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第 45 卷第 5 期煤 炭 学 报Vol. 45 No. 5 2020 年5 月JOURNAL OF CHINA COAL SOCIETYMay 2020 移动阅读 张建卓,王洁,潘一山,等. 6 500 kN 静-动复合加载液压冲击试验机研究[J]. 煤炭学报,2020,4551648- 1658. doi10. 13225/ j. cnki. jccs. DY20. 0342 ZHANG Jianzhuo,WANG Jie,PAN Yishan,et al. Hydraulic impact test bench with 6 500 kN static and dynamic com- posite loading[J]. Journal of China Coal Society,2020,4551648-1658. doi10. 13225/ j. cnki. jccs. DY20. 0342 6 500 kN 静-动复合加载液压冲击试验机研究 张建卓1,王 洁1,潘一山2,齐庆新3,王爱文4,王洪英5 1. 辽宁工程技术大学 机械工程学院,辽宁 阜新 123000; 2. 辽宁大学 物理学院,辽宁 沈阳 110036; 3. 煤炭科学研究总院 深部开采与冲击地 压防治研究院,北京 100013; 4. 辽宁工程技术大学 力学与工程学院,辽宁 阜新 123000; 5. 北京诚田恒业煤矿设备有限公司,北京 102308 摘 要针对现有设备无法实现对冲击地压矿井防冲支架进行静-动复合动力冲击加载实验的问 题,提出一种基于液压蓄能及快放原理实现大吨位快速静-动复合加载的动力冲击试验机设计方 法。 提出了加载试验机的结构组成及工作原理,设计了液压加载系统,并给出液压加载系统的工作 原理。 该试验机能够实现被压试件的准静态加载、动态加载和静-动复合加载。 运用 AMESim 软 件建立了液压加载系统的仿真模型,对其加载特性进行了仿真分析;提出了一种实现高压超大流量 开关阀的新型结构,运用 FULUNET 软件对超大流量开关阀进行了结构优化与流场研究,确定了额 定压力 31． 5 MPa,流量达到 120 000 L/ min 的超大流量阀的结构参数;推导了防冲液压立柱的冲击 波动方程及其定解条件;建立了液压动力加载系统的 AMESim 仿真模型,并进行了动力冲击仿真分 析。 根据理论分析结果完成了 6 500 kN 高速液压冲击实验机样机的研制,并对样机进行了实验测 试,实验结果表明,该试验机最大冲击力为 6 500 kN,最大冲击速度 8． 2 m/ s,从静止到最大速度加 速时间小于 25 ms,超大流量开关阀的额定流量达到了 121 179． 8 L/ min,开启时间小于 15 ms。 通 过对实验样机的实验,验证了设计方案的正确性。 关键词防冲支架;冲击试验机;液压加载;静载加载;静-动复合加载 中图分类号TD324;TD35 文献标志码A 文章编号0253-9993202005-1648-11 收稿日期2020-03-02 修回日期2020-04-30 责任编辑郭晓炜 基金项目国家重点研发计划资助项目2017YFC0804205;国家自然科学基金面上资助项目51574140;新疆维吾尔自治区高层次人才引 进工程柔性人才支撑计划资助项目 作者简介张建卓1971,男,河北高邑人,教授,博士。 E-mailjz_zhang134126． com 通讯作者王 洁1981,女,内蒙古乌兰浩特人,副教授,博士。 E-mail78081041 qq． com Hydraulic impact test bench with 6 500 kN static and dynamic composite loading ZHANG Jianzhuo1,WANG Jie1,PAN Yishan2,QI Qingxin3,WANG Aiwen4,WANG Hongying5 1. College of Mechanical Engineering,Liaoning Technical University,Fuxin 123000,China; 2. School of Environment,Liaoning University,Shenyang 110136,China; 3. Deep Mining and Rockburst Branch,China Academy of Coal Science,Beijing 100013,China; 4. School of Mechanics and Engineering,Li- aoning Technical University,Fuxin 123000,China; 5. Beijing Chengtian Hengye Coal Mine Equipment Co. ,Ltd. ,Beijing 102308,China AbstractAiming at the problem that the existing test equipment can’t per the static-dynamic combined dynamic impact loading test on the anti-impact bracket in the rock burst mine,this study has developed a dynamic impact test bench to realize large-tonnage fast static-dynamic combined loading based on the principle of hydraulic energy storage and fast discharge. The structure and working principle of the loading test bench were proposed,its hydraulic loading system was designed,and the action principle of the hydraulic loading system was given. The quasi-static loading,dy- namic loading and static-dynamic combined loading of the test piece could be realized on the bench. The simulation 第 5 期张建卓等6 500 kN 静-动复合加载液压冲击试验机研究 model of the hydraulic loading system was established,and its loading characteristics were simulated using AMESim. A new structure of switch valve was proposed to realize the high pressure and large flow. The structure optimization and flow field research of the ultra-high-flow fast-release valve was pered using FULUNET. The structural parameters of the valve with a rated pressure of 31. 5 MPa and a flow rate of 120 000 L/ min were determined. The shock wave equation of the anti-impact hydraulic column and its definite conditions were deduced. The AMESim simulation model of the hydraulic power loading system was established and the dynamic impact simulation analysis was pered. Based on the results of theoretical analysis,the prototype of the 6 500 kN high-speed hydraulic impact test bench had been developed and tested. The experimental results show that the test bench has a maximum impact force of 6 500 kN and a maximum impact speed of 8. 2 m/ s. The acceleration time from static to maximum speed is less than 25 ms,the rated flow rate of the ultra-high-flow fast-release valve reaches 121 179. 8 L/ min,and the opening time is less than 15 ms. The correctness of the design scheme was verified by experiments on a prototype test machine. Key wordsanti-impact bracket;impact test bench;hydraulic loading;static loading;static-dynamic combined loading 冲击地压作为煤岩动力灾害之一,是矿山井巷 和采场周围煤岩体由于变形能释放而产生的以突 然、急剧、猛烈的破坏为特征的动力现象,是一种特 殊的矿山压力显现形式[1-5]。 近年来随着深部资源 开采逐渐增加,具有冲击地压特征的矿井数量逐年 增多[6-11]。 传统的高强度支护方式无法适应冲击 地压矿井的支护需要,为了满足具有冲击地压倾向 矿井的支护需求,具有刚柔耦合特性的缓冲吸能支 护装备成为研究热点[12-13]。 目前针对该热点的主 要研究方法是理论计算和数值模拟,在煤矿防冲支 护技术研发方面,我国没有全尺度的试验研究手 段,也缺少井下支护设备使用前抗冲击检测的相关 行业标准。 由于冲击地压矿井巷道防冲支架的受 力状况为首先承受的初撑力基本为准静态载荷,当 冲击来压时,防冲支架是在初撑力静载基础上的瞬 时高速大冲击载荷作用,并且此冲击载荷在冲击发 生后持续作用一段时间,即冲击地压是由静、动载 荷叠加作用下发生的突然失稳现象[14],具有冲击能 量大、静动载荷转换时间短、冲击速度大的特点。 为了深入研究防冲支架在静-动复合加载作用下的 动力学特性,亟需研发一种能够近似模拟实际工况 的冲击试验装置。 国内外学者对不同用途的冲击试验机进行了 大量研究,在试验机的工作原理、模型建立、设计方 法和控制理论等方面取得了一定成绩。 针对大型 试件的冲击试验,由于冲击能量较大,通常采用落 锤或液压加载方式;针对小型件的高速冲击,常用 霍普金森压杆方式进行冲击加载。 金属落锤冲击 试验机或摆锤冲击试验机的冲击载荷大小由锤体 质量和高度决定,目前落锤式冲击试验机最快冲击 速度可达 19． 8 m/ s,锤体质量最大为 490 kg,能够 实现大吨位及快速冲击试验,但是无法实现静-动 复合加载[15-18]。 姜超等针对缓冲力与冲击速度近 似成正比的被压试件设计了一种工作性能测试试 验台, 该 试 验 台 冲 击 速 度 0． 5 m/ s 时 缓 冲 力 为 21 kN,采用液压驱动方式,可 实 现 快 速 连 续 冲 击[19];张子荣等针对矿用锚杆冲击拉伸试验机开展 研究,该试验机采用的对称布置液压缸拉伸锚杆, 最大拉伸力为 230 kN[20]。 王贡献等提出一套全液 压驱动的重载舰船设备抗冲击试验系统模型,该系 统的被压试件质量可达 5 000 kg,最大冲击速度可 达 5 m/ s[21];谢腾飞等研究了液压支架大流量安全 阀动态性能试验,分析对比了现有冲击试验台的特 点,指出以蓄能器为动力源的快速加载系统能够达 到 5 25 ms 内增加到冲击压力以上 的 试 验 要 求[22];徐昆鹏等针对瞬时流量 300 L/ min 以上的安 全阀设计了一种以蓄能器为动力源的高压大流量 安全阀试验装置,该装置对 500 L/ min、额定压力 50 MPa 的被试阀试验时,6 ms 即达到阀开启压 力[23]。 上述试验装置多采用液压加载方式,证明了 液压加载在冲击试验方面的优势,但限于被压试件 的要求,均存在加载方式单一,冲击力小,冲击速度 低,无法完成静-动复合加载的问题。 笔者提出一 种基于液压加载原理的大吨位静动复合冲击试验 机设计方法,对其工作原理、动态性能进行分析,并 研发了样机,对其进行了实验测试,达到了设计要 求。 1 冲击试验机设计要求 冲击的定义是一种非定周期的瞬态振动,即物 体或系统受到的载荷是瞬间高速率变化的强烈加 载,冲击试验的方式很多,如多次等强度的冲击、大 能量的单次冲击、低幅高频的振动冲击等,具体的 试验方式由被压试件的实际工况要求制定。 现有 9461 煤 炭 学 报 2020 年第 45 卷 的巷道用液压支柱中,整架额定工作阻力有 2 000, 4 000,6 000,8 000 kN 等。 由于本试验机的设计是 针对巷道支护设备实验室内冲击试验,特别是对防 冲支架中的核心关键部件,防冲吸能立柱进行静- 动复合加载,所以试验机的设计最大载荷按目前单 根液压立柱的最大工作阻力设定。 冲击地压发生 时释放的能量巨大,来压迅速,静动转换时间很短, 经过综合考虑,为了实现大能级的加载,试验台采 用液压方式提供加载能量,确定试验机技术参数 为静载力和冲击力 1 000 6 500 kN 无级可调,静 载到动载启动时间小于 25 ms,冲击速度大于 8 m/ s,冲击有效行程 800 mm,冲击缸活塞直径 560 mm, 压力 31． 5 MPa;要求大流量开关阀开启时间小于 25 ms,动载加载加速度大于 32 g,阀芯开启后在阀 压降0． 5 MPa 时额定流量大于120 000 L/ min;采用 多通道高速同步采样技术实现应力、应变、冲击力、 位移等参数的同步高速采集,实验机能够实现静态 加载、 动 态 冲 击 加 载 和 静 - 动 复 合 3 种 加 载 功能。 2 试验系统总体方案 快速液压冲击试验机属于低应变率 0． 1 500 s -1 加载试验台,可以对防冲液压立柱、吸能构 件、防冲支架缩比例模型等被压试件进行动力学冲击 压缩试验。 由于试验机的冲击力和速度较大,采用液 压加载方式,设计冲击试验机的总体方案如图 1 所 示,其主要由试验台架、液压加载系统、测控系统 3 个 部分组成。 图 1 快速液压冲击试验机总体方案 Fig． 1 General scheme of rapid hydraulicimpact testing machine 试验台架为被压试件、传感器、防冲立柱等提供 固定联接和支撑,由于该试验机冲击力大,为了保证 试验的安全性和可靠性,试验台架应具有足够的强度 和刚度;液压加载系统主要由静载加载系统、动载加 载系统、控制系统、高速冲击油缸、超大流量开关阀、 蓄能器组等组成,其中冲击油缸是试验台的执行元 件,为被压试件提供静载及动载冲击载荷,超大流量 开关阀为完成快速冲击试验的核心关键元件,通过控 制开关阀的开启和闭合,可以给冲击油缸施加静载和 冲击载荷。 测控系统主要完成试验机动作控制、压力 设定和实验数据的设定、显示、高速采集、数据存储及 后期处理工作,包括上位机、下位机、数据采集卡、传 感器等。 3 冲击试验机液压系统组成及工作原理 快速液压冲击试验机的能量由液压加载系统提 供。 液压系统的高压大流量液体推动冲击油缸,油缸 的活塞杆以一定的冲击速度运动,并将冲击力作用于 被压试件,实现对被压试件的动力冲击试验。 调整液 压加载系统的相关参数能够改变试验系统的输出特 性,实现对不同试件的冲击试验。 根据最高 6 500 kN 冲击力的试验需求设计了冲击试验机的液压加载系 统,其液压系统原理图如图 2 所示。 试验机液压系统 主要由蓄能器组、液压泵组、控制阀组、冲击缸等组成。 蓄能器组主要为冲击试验机冲击缸提供高压超 大流量油液,满足瞬时大能量释放的要求。 本试验机 0561 第 5 期张建卓等6 500 kN 静-动复合加载液压冲击试验机研究 采用 4 组蓄能器组对称布置方式,每组蓄能器组由一 个80 L 的活塞蓄能器和与之连通的4 个80 L 高压氮 气瓶组成,等效容量为 400 L,4 组蓄能器组总容 量 1 600 L,设计压力 31． 5 MPa。 图 2 快速液压冲击试验机液压系统原理 Fig． 2 Schematic diagram of hydraulic system of rapid hydraulic impact testing machine 油泵组包括静载油泵组、动载油泵组、控制油泵 组。 静载油泵组主要为被压试件提供准静态加载,即 为被压试件提供初撑力所需的静载荷,施加静载时首 先启动控制油泵,给控制油泵组上面的换向阀 2 左位 电磁铁通电,驱动超大流量开关阀的控制油缸向上运 动,使阀芯关闭;开启静载油泵,将静载泵换向阀 1 右 端电磁阀通电,通过控制静载泵输出压力就可控制静 载力施加。 动载油泵组主要为蓄能器组提供高压大 流量油液,为实现冲击加载提供足够的液压能量,蓄 能器组单次最大蓄能量达 8 000 kJ,蓄能量大小可以 通过开启蓄能器数量和蓄能压力控制。 控制油泵组 完成超大流量开关阀的开关功能,超大流量开关阀动 作可以实现为慢开、慢关和快开 3 个功能,慢开和慢 关可以通过控制油泵组上面的换向阀 2 两端的电磁 铁通断电实现,慢关主要用于对被压试件施加静载荷 时,将静载加载和动载加载隔离,或在施加静载同时, 开启动载泵组为蓄能器组提供高压油液。 快开功能 主要用于实现快速冲击加载,快开时将换向阀 3 通 电,控制油液进入大流量液控单向阀 6 和 7 的外控油 路,将液压控制阀 6 和 7 打开,储存于蓄能器中的高 压油液,通过液控单向阀 6、单向阀快速进入超大流 量开关阀的驱动油缸,带动阀芯快速打开,使蓄能器 中的高压油液通过超大流量开关阀迅速进入冲击缸 活塞腔进行冲击加载。 静-动复合加载过程为,首先 开启控制泵组,将超大流量开关阀关闭,启动静载泵 组,设定加载的初撑力,由控制系统上位机控制静载 泵输出压力,对被压试件施加静载力,同时开启动载 泵,按照设定的动载值,对蓄能器组充入高压液体,当 达到设定动载压力值后,由控制系统将超大流量开关 阀快速打开,对被压试件进行静-动复合冲击加载试 验。 4 超大流量开关阀特性分析 4． 1 超大流量阀结构及工作原理 超大流量开关阀为控制静动加载的核心元件,由 于冲击试验机具有冲击力大、冲击速度快、静动载荷 转换时间短等特点,对超大流量开关阀特性要求苛 刻,根据冲击试验参数要求其在额定 0． 5 MPa 阀压 降下实现额定流量大于 120 000 L/ min,要求阀芯开 启时间小于 25 ms,能够承受 31． 5 MPa 的额定压力。 目前满足上述技术参数的开关阀鲜有报道,本文提出 一种实现超大流量开关阀的新结构,如图 3 所示。 超大流量开关阀主要由阀芯驱动油缸、主阀芯、 密封保护套及主阀体组成,A,B 口为阀芯驱动油缸的 进回液口,D 口为主阀进液口,沿主阀体圆周对称布 置 4 个,E 口的主阀芯出液口,E 口出液进入冲击油 缸底腔对被压试件进行冲击试验。 A 口通高压,B 口 通低压时,控制油缸驱动阀芯关闭,如图 3a所示; 1561 煤 炭 学 报 2020 年第 45 卷 图 3 超大流量开关阀结构 Fig． 3 Structure diagram of ultra-high-flow fast-release valve 1阀芯驱动油缸;2主阀芯;3密封保护套;4主阀体; A,B,C控制油口;D进油口;E出油口 当 B 口通高压,A 口通低压时,控制油缸驱动阀芯打 开,如图 3b所示。 密封保护套保证主阀密封装置 在开启瞬间进入保护套内,避免阀芯开启后,高压高 速液压对密封装置的损坏。 C 口为静载荷压力入口, 对被试施加静载加载。 4． 2 超大流量开关阀流场分析 使用 ANSYS Workbench 软件对超大流量开关阀 三维图形进行流道抽取、划分网格,然后导入 Fluent 模块进行流场仿真。 由于三维实体为对称结构,所以 只分析其 1/4 结构的流场特性。 稳态计算采用标准 κ-ε 流量控制方程,设置进口为压力入口,出口为压 力出口,参数设置阀内液压油选 46 号,油液密度为 850 kg/ m3,油液动力黏度为 0． 025 Ns/ m2,各项残 差取 10 -4 。 流体与壁面接触的边界为静止边界。 仿 真步数设置为 1 000 步,得到在不同阀芯开度开度 间隔5 mm、不同压差作用下流场的速度云图。 限于 论文篇幅,仅列出阀压降为 0． 5 MPa 时 4 种阀芯开 度的速度云图,如图 4 所示。 由图 4 可知,压差为 0． 5 MPa 时,随着阀芯开度 的增大0 100 mm,滑套附近流场速度随阀芯开度 图 4 压差 0． 5 MPa 情况下不同阀芯开度的速度云图 Fig． 4 Velocity nephogram of different opening valve core under differential pressure of 0． 5 MPa 2561 第 5 期张建卓等6 500 kN 静-动复合加载液压冲击试验机研究 增加相应增大,高流速区域主要集中在主阀芯与出 油口交界处,最大流速为 34 m/ s;但随着阀芯开度 的进一步增加,滑套附近流场速度随阀芯开度增加 略有减小。 产生这一结果的原因是在阀芯开度 0 100 mm,随着阀芯开度的增加,在阀口处的紊流现 象逐 渐 减 弱, 导 致 流 速 增 加; 当 阀 芯 开 度 大 于 100 mm 后,液体在阀芯开口处的紊流现象减小幅 度很小,但随着阀口开度增加,流过阀的总流量显 著增加,导致阀入口处流量增加,从而增加了液体 压力的沿程损失,导致阀口处压差变小,进而使滑 套附近的流速减小。 通过压差 0． 5 MPa 下不同阀 芯开 度 下 的 仿 真, 得 出 阀 芯 开 度 为 5,50,100, 130 mm 时的流经快开阀的流量趋势图,如图 5 所 示。 其 中 阀 芯 开 口 度5mm时, 流 量 为 7 000 L/ min, 阀 芯 开 度 50mm 时, 流 量 为 87 000 L/ min, 阀 芯 开 度 100mm 时, 流 量 为 152 000 L/ min, 阀 芯 开 度 130 mm 时, 流 量 为 185 000 L/ min,满足技术要求,表明设计结构可 行。 图 5 0． 5 MPa 压差下流量随阀芯开度的变化曲线 Fig． 5 Change curve of flow rate with valve core opening under differential pressure of 0． 5 MPa 5 液压冲击动力特性分析 5． 1 液压立柱冲击波动方程建立 冲击地压释放的能量以动能的形式作用于液压 支架,冲击油缸模拟岩体以速度 VY冲击立柱,立柱压 力腔产生压力波动,压力波在弹性流体介质中传播。 压力波为纵波,其扰动质元的运动方向和扰动的传播 方向在一条直线上,考虑忽略黏滞体的理想流体,理 想流体中只存在涨缩力而忽略剪切力,以乳化液柱下 端截面形心为原点,沿缸体轴向为 X 轴,液压立柱冲 击来压计算模型,如图 6 所示。 立柱内乳化液计算时的假设条件为① 乳化液 为理想流体;② 乳化液在缸体内的流动为沿 X 轴的 一维运动;③ 忽略乳化液、活柱及缸体内壁之间的摩 擦;④ 缸体无轴向运动;⑤ 忽略管道及各密封处的 图 6 液压立柱冲击来压计算模型 Fig． 6 Computational model of hydraulic column 内、外泄露;⑥ 不计乳化液质元的重力;⑦ 缸体等截 面径向弹性变形除外。 在以上假设条件下,取缸体内任一微小单元,中 心点为 A,中心点密度为 ρ,速度为 ut ∂ux,t / ∂t, 垂直于 X 轴的上下两平面中心点压力取泰勒级数 展开式的前 2 项分别为 P1 Px,t - ∂Px,t ∂x dx 2 P2 Px,t ∂Px,t ∂x dx 2 其中,P1为所取微元上部的压力;P2为所取微元下部 压力;Px,t为液体瞬态压力;ux,t为液体离开平 衡位置的位移,取相同质量的下落岩体或顶板静态作 用在活柱时立柱压力腔的液体位置为平衡位置。 对应的表面力为 F1Px,t - ∂Px,t ∂x dx 2 Aj F2Px,t ∂Px,t ∂x dx 2 Aj 式中,Aj为瞬时横截面积。 根据牛顿第二定律,得到 X 方向的运动微分方 程为 Px,t - ∂Px,t ∂x dx 2 Aj- Px,t ∂Px,t ∂x dx 2 Aj ρdxAj ∂2ux,t ∂t2 即 1 ρ ∂Px,t ∂x ∂2ux,t ∂t2 0 1 3561 煤 炭 学 报 2020 年第 45 卷 式中,ρ 为液体密度,kg/ m3。 一元流体连续性方程为 ∂ρ ∂t ∂ ∂x ρ ∂ux,t ∂t 0 2 根据质量守恒定律,流体密度,压强满足以下关 系,即 Ec ρ dPx,t dρ 3 式中,Ec为考虑缸体变形的液体有效体积弹性模 数,MPa。 将式3代入式2得 dPx,t - Ec ∂ ∂x ∂ux,t ∂t dt 两边同时取积分得 Px,t - Ec ∂ux,t ∂x C 4 式中,C 为积分常数。 液体初始时刻t0的位移为 ux,0 Mg A0 - P 0 x Ec 5 式中,M 为冲击缸冲击头质量,kg;A0为平衡状态的 横截面积,m2;P0Px,0为立柱的初撑压力;g 为重 力加速度,m/ s2。 将式5代入式4,求得 C Mg/ A0,故而得到 补充方程 Px,t Mg A0 - E c ∂ux,t ∂x 6 将式6代入式1,并以平衡状态的密度 ρ0近 似替代任意时刻的密度,得压力波传播的波动方程 ∂2ux,t ∂t2 a 2∂ 2ux,t ∂x2 0 ≤ x ≤ l,t 0 7 式中, a Ec/ ρ0为压力波在液体中的传播速 度,m/ s。 5． 2 定解条件 波动方程为典型双曲线偏微分方程,给定弹性体 在 t0 时的位移和速度以及弹性体在边界上满足的 条件,可以进行方程求解,波动方程和定解条件构成 定解问题。 其中,弹性体在初始时刻的位移和速度为 初值条件,弹性体在边界上满足的条件称为边界条 件,定解条件包括边界条件和初值条件。 本文研究立 柱具有一定初撑压力的情况下,一定质量的物体以某 一速度冲击立柱引起的液体冲击。 式5列出了液 体初始时刻t0的位移,初始时刻的速度为 ∂ux,t ∂t t 0 - vY δx - l 0 0 ≤ x 0 ux,0 Mg A0 - P 0 x Ec ∂ux,t ∂t t 0 - vY δx - l 0 0 ≤ x l vY x l { u0,t 0 M EcA0 ∂2ux,t ∂t2 ∂ux,t ∂x x l 0 式中,δx-l为微元上表面所在位置变化时初始时刻 速度,微元在活塞接触位置,δx-l 1,即初始时刻 的速度 vY,不在活塞位置,δx-l 0,速度为 0。 5． 3 冲击回路仿真分析 为了分析液压冲击试验机的冲击特性,需要对液 压冲击主回路的性能做进一步的分析,为此选定多学 科领域的复杂系统建模与仿真平台 AMESim 进行仿 真分析。 超大流量开关阀为自主研发设计,不是标准 液压元件,所以在 AMESim 液压元件库中没有模型, 需要根据超大流量快开阀的结构自行搭建模型。 根 据超大流量快开阀的结构图,选择 AMESim 液压 库、HCD 库以及机械库相关模型进行搭建。 使用的 模块有两个直角底座模块BA0011,动态液压腔模 块 BAP12, 节流阀芯模块 BAP11, 限位质量 块MAS005。 按照超大流量快开阀的设计尺寸进 行结构参数设置,得出超大流量快开阀最终模型如图 7 所示。 由超大流量开关阀结构可知,控制阀液压缸的活 塞腔 1 的进油口为压力源入口 6,控制阀液压油缸 2 的回油口直接回油箱 7。 主阀 4 的进油口为压力源 入口9,主阀4 的出油口8 连接冲击缸,主阀右端5 回 4561 第 5 期张建卓等6 500 kN 静-动复合加载液压冲击试验机研究 图 7 超大流量开关阀 AMESim 模型 Fig． 7 AMESim model of super flow switch valve 1,4进油平面;3阀芯等效质量块;2,5回油平面; 6,9压力源;8出油品;7,10回油 油口直接回油箱 10。 冲击杆和主阀芯的质量用限位 质量块模型模拟。 实际冲击过程存在缓冲和阻尼,所 以在冲击缸负载端设置了弹簧阻尼装置来模拟冲击 末端的缓冲。 根据快速液压冲击试验机液压系统原 理图进行适当简化,删除对冲击主回路系统冲击特性 影响不大的子系统,合理简化液压回路后得到冲击加 载系统的 AMESim 物理模型,如图 8 所示。 图 8 液压冲击主回路系统 AMESim 模型 Fig． 8 AMESim model of hydraulic impact main circuit system 蓄能器容积计算式为 V0 ΔV P2 P0 1 n 1 P2 P1 1 n 式中, V0为蓄能器气体体积; ΔV 为有效工作容积, ΔV πD2 4 L, D 为冲击缸活塞腔直径,L 为活塞杆的冲 击行程;P0为充气压力;P1为最高工作压力;P2为最 低工作压力;n 为气体方程的指数,等温过程 n1,绝 热过程 n1． 4。 蓄能器气体状态方程为 P1Vn 1 P 2V n 2 在充液过程中由于速度较慢,看作等温过程,n 1． 0;在冲击过程中时间持续很短,可以视为绝热过 程 n1． 4。 经综合计算得到蓄能器容积 1 280 L,试验机设 计取1 600 L,6 500 kN 时最高充液压力26． 5 MPa,考 虑结构布置及加工工艺,将蓄能器分为 4 组对称布置 于超大流量开关阀四周,每组蓄能器容积 400 L。 蓄 能器充气压力和有效使用容积可通过被压试件的结 构参数调整。 根据冲击试验机液压加载系统的实际工况为每 个子模型设置参数如下 液压泵公称排量设为 500 mL/ r,额定转速设为 1 500 r/ min,充气压力为 17 MPa,绝热系数为 1． 4,冲击液压缸活塞直径为 560 mm,活塞杆径为300 mm,活塞杆行程为800 mm; 负载质量设为 700 kg,负载刚度设为 30 MN/ m,负载 阻尼设为 0． 6 MN s/ m; 工作介质的体积模量 为 1 700 MPa,溢流阀开启压力 27 MPa,系统仿真时 间设为 110 s,仿真步长设为 0． 001 s。 运行仿真模型,得到系统输出的冲击速度和冲击 力曲线如图 9 所示。 由图 9 可知,按照设置的参数运 行系统,超大流量快开阀在开启后 0． 04 s 内完成冲 击动作,冲击速度最大速度 8． 2 m/ s,最大冲击力为 6． 3 MN,冲击速度和冲击力能够满足试验系统的性 能指标。 由以上分析可知,冲击系统主回路能够满足 设计要求,超大流量快开阀的结构理论上满足设计指 标要求。 图 9 冲击速度和冲击力仿真曲线 Fig． 9 Simulation curve of impact velocity and force 6 试验研究 基于理论分析结果,设计制造了 6 500 kN 静-动 复合加载液压冲击试验机样机,如图 10 所示,并对其 5561 煤 炭 学 报 2020 年第 45 卷 进行了防冲吸能液压立柱的静-动复合冲击加载试 验研究。 防冲 液 压 立 柱 选 取 缸 径 320 mm, 安 全 阀 320 L/ min, 安 全 阀 开 启 压 力 40 MPa。 静 载 设 定 3 000 kN,冲击动载 5 300 kN。 图 11 为试验测试 的防冲立柱冲击力、位移、速度及加速度曲线。 图 10 6 500 kN 静动复合加载液压冲击试验机 Fig． 10 6 500 kN static and dynamic composite loading hydraulic impact testing machine 图 11 防冲立柱静-动复合加载测试曲线 Fig． 11 Static and dynamic composite loading test curve of anti scoured hydraulic cylinder 开始数据采集后 3． 8 s 施加动载冲击试验,此时 压力为 3 000 kN,位移为 550 mm; 3. 838 s 时出现首 次峰值压力 4 500 kN,3． 873 s 时出现第 2 次压力峰 值 6 200 kN,此时位移出现首次峰值 678 mm,此阶段 对应防冲立柱中的吸能器迅速吸能让位,吸能让位结 束后,压力与位移均产生高频震荡,随后压力稳定在 5 300 kN,安全阀开启泄压,位移缓慢上升。 3． 858 s 时速度出现首次峰值 7． 5 m/ s,3． 873 s 时速度出现动载加压后首次零值,3． 878 s 时速度出 现反向最大值 1 m/ s。 3． 874 s 时加速度出现首次峰值 380 m/ s2, 3． 869 s 时加速度出现反向首次峰值 680 m/ s2, 3． 883 s 时加速度出现第 2 次峰值 195 m/ s2,随后 波动趋于 0。 图 12 为在上横梁中间底部安装的电阻应变片, 监测横梁在加载过程中的应变响应。 图 13 为冲击前 后的监测数据,从图中可见冲