某水下打桩锤主控阀缓冲装置建模与仿真

王乐振, 王鸿雁*, 张范文, 于文太, 刘顺庆, 张西伟, 张长龙

(1. 青岛科技大学 机电工程学院, 山东 青岛 266061;2. 海洋石油工程股份有限公司 安装事业部, 天津 300450;3. 中机锻压江苏股份有限公司, 江苏 南通 226600)

0 引 言

随着油气开发深度的增加和桩基础规模的增大，水下打桩作业离不开具有巨大打击能量的打桩锤[1-2]。这些打桩锤对液压系统的控制元件提出了更高的要求。打桩锤的主要控制元件主控阀因其优异的性能被广泛应用[3]。主控阀阀芯由于频繁换向，在主控阀阀腔行程末端产生巨大冲击力，会对主控阀阀芯造成破坏，并造成液压油泄漏。由液压油泄漏而损失的功率大部分转化为热能，被油液和液压元件吸收，从而导致系统温度升高，这会导致液压油黏度、运动特性等性能发生变化，使整个设备性能降低、故障率增加，还会引起密封件老化等问题，影响液压系统工作的稳定性[4-5]。液压油泄漏量与主控阀阀芯的运动密不可分，因此有必要对主控阀进行缓冲。高压大流量缓冲装置在延长打桩锤的使用寿命和保护环境等方面有显著的作用[6]。

国内外学者对缓冲装置进行广泛研究。邓经纬等[7]以注射成型机移模油缸缓冲装置为研究对象，讨论油缸工作压力、运动速度、缓冲套与缓冲腔单边间隙以及缓冲套圆锥段长度对缓冲压力和缓冲速度的影响。袁媛[8]在液压缸行程末端设置缓冲装置使举升系统平稳卸货。李壮壮等[9]基于某电磁弹射式火箭炮设计一种液压缓冲装置，采用黏性较大的液体通过阻尼孔产生阻尼力以达到缓冲效果，防止发射时巨大的后坐力造成结构的破坏。GE等[10]研究带有液压阻尼装置的液压锤的动力响应，液压阻尼装置是一种旋转冲击钻具，可提供向前的撞击，同时消除有害的向后撞击。李克飞等[11]根据调节缝隙和阻尼小孔产生液阻作用，设计一种可调液压式缓冲制动油缸，将冲击动能转化为热能耗散至空气中以达到缓冲效果。LI等[12]采用大流量缓冲装置，在缸内采用节流缓冲，结合缸外溢流阀的控制，可避免桩脱落对缸体和设备的损坏。LAI等[13]以具有较大打击能量和较快响应速度的液压系统中的液压缸为研究对象分析缓冲特性，建立3种不同的仿真模型，详细研究仿真模型、柱塞结构和关键结构参数，给出柱塞结构和关键结构参数最优方案。张日红等[14]设计一种通过气缸缓冲腔余隙容积与压力调节阀的分段调节实现缓冲的装置，并通过仿真得出该缓冲装置稳定调节范围比单纯基于压力释放阀的缓冲调节方式有很好的提升。胡均平等[6]为防止锤头在打击后反弹对液压缸造成破坏，针对液压打桩锤液压缸设置的缓冲装置进行研究，得到阻尼孔直径、缓冲腔直径和溢流阀最高设定压力对缓冲装置性能的影响规律。

综上所述，对打桩锤的缓冲性能分析研究主要在于防止执行机构液压缸损坏，对打桩锤控制结构的缓冲装置研究相对较少。本文根据某水下打桩锤主控阀缓冲装置的结构和工作原理，考虑温度对其产生的影响，结合热力学和流体动力学理论建立缓冲装置的动态数学模型，采用MATLAB/Simulink软件搭建仿真模型，研究结构参数对缓冲装置性能的影响规律。

1 缓冲装置结构和工作原理

主控阀阀芯换向时高压液压油进入主控阀推动阀芯上升，为防止高压液压油的压力冲击对主控阀造成破坏，在主控阀行程末端设置缓冲腔和二通插装阀，通过泄漏缝隙进行缓冲，减缓液压系统中的压力冲击。

二通插装阀通过孔将液压油引进腔体。当液压油进入腔体时，阀芯向活塞推移，打开阀口，使油液流通。当液压油从另一侧进入腔体中时，活塞向反方向移动，将阀口关闭，实现液压控制。二通插装阀是一种适用于高压大流量液压系统且性能非常优异的液压控制元件，可实现对液压执行元件的控制、流量的调节、压力的控制和多种联动控制功能，广泛应用于液压系统[15-19]。缓冲装置采用力士乐二通插装阀与在主控阀阀腔末端设置的缓冲腔相结合的方式进行缓冲保护。缓冲装置的结构和原理简化图分别如图1和图2所示，缓冲装置由二通插装阀控制盖板、二通插装阀芯、二通插装阀阀套、主控阀活塞、插装阀座和主控阀阀体组成。缓冲装置原理如下：当主控阀活塞上升至行程上段时部分液压油进入缓冲腔，由于A口与X口相通，压力上升，当压力上升到一定程度时，B口的压力小于A口和X口的压力，此时二通插装阀和缓冲腔会缓慢关闭，通过缓冲腔和二通插装阀的泄漏达到缓冲效果，使主控阀的活塞在换向行程末端平稳地换向。

注：1.二通插装阀阀芯；2.二通插装阀控制阀盖；3.二通插装阀阀座；4.二通插装阀阀套；5.缓冲腔；6.主控阀活塞；7.主控阀阀体图1 缓冲装置结构示例

注：1.二通插装阀；2.缓冲腔；3.主控阀活塞图2 缓冲装置原理简化图

2 缓冲装置热力学模型

2.1 缓冲装置数学模型

2.1.1 缓冲装置热力学模型

任意时刻，主控阀缓冲腔内液压油的质量m为

m=ρV

(1)

式中：ρ为液压油密度，kg/m3；V为缓冲腔体积，m3。

任意时刻，主控阀缓冲腔的体积变化量为

(2)

当主控阀活塞冲击缓冲腔时，缓冲腔通过缓冲腔缝隙和二通插装阀的液压油泄漏来减缓压力冲击。任意时刻，缓冲腔液压油的连续性方程为

(3)

(4)

采用控制体方法建模，将容性元件边界作为控制体边界，根据能量守恒定律，并联系流体焓的定义，得到控制体内温度变化量[4]为

(5)

因此有：

(6)

2.1.2 缓冲装置泄漏模型

由内外圆柱面围成的缝隙称之为同心环形缝隙，即主控阀阀芯与主控阀阀体之间的孔缝隙。

当缝隙高度与缝隙长度之比小于1时，其泄漏量[20]为

(7)

式中：d为二通插装阀直径，mm；δ为泄漏间隙半径，mm；Δp为二通插装阀阀腔内压力的变化量；μ为液压油的运动黏度，m2/s；l为缝隙长度，mm；μ0为真空磁导率，其值为4π；h为缝隙高度，mm。

由于没有平板运动流体流动引起的剪切流流量，因此泄漏流量公式为

(8)

式中：p0为回油背压，Pa。

由能量守恒方程可知，经过缓冲装置消耗的能量为

(9)

2.1.3 主控阀活塞运动模型

由牛顿第二定律，将向上作为正方向，可得：

(10)

2.2 缓冲装置仿真模型

基于MATLAB/Simulink仿真软件，采用功率键合图的方法在所建立的动态数学模型基础上进行仿真模型搭建，由于数学模型较为复杂，可化繁为简，采用由里至外的建模方式。先建立二通插装阀泄漏模型、主控阀活塞运动模型，并用子系统封装，再结合缓冲装置热力学模型搭建整个缓冲保护装置仿真模型。具体模型分别如图3～图5所示。

注：图3 二通插装阀泄漏模型

注：K2为缓冲腔横截面积为缓冲腔横截面积为积分器；x为主控阀活塞位移，m；v为主控阀活塞速度，m/s；a为主控阀活塞加速度，m/s2图4 主控阀活塞运动模型

图5 缓冲装置仿真模型

3 缓冲装置仿真参数

某水下打桩锤主控阀所采用的高压大流量缓冲装置的初始参数与研究范围如表1所示。

表1 缓冲装置初始参数与研究范围

4 缓冲装置仿真结果分析

建立缓冲装置批处理仿真模型，如图6所示。液压系统回油背压、缓冲腔直径、缓冲腔泄漏缝隙高度与长度分别设置不同数值，如表1所示。得到主控阀活塞位移、速度、加速度以及缓冲腔压力、体积、液压油泄漏量、损失能量和液压油温度变化曲线如图7～图10所示。

图6 缓冲装置批处理仿真模型

图7 回油背压的影响

由图7可知：当系统无回油背压时，主控阀活塞在0.4 s内上升至缓冲腔最顶端，随回油背压增大，主控阀活塞上升速度降低；当回油背压从0 MPa增大至1.0 MPa时，活塞速度减为0 m/s的时间从0.40 s延长至0.44 s，仅增加10%，主控阀活塞加速度变化也很小。因此，回油背压的改变对缓冲装置工作时间和工作行程影响较小。当回油背压从0 MPa增大至1.0 MPa时，缓冲腔内压力由10.3 MPa减小至10.1 MPa，液压油泄漏量和缓冲腔损失的能量均减小，分别由6.35×10-5m3/s 减小至5.6×10-5m3/s，由205 J减小至185 J，但变化非常小，缓冲腔内液压油的温度由7.2 ℃减小至6.8 ℃。主控阀活塞的缓冲效果略有提升。

当主控阀缓冲腔直径由0.03 m增加至0.05 m时，由图8可知：主控阀缓冲腔体积增大，由1.60×10-5m3增加至4.15×10-5m3；主控阀活塞上升速度降低，由0.155 m/s减小至0.025 m/s；主控阀活塞到达缓冲腔顶部的时间由0.12 s增加至1.08 s，增大8倍；主控阀活塞加速度在冲击瞬间由55倍重力加速度降低至53倍重力加速度，加速度波动较小；缓冲腔内压力上升减小，由15.2 MPa降低至5.7 MPa；通过缓冲装置的液压油泄漏量减小，由10.9×10-5m3/s减小至3.8×10-5m3/s；缓冲腔损失的能量减小，在0.12 s内由210 J降低至25 J，下降88.10%；与此同时，缓冲腔内压力和流量的变化会导致液压油温升的变化，随着主控阀缓冲腔直径的增大，液压油上升的温度降低，在0.12 s内温升变化由4.4 ℃降低至0.1 ℃，温度变化率由110.0%降低为2.5%，因此对液压油的性能产生较大的影响；但当缓冲腔直径过大时，主控阀活塞到达阀腔顶端时所用时间过长，接近主控阀换向半个周期，不能满足主控阀阀芯换向时间上的要求。

图8 缓冲腔直径的影响

随着缓冲装置泄漏缝隙高度的增大，由图9可知：在冲击瞬间缓冲腔内压力以及主控阀活塞的速度和加速度波动均减小，在冲击瞬间越稳定；主控阀活塞到达主控阀缓冲腔行程末端时间逐渐减小，由0.82 s减小至0.19 s，缩小76.83%；泄漏缝隙高度越大，液压油泄漏量增大，由3×10-5m3/s增大至9×10-5m3/s；泄漏损失的能量增大，在0.2 s内泄漏能量由50 J增加至205 J；随着缓冲过程的进行，在0.2 s内温升变化由0.15 ℃上升至3.00 ℃，温度变化率由3.75%提高至75.00%，说明泄漏缝隙高度对温度变化有很大影响，应着重考虑。

图9 缓冲腔缝隙高度的影响

随着缓冲装置泄漏缝隙长度的增大，由图10可知：在冲击瞬间缓冲腔内压力以及主控阀活塞的速度和加速度波动均增大，在冲击瞬间越不稳定；活塞到达缓冲装置工作行程顶端的时间逐渐增大，由0.18 s增加至0.68 s，增加2.8倍。因此，缓冲腔缝隙长度的改变对缓冲性能有较大影响，与缓冲装置泄漏缝隙高度的影响相反。泄漏缝隙长度越大，在0.17 s内，液压油泄漏量越大，由14.8×10-5m3/s减小至3.9×10-5m3/s；泄漏损失的能量减小，在0.17 s内泄漏能量由205 J减小至50 J；随着缓冲过程的进行，在0.17 s内温升变化由3.0 ℃降低至0.3 ℃，温度变化率由75.0%降低至7.5%，说明泄漏缝隙长度对温度变化也有很大影响。

图10 缓冲腔缝隙长度的影响

5 结 论

对某水下打桩锤主控阀内缓冲腔与二通插装阀相结合的高压大流量缓冲装置的结构和工作原理进行分析，通过热力学和流体力学的相关理论，进行主控阀缓冲装置压力与温度的交叉耦合特性研究。基于MATLAB/Simulink仿真软件建立数学模型搭建缓冲装置的仿真模型，结果表明：

(1)开始时缓冲腔内部压力较小，内外压差较大，活塞加速度较大；随缓冲腔体积减小，腔内压力增大，二通插装阀泄漏量增大，直至内部压力达8.6 MPa时平衡，主控阀活塞匀速上升，腔内压力保持不变，说明二通插装阀和缓冲腔在系统中具有重要的作用，最后腔内仅剩油管和二通插装阀内部液压油，活塞停止运动。在一个缓冲过程中缓冲腔内液压油的泄漏损失能量为205 J，缓冲腔内液压油的温度从4 ℃升高至7 ℃，升温较小，符合二通插装阀的使用环境要求。

(2)分析液压系统中缓冲装置的结构参数对缓冲性能的影响规律，分别对回油背压、缓冲腔直径、泄漏缝隙高度和泄漏缝隙长度等参数进行批处理仿真建模与分析。通过分析与研究，泄漏缝隙高度和长度以及缓冲腔直径对缓冲性能的影响显著，液压系统的回油背压有着较小的影响。缓冲过程的压力和冲击都会造成液压油压力和温度的变化，液压油温度变化会导致压力变化，压力变化会导致温度变化，是一个相互耦合作用的过程，结构参数的改变都会对缓冲装置的性能产生一定的影响，适当调整这些参数可优化缓冲效果、降低冲击力、提高系统稳定性，在液压系统设计时须着重考虑。同时，还应提高缓冲腔结构的强度和密封性能。因此，研究结果可为大流量主控阀缓冲装置的关键参数选择和优化提供依据。