补液，通过调整比例溢流阀实现向推溜油缸加载。受实验室条件限制，推溜油缸缸径、杆径较小，试验时以推溜油缸的无杆腔进液模拟推溜动作。
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图 7 电液缓冲控制阀模拟试验平台Figure 7. Simulation test platform for electro-hydraulic buffer control valve推溜油缸压力模拟试验曲线如图8所示。未加电液缓冲控制阀时，推溜油缸启动后压力在0.2 s内迅速达到峰值（约17 MPa），相当于油缸活塞承受了一个时变性较强的冲击负载。安装电液缓冲控制阀后，推溜油缸启动后压力在0.5 s内上升到9.6 MPa，在3.8 s后逐渐上升到15 MPa，压力冲击尖峰得到有效缓冲，压力冲击降低，出现缓冲斜坡。
推溜油缸位移模拟试验曲线如图9所示。在启动后的0.5 s内，未加电液缓冲控制阀推溜油缸位移斜率较大，速度较大，整个推移行程为610 mm，时间为8 s。加电液缓冲控制阀推溜油缸的位移斜率基本稳定，但到达相同位移所需时间多1.2 s。
4.2 井下工作面推溜试验
模拟试验平台不能完全模拟井下真实工况，为深入研究电液缓冲控制阀工作性能，在杭来湾煤矿30203工作面开展了井下现场试验。
工作面推溜油缸未加电液缓冲控制阀的推溜压力和位移如图10所示。推溜油缸缸径为250 mm，杆径为160 mm。工作面测试时采用10组支架成组推溜，推溜行程约850 mm。支架电液换向阀开启后，推溜油缸压力在0.18 s内从2.7 MPa上升到22.3 MPa，压力阶跃约20 MPa。随着推溜油缸向前推移，推溜油缸压力逐渐降低稳定，推溜油缸的平均推移速度为115.3 mm/s。井下工况复杂，刮板输送机周围覆盖煤岩，并且相邻构件互相耦合，推溜油缸启动的冲击压力波动范围较大，瞬间的巨大压力阶跃势必对推溜油缸产生极大的冲击破坏。
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图 10 未加电液缓冲控制阀时的支架推溜油缸压力和位移曲线Figure 10. Pressure and displacement curves of push cylinder before installing the electro-hydraulic buffer valve阻尼直径的变化可以改变阀芯的移动速度，从而影响电液缓冲控制阀的缓冲效果。设置阻尼直径分别为1 mm和1.5 mm，进行测试验证。阻尼直径为1 mm时推溜油缸压力和位移曲线如图11所示。安装电液缓冲控制阀后，推溜油缸启动时压力在0.2 s内上升到16.2 MPa，而后压力在1 s内逐渐上升到20 MPa，再逐渐减小并稳定在13 MPa左右，整个推溜行程约900 mm。相较于常规推溜，安装电液缓冲控制阀后推溜油缸的压力冲击降低了27.3%，压力冲击阶跃明显减小。推溜油缸的平均推移速度为112.1 mm/s。
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图 11 阻尼直径为1 mm时推溜油缸压力和位移曲线Figure 11. Pressure and displacement curves of push cylinder with a damping diameter of 1 mm阻尼直径为1.5 mm时推溜油缸压力和位移曲线如图12所示。安装电液缓冲控制阀后，推溜油缸启动后压力快速上升到16.3 MPa，推溜油缸持续推进后压力减小，而稳定在14 MPa左右小幅波动。推溜过程的平均推移速度为113.7 mm/s。相较于常规推溜压力冲击阶跃明显减小，安装电液缓冲控制阀后推溜油缸的压力冲击降低了25.7%。
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图 12 阻尼直径为1.5 mm时推溜油缸压力和位移曲线Figure 12. Pressure and displacement curves of push cylinder with a damping diameter of 1.5 mm主阀芯两侧的阻尼影响电液缓冲控制阀的阀口开启速度，工作压力相同时，阻尼直径越小，主阀芯开启速度越慢，电液缓冲控制阀主阀芯上的过流孔逐步打开，推溜冲击的缓冲效果越好。相比于阻尼直径为1.5 mm的电液缓冲控制阀，采用阻尼直径为1 mm的电液缓冲控制阀缓冲效果稍好，但相差不大。考虑井下供液系统介质的清洁度，过小的阻尼孔容易堵塞，影响电液缓冲控制阀正常工作，因此本文电液缓冲控制阀采用直径为1.5 mm的阻尼。
5. 结语
分析了支架推溜油缸启动时压力冲击的产生原因，提出了对推溜油缸具有缓冲作用的电液缓冲控制阀。通过理论计算确定了电液缓冲控制阀的主要参数，利用AMESim仿真分析验证了电液缓冲控制阀的可行性，通过推溜油缸模拟试验平台和井下工作面现场推溜试验，验证了电液缓冲控制阀的缓冲效果。试验结果表明：电液缓冲控制阀能将推溜油缸的启动冲击压力降低27%，有效减小了推溜油缸的瞬态阶跃压力冲击，且对推溜速度影响较小，具有显著的缓冲效果。
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图 2 液压支架电液换向阀组与推溜油缸控制液压原理
Figure 2. Electro-hydraulic directional valve group and hydraulic control principle of push cylinder of hydraulic support
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图 3 电液缓冲控制阀结构
1—端盖；2—主阀块；3—主阀芯；4—出口；5—进口；6—动密封；7—阀堵；8—螺栓。
Figure 3. Structure of electro-hydraulic buffer control valve
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图 4 电液缓冲控制阀推溜系统回路
Figure 4. Circuit of pushing system withelectro-hydraulic buffer control valve sliding system
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图 5 推溜油缸电液缓冲控制阀AMESim仿真模型
Figure 5. AMESim simulation model of electro-hydraulic buffer control valve for push cylinder
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图 6 安装电液缓冲控制阀后推溜油缸压力曲线
Figure 6. Pressure curves of push cylinder after installing - buffer control valve
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图 7 电液缓冲控制阀模拟试验平台
Figure 7. Simulation test platform for electro-hydraulic buffer control valve
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图 10 未加电液缓冲控制阀时的支架推溜油缸压力和位移曲线
Figure 10. Pressure and displacement curves of push cylinder before installing the electro-hydraulic buffer valve
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图 11 阻尼直径为1 mm时推溜油缸压力和位移曲线
Figure 11. Pressure and displacement curves of push cylinder with a damping diameter of 1 mm
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图 12 阻尼直径为1.5 mm时推溜油缸压力和位移曲线
Figure 12. Pressure and displacement curves of push cylinder with a damping diameter of 1.5 mm
表 1 仿真模型主要参数
Table 1 Main parameters of simulation model
参数名称 数值 参数名称 数值 工作压力/MPa 30 主阀芯直径/mm 35 工作温度/℃ 40 过流孔直径/mm 2 动力黏度/（Pa·s） 0.001 5 阀芯位移/mm 24 油缸缸径/mm 250 过流孔长度/mm 9 油缸杆径/mm 160 油缸行程/mm 1 000 
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