張 濤，桂文彬，楊 毅，劉金榕

(上海船舶設(shè)備研究所，上海 200031)

0 引 言

限速切斷閥作為海洋工程裝備的安全保護(hù)裝置，可在海洋工程裝備系統(tǒng)發(fā)生失速等意外導(dǎo)致系統(tǒng)內(nèi)流量劇增時(shí)切斷系統(tǒng)油路，保護(hù)系統(tǒng)安全。目前國(guó)內(nèi)已有多所高校和科研機(jī)構(gòu)對(duì)限速切斷閥進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和試驗(yàn)研究[1]。王潔等[2]研究導(dǎo)出了一些限速切斷閥相關(guān)的設(shè)計(jì)計(jì)算公式。徐兵等[3]對(duì)液壓電梯專用的限速切斷閥進(jìn)行了結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和試驗(yàn)研究。胡國(guó)良等[4]設(shè)計(jì)了

種新型限速切斷閥并對(duì)其進(jìn)行了試驗(yàn)研究。湛大強(qiáng)等[5]對(duì)限速切斷閥的各類試驗(yàn)方法進(jìn)行了分析總結(jié)。本文即設(shè)計(jì)了一種海洋工程裝備系統(tǒng)專用的限速切斷閥，對(duì)限速切斷閥的各結(jié)構(gòu)尺寸進(jìn)行了設(shè)計(jì)計(jì)算，并設(shè)計(jì)了一種新型的限速切斷閥試驗(yàn)方案，對(duì)所設(shè)計(jì)的限速切斷閥的動(dòng)態(tài)性能進(jìn)行了試驗(yàn)研究。

本文首先基于海洋工程裝備系統(tǒng)對(duì)限速切斷閥的需求，設(shè)計(jì)了一種海洋工程裝備系統(tǒng)專用的限速切斷閥，對(duì)限速切斷閥的各結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行了設(shè)計(jì)計(jì)算；其次，搭建了針對(duì)性的試驗(yàn)系統(tǒng)，對(duì)限速切斷閥的動(dòng)態(tài)性能以及前、后阻尼孔直徑大小對(duì)動(dòng)態(tài)性能的影響進(jìn)行了研究。

1 限速切斷閥的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

1.1 流道結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

根據(jù)海洋工程裝備系統(tǒng)對(duì)限速切斷閥提出的大過(guò)閥流量、準(zhǔn)確切斷、短切斷時(shí)間以及切斷后的小流量續(xù)流等性能要求，設(shè)計(jì)了一種專門針對(duì)海洋工程裝備系統(tǒng)工況的限速切斷閥。所設(shè)計(jì)的限速切斷閥機(jī)械結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖1所示。

圖1 限速切斷閥機(jī)械結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖Fig.1 Mechanical structure diagram of speed limiting shut-off valve

由圖1的限速切斷閥機(jī)械結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖可知，為滿足較大的過(guò)閥流量和較小的壓力損失等方面的設(shè)計(jì)意圖，將閥內(nèi)主流道部分設(shè)置成無(wú)銳利邊緣的漸縮型曲線；為使限速切斷閥能夠準(zhǔn)確切斷，設(shè)有后阻尼孔將壓力油引入后彈簧腔；為保證切斷后的小流量續(xù)流，在閥芯上開(kāi)有前阻尼孔。設(shè)計(jì)中利用Fluent軟件對(duì)流道模型進(jìn)行仿真分析，仿真結(jié)果表明這種流道結(jié)構(gòu)在靜態(tài)性能、閥內(nèi)流體流動(dòng)特性以及工程實(shí)用性等方面都能較好的滿足設(shè)計(jì)要求，因此本文采用這一結(jié)構(gòu)形式的限速切斷閥。

1.2 主要參數(shù)設(shè)計(jì)計(jì)算

根據(jù)實(shí)際海洋工程裝備系統(tǒng)的要求，確定限速切斷閥設(shè)計(jì)的輸入?yún)?shù)如下：

切斷時(shí)間t≤100 ms；

切斷流量Q：2 200 L/min±10%；

工作壓力P≥20 MPa。

1）進(jìn)出油口直徑的計(jì)算

限速切斷閥進(jìn)出油口的直徑應(yīng)滿足以下條件：

式中：d為進(jìn)出油口直徑；Q為過(guò)閥流量；V為液流流速。

由對(duì)限速切斷閥提出的性能指標(biāo)，最大的過(guò)閥流量為Q=2 200 L/min，由于本文所設(shè)計(jì)的限速切斷閥內(nèi)流道結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，且應(yīng)用場(chǎng)合為高壓系統(tǒng)，因而取進(jìn)出油口處的流速為V=8 m/s，并由此計(jì)算限速切斷閥進(jìn)出油處口的直徑：

對(duì)計(jì)算所得的限速切斷閥進(jìn)出油口處的直徑進(jìn)行圓整，可得進(jìn)出油口直徑為：

2）漸縮型流道起始處的過(guò)流面積計(jì)算

液流通過(guò)進(jìn)口部分進(jìn)入漸縮型流道，流道處的最大流速取為V=10 m/s，則在過(guò)閥流量為V=2 200 L/min時(shí)，漸縮型流道的過(guò)流面積為：

取漸縮型流道起始處的閥芯直徑為Dx1=35 mm，對(duì)應(yīng)的閥體容腔直徑取為Dt1=77 mm，如圖2所示。

圖2 漸縮型流道起始處尺寸示意圖Fig.2 Schematic diagram of the beginning size of the tapered flow path

可求出漸縮型流道起始處的過(guò)流面積為：

由計(jì)算結(jié)果可知，這種設(shè)計(jì)方案的流道面積能夠滿足液流過(guò)閥流速的要求。

3）閥芯直徑的設(shè)計(jì)計(jì)算

由圖1所設(shè)計(jì)的限速切斷閥結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖可知，本文設(shè)計(jì)的限速切斷閥閥芯可分為3段，第1段是與閥體腔配合形成漸縮型流道的部分，第2段是與閥套配合部分，第3段是安裝彈簧座等的部分，其示意圖如圖3所示。根據(jù)前文（2）中的計(jì)算，將漸縮型流道的起始處的閥芯直徑設(shè)計(jì)為Dx1=35 mm，為與閥套取得配合，在閥芯與閥套配合處采用半徑5 mm的圓弧段過(guò)渡，則第2段閥芯直徑變?yōu)镈x2=25 mm；為在閥芯尾部安裝彈簧座等，將閥芯直徑尺寸再減小5 mm，則第3段閥芯直徑變?yōu)镈x3=20 mm。

圖3 閥芯各段尺寸示意圖Fig.3 Schematic diagram of all spool section size

4）前阻尼孔直徑計(jì)算

前阻尼孔的作用在于限速切斷閥主流道關(guān)閉之后的小流量續(xù)流。根據(jù)實(shí)際工況需求，限速切斷閥切斷后，要求系統(tǒng)內(nèi)的續(xù)流流量為90 L/min左右，且前阻尼孔兩端壓差不得高于12 MPa，由節(jié)流小孔的流量壓差公式：

式中：Cd為流量系數(shù)，Cd=0.7；Az為前阻尼孔過(guò)流面積，；Qz為通過(guò)前阻尼孔的流量，初取Qz=90 L/min；ΔPz前阻尼孔兩端的壓差，ΔPz=12 MPa；則有：

根據(jù)以上計(jì)算，將前阻尼孔直徑取為dz=4 mm。

5）彈簧預(yù)壓力及彈簧剛度的計(jì)算

彈簧預(yù)壓力的作用在于限速切斷閥關(guān)閉之后的閥芯復(fù)位。由圖1的限速切斷閥結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖可知，限速切斷閥切斷時(shí)是依靠閥口處液壓力和閥芯尾部受到的液壓力同時(shí)作用，則可據(jù)此求解限速切斷閥的彈簧預(yù)壓力：

式中：Fs彈簧預(yù)壓力；Fk為閥口液壓力；Fw為閥芯尾部液壓力。

式中：Pw為閥芯尾部所受壓力；Aw為閥芯尾部作用面積。

從Fluent流場(chǎng)仿真所得數(shù)據(jù)，漸縮型流道起始處與終止處的壓差為0.465 MPa，閥口處的節(jié)流面積為1.29×10–3m2，則計(jì)算可得閥口處閥芯所受到的液壓力數(shù)值：

從前文中（3）的設(shè)計(jì)計(jì)算可知，第3段閥芯直徑為20 mm，且閥芯后彈簧腔的壓力與漸縮型流道起始處的壓力基本一致，取為0.465 MPa，則據(jù)此計(jì)算可得閥芯尾部所受到的液壓力數(shù)值：

計(jì)算可得彈簧預(yù)壓力的數(shù)值：

彈簧預(yù)壓力與彈簧剛度的關(guān)系如下：

式中：Ks為彈簧剛度；X0為彈簧預(yù)壓縮量。

彈簧預(yù)壓縮量與閥口最大開(kāi)度的關(guān)系如下：

式中：Xm為限速切斷閥最大閥口開(kāi)度。

防止泥漿污染，海洋鉆井公司從源頭入手，加大科技投入，與高校及相關(guān)科研單位聯(lián)合攻關(guān)，研發(fā)環(huán)保泥漿，獲得了國(guó)家海洋局的無(wú)毒泥漿證書。該環(huán)保泥漿體系已經(jīng)在勝利七號(hào)鉆井平臺(tái)進(jìn)行埕北326井作業(yè)時(shí)應(yīng)用。

據(jù)此可取彈簧預(yù)壓縮量為50 mm，則進(jìn)一步可求得彈簧剛度為：

6）主流道部分的設(shè)計(jì)計(jì)算

主流道段由閥體和閥芯配合組成；本段針對(duì)配合段曲線的配合角度進(jìn)行仿真優(yōu)化分析。對(duì)所研究的各段曲線進(jìn)行編號(hào)：Lx1為所研究的閥芯左段曲線，Lx2為所研究的閥芯右段曲線，Lt1為所研究的閥體左段曲線，Lt2為所研究的閥體右段曲線；完成編號(hào)后的限速切斷閥示意圖如圖4所示。選擇閥口開(kāi)度為14 mm時(shí)的限速切斷閥內(nèi)流道建立三維仿真模型，并設(shè)置入口流速為12 m/s，出口壓力為0 MPa，利用流道仿真軟件Fluent進(jìn)行仿真分析。

圖4 標(biāo)明研究曲線的限速切斷閥示意圖Fig.4 Schematic diagram of Speed limiting shut-off valve with indicating study curves

首先，研究閥芯左段曲線Lx1與閥芯正軸向的夾角α對(duì)限速切斷閥的影響。保持限速切斷閥其他結(jié)構(gòu)參數(shù)不變，將閥芯左段曲線Lx1與閥芯正軸向的夾角α分別設(shè)為 30°，35°，40°，45°，50°，55°，60°，65°，70°，75°，80°，85°，90°，利用流場(chǎng)仿真分析軟件 Fluent進(jìn)行限速切斷閥的流道仿真分析，仿真所得閥芯所受軸向液壓力與夾角α的關(guān)系曲線圖如圖5所示。

圖5 閥芯軸向液壓力與夾角α的關(guān)系曲線圖Fig.5 The relationship curve of valve axial hydraulic pressure and angle α

由圖5可知，閥芯所受到的軸向液壓力隨著夾角α的增大先減小后增大，其最小值在夾角α為45°左右時(shí)出現(xiàn)，則可認(rèn)為閥芯左段曲線Lx1與閥芯正軸向夾角在45°左右時(shí)為最優(yōu)解，因而本文中設(shè)計(jì)的限速切斷閥閥芯左段曲線Lx1與閥芯正軸向夾角α取為45°。

其次，研究閥芯右段曲線Lx2的形狀對(duì)限速切斷閥的影響。由于閥芯右段曲線Lx2既可以設(shè)置成錐形曲線，又可以設(shè)置成弧形曲線，為了分析不同形狀的Lx2曲線對(duì)限速切斷閥的影響，在本文的仿真分析當(dāng)中，保持限速切斷閥其他結(jié)構(gòu)參數(shù)不變，將Lx2段曲線分別設(shè)置成錐形曲線和弧形曲線，并將弧形曲線Lx2的半徑分別設(shè)置為19 mm，36 mm，利用流場(chǎng)仿真軟件Fluent對(duì)以上3種形式的Lx2曲線形狀對(duì)限速切斷閥流道特性的影響進(jìn)行仿真分析。仿真所得閥芯所受軸向液壓力與閥芯右段曲線Lx2形狀的關(guān)系曲線如圖6所示。

圖6 閥芯軸向液壓力與Lx2曲線形狀關(guān)系曲線圖Fig.6 The relationship curve of valve axial hydraulic force and Lx2 curve shape

由圖6可知，閥芯右段曲線為錐形時(shí)閥芯所受到的軸向液壓力比閥芯右段曲線為弧形時(shí)閥芯所受到的軸向液壓力要大，且當(dāng)閥芯右段曲線為弧形時(shí)，弧形曲線的半徑越小，閥芯所受到的軸向液壓力越小，但考慮到閥芯右段弧形曲線半徑過(guò)小時(shí)將使?jié)u縮型曲線流道的后半段過(guò)流面積過(guò)大，閥芯關(guān)閉時(shí)節(jié)流效果變差，且會(huì)在流道最右段處產(chǎn)生較大的凹形結(jié)構(gòu)，液流過(guò)流時(shí)容易產(chǎn)生速度漩渦，使限速切斷閥流道特性變差；綜合以上考量，本文所設(shè)計(jì)的限速切斷閥的閥芯右段曲線Lx2選擇半徑為1 9 m m的弧形曲線。

再次，研究閥體左段曲線Lt1與閥芯正軸向的夾角β對(duì)限速切斷閥性能的影響。保持限速切斷閥其他結(jié)構(gòu)參數(shù)不變，將閥體左段曲線Lt1與閥芯正軸向的夾角β分別設(shè)為 7.5°，12.5°，17.5°，22.5°，27.5°，32.5°，37.5°，利用流場(chǎng)仿真軟件Fluent進(jìn)行限速切斷閥的流道仿真分析，仿真所得閥芯所受軸向液壓力與夾角β的關(guān)系曲線如圖7所示。

由圖7可知，閥芯所受到的軸向液壓力隨著夾角β的增大先減小后增大，最小值在夾角β為22.5°左右時(shí)出現(xiàn)，因而可認(rèn)為閥芯左段曲線Lt1與閥芯正軸向夾角β在22.5°左右時(shí)為最優(yōu)解，因而本文中設(shè)計(jì)的限速切斷閥閥體左段曲線Lt1與閥芯正軸向夾角β取為22.5°。

圖7 閥芯軸向液壓力與夾角β的關(guān)系曲線圖Fig.7 The relationship curve of valve axial hydraulic pressure and angle β

最后，研究閥體右段曲線Lt2與閥芯軸向的夾角對(duì)限速切斷閥性能的影響。由于閥體右段曲線Lt2與閥芯正軸向的夾角為鈍角，因而本文研究閥體右段曲線與閥芯負(fù)軸向的夾角對(duì)限速切斷閥性能的影響，并將閥體右段曲線與閥芯負(fù)軸向的夾角標(biāo)記為θ。保持限速切斷閥其他結(jié)構(gòu)參數(shù)不變，將閥體右段曲線Lt2與閥芯負(fù)軸向的夾角θ分別設(shè)為 32°，37°，42°，47°，52°，利用流場(chǎng)仿真軟件Fluent進(jìn)行限速切斷閥的流道仿真分析，仿真所得閥芯所受軸向液壓力與夾角θ的關(guān)系曲線如圖8所示。

圖8 閥芯軸向液壓力與夾角Θ的關(guān)系曲線圖Fig.8 The relationship curve of valve axial hydraulic force and angle Θ

由圖8可知，閥芯所受到的軸向液壓力隨著夾角θ的增大而減小，但考慮到閥體右段曲線Lt2與閥芯負(fù)軸向的夾角θ過(guò)大時(shí)會(huì)使?jié)u縮型流道的后半段過(guò)流面積過(guò)大，閥芯關(guān)閉時(shí)節(jié)流效果不好，且會(huì)使?jié)u縮型流道后半段坡度太大，液流出流時(shí)速度梯度過(guò)大，對(duì)限速切斷閥的沖擊大；綜合以上考慮，本文所設(shè)計(jì)的限速切斷閥的閥體右段曲線Lt2與閥芯負(fù)軸向夾角θ取為42°。

1.3 限速切斷閥模擬裝配及生產(chǎn)

在前文中對(duì)限速切斷閥的機(jī)械結(jié)構(gòu)進(jìn)行了設(shè)計(jì)，并對(duì)進(jìn)口直徑、出口直徑、閥芯直徑等主要結(jié)構(gòu)的尺寸進(jìn)行了設(shè)計(jì)計(jì)算，設(shè)計(jì)限速切斷閥的二維圖紙；并根據(jù)二維設(shè)計(jì)，利用UG軟件生成了限速切斷閥的三維模擬裝配圖如圖9所示。由圖9可知，裝配圖沒(méi)有產(chǎn)生干涉的部分，滿足設(shè)計(jì)要求。根據(jù)前文對(duì)限速切斷閥的各結(jié)構(gòu)參數(shù)的設(shè)計(jì)計(jì)算以及所建立的限速切斷閥三維模擬裝配圖，對(duì)限速切斷閥的各部件進(jìn)行了生產(chǎn)和裝配，最終的限速切斷閥樣件實(shí)物裝配圖如圖10所示。

2 限速切斷閥的試驗(yàn)分析研究

圖9 限速切斷閥模擬裝配圖Fig.9 Simulation assembly drawing of speed limiting shut-off valve

圖10 限速切斷閥實(shí)物裝配圖Fig.10 Actual assembly drawing of speed limiting shut-off valve

完成限速切斷閥的基本機(jī)械結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和各參數(shù)的初步計(jì)算之后，對(duì)設(shè)計(jì)的限速切斷閥結(jié)構(gòu)進(jìn)行靜動(dòng)態(tài)性能的仿真分析，仿真結(jié)果顯示所設(shè)計(jì)的限速切斷閥靜動(dòng)態(tài)性能良好；本文則對(duì)所設(shè)計(jì)的限速切斷閥進(jìn)行試驗(yàn)研究，對(duì)前、后阻尼孔直徑大小對(duì)限速切斷閥動(dòng)態(tài)性能的影響進(jìn)行分析研究。

2.1 試驗(yàn)系統(tǒng)的搭建

鑒于海洋工程裝備用限速切斷閥的切斷流量較大，一般的限速切斷閥試驗(yàn)系統(tǒng)不能滿足要求；本文設(shè)計(jì)了一種小缸徑油缸拉動(dòng)大缸徑油缸的新型試驗(yàn)方案；試驗(yàn)系統(tǒng)原理圖如圖11所示，將小缸徑油缸與大缸徑油缸的活塞桿鉸接在一起，試驗(yàn)開(kāi)始時(shí)，由液壓泵給小缸徑油缸供油，小缸徑油缸帶動(dòng)大缸徑油缸運(yùn)動(dòng)，大缸徑油缸有桿腔的油液經(jīng)限速切斷閥流向油箱，當(dāng)油缸速度足夠大時(shí)，限速切斷閥將關(guān)閉。

2.2 不同前阻尼孔直徑試驗(yàn)

本文設(shè)計(jì)的限速切斷閥，前阻尼孔開(kāi)在閥芯前端，為固定阻尼孔（前阻尼孔位置如前文中圖1所示），其主要作用在于限速切斷閥切斷時(shí)的緩沖和切

圖11 限速切斷閥試驗(yàn)系統(tǒng)原理圖Fig.11 Test system schematic of speed limiting shut-off valve

斷后的續(xù)流功能。對(duì)前阻尼孔的影響進(jìn)行分析時(shí)，保持試驗(yàn)系統(tǒng)中的其他參數(shù)不變，在限速切斷閥的前阻尼孔處安裝不同尺寸的堵塞，使前阻尼孔直徑分別為0 mm，3 mm，4 mm，對(duì) 3 種工況下的限速切斷閥及整個(gè)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)性能進(jìn)行試驗(yàn)研究。在試驗(yàn)開(kāi)始時(shí)，由溢流閥調(diào)定系統(tǒng)壓力，給定三位四通電磁換向閥電信號(hào)，使主動(dòng)油缸拉動(dòng)被動(dòng)油缸運(yùn)動(dòng)，被動(dòng)油缸有桿腔的油液經(jīng)限速切斷閥流回油箱；不斷增大溢流閥的輸出壓力，直到達(dá)到限速切斷閥的關(guān)斷流量使限速切斷閥關(guān)閉，用以模擬限速切斷閥達(dá)到切斷流量而關(guān)閉的工況。試驗(yàn)研究的結(jié)果如圖12所示。

圖12 限速切斷閥閥芯位移圖Fig.12 Spool displacement curve of speed limiting shut-off valve

由圖12可知，當(dāng)達(dá)到限速切斷閥的關(guān)斷流量后，限速切斷閥閥芯將在較短時(shí)間內(nèi)運(yùn)動(dòng)到其行程末端關(guān)閉限速切斷閥；從前阻尼孔分別為0 mm，3 mm，4 mm時(shí)的限速切斷閥閥芯位移圖對(duì)比可知，隨著前阻尼孔直徑的增大，限速切斷閥的關(guān)斷時(shí)間變短，限速切斷閥動(dòng)態(tài)性能有所改善。由圖13可知，隨著前阻尼孔直徑的增大，限速切斷閥關(guān)閉后的活塞桿速度也隨之增大，這表明前阻尼孔直徑大小控制著限速切斷閥切斷后系統(tǒng)內(nèi)的續(xù)流流量大小，從而控制限速切斷閥關(guān)閉后系統(tǒng)中油缸活塞桿的運(yùn)動(dòng)速度。此外，由圖13中前阻尼孔直徑為0 mm時(shí)的試驗(yàn)曲線可知，當(dāng)前阻尼孔直徑為0 mm時(shí)，限速切斷閥關(guān)閉后，被動(dòng)油缸活塞桿的速度立即降為0，此時(shí)限速切斷閥失去關(guān)閉后的續(xù)流功能，被動(dòng)油缸活塞桿將在限速切斷閥切斷后立即停下，此種工況下，不僅限速切斷閥關(guān)閉時(shí)沖擊大，且被動(dòng)油缸不能以較小速度運(yùn)動(dòng)到其機(jī)械限位處，不利于限速切斷閥切斷后，整個(gè)系統(tǒng)的維修工作的開(kāi)展。綜上所述，限速切斷閥前阻尼孔直徑大小對(duì)限速切斷閥的關(guān)閉時(shí)間以及關(guān)閉后的續(xù)流流量大小有影響，并與仿真分析的結(jié)果趨勢(shì)一致，從而證明了仿真結(jié)果的正確性。

圖13 被動(dòng)油缸活塞桿位移圖Fig.13 Displacement diagram of passive cylinder piston rod

2.3 不同后阻尼孔直徑試驗(yàn)

本文設(shè)計(jì)的限速切斷閥，后阻尼孔開(kāi)在進(jìn)口和后彈簧腔之間的閥套上（后阻尼孔位置如前文中圖1所示），其主要作用在于連通限速切斷閥進(jìn)口和后彈簧腔，使閥進(jìn)口處的油液進(jìn)入后彈簧腔；在限速切斷閥關(guān)閉時(shí)，后彈簧腔的油液作用在閥芯上的力和閥口處的力同時(shí)作用，保證限速切斷閥可以快速關(guān)閉，并可避免因流量脈沖引起的限速切斷閥誤操作。對(duì)后阻尼孔直徑的影響進(jìn)行試驗(yàn)時(shí)，保持試驗(yàn)系統(tǒng)中其他參數(shù)不變，使后阻尼孔的等效直徑分別為5 mm，10 mm，15 mm，對(duì)限速切斷閥及整個(gè)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)性能進(jìn)行試驗(yàn)研究。試驗(yàn)時(shí)的具體操作步驟與對(duì)前阻尼孔進(jìn)行研究時(shí)相同。試驗(yàn)研究的結(jié)果如圖14所示。

由圖14及圖15可知，后阻尼孔直徑的大小對(duì)調(diào)節(jié)限速切斷閥的關(guān)斷時(shí)間有極大作用：在相同的過(guò)閥流量（2 200 L/min）下，隨著后阻尼孔直徑的減小，限速切斷閥的關(guān)閉時(shí)間增長(zhǎng)，當(dāng)后阻尼孔直徑為15 mm時(shí)，限速切斷閥的關(guān)閉時(shí)間為30 ms左右，當(dāng)后阻尼孔直徑為10 mm時(shí)，限速切斷閥的關(guān)閉時(shí)間為50 ms左右，而當(dāng)后阻尼孔直徑減小為5 mm時(shí)，限速切斷閥的關(guān)閉時(shí)間超過(guò)100 ms，遠(yuǎn)遠(yuǎn)長(zhǎng)于后阻尼孔直徑為15 mm時(shí)的情況；這表明后阻尼孔直徑過(guò)小將嚴(yán)重影響限速切斷閥的正常工作能力，在適當(dāng)范圍內(nèi)增大后阻尼孔直徑可改善系統(tǒng)動(dòng)態(tài)性能。綜上所述，后阻尼孔直徑的大小對(duì)限速切斷閥的動(dòng)態(tài)性能有極大影響，其在調(diào)節(jié)限速切斷閥的關(guān)斷時(shí)間方面可發(fā)揮重要作用；同時(shí)可看出對(duì)后阻尼孔直徑影響的試驗(yàn)研究結(jié)果與仿真分析結(jié)果趨勢(shì)一致，也表明仿真結(jié)果是正確的。

圖14 限速切斷閥閥芯位移圖Fig.14 Spool displacement curve of speed limiting shut-off valve

圖15 被動(dòng)油缸活塞桿位移圖Fig.15 Displacement diagram of passive cylinder piston rod

3 結(jié) 語(yǔ)

本文設(shè)計(jì)了一種張力補(bǔ)償器等海工裝備專用的限速切斷閥，對(duì)所設(shè)計(jì)的張力補(bǔ)償器用限速切斷閥各主要結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行了設(shè)計(jì)計(jì)算，并針對(duì)所設(shè)計(jì)的限速切斷閥搭建了試驗(yàn)系統(tǒng)，對(duì)限速切斷閥樣件進(jìn)行了動(dòng)態(tài)性能的試驗(yàn)研究；通過(guò)設(shè)計(jì)計(jì)算和試驗(yàn)研究可得到如下結(jié)論：

1）限速切斷閥在最佳配置下，切斷流量在2 200 L/min左右，切斷時(shí)間在30 ms左右，基本滿足海洋工程裝備系統(tǒng)對(duì)限速切斷閥提出的性能要求。

2）限速切斷閥的前阻尼孔直徑大小影響限速切斷閥本身和氣液缸的響應(yīng)：隨著前阻尼孔直徑的增大，限速切斷閥的關(guān)閉速度有所加快，氣液缸的運(yùn)動(dòng)速度加快，氣液缸有桿腔壓力峰值減?。煌瑫r(shí)前阻尼孔直徑過(guò)大將導(dǎo)致氣液缸的速度峰值過(guò)大，前阻尼孔直徑過(guò)小將導(dǎo)致氣液缸不能運(yùn)動(dòng)到其機(jī)械限位處停止。

3）限速切斷閥的后阻尼孔直徑大小對(duì)限速切斷閥本身和氣液缸的響應(yīng)有重大影響：當(dāng)后阻尼孔直徑過(guò)小時(shí)限速切斷閥不能正常工作，同時(shí)也會(huì)失去保護(hù)閥控液壓缸系統(tǒng)的作用，液壓缸將以較大的速度沖頂產(chǎn)生破壞；隨著限速切斷閥后阻尼孔的增大，限速切斷閥的關(guān)閉速度加快，但當(dāng)后阻尼孔直徑過(guò)大時(shí)，將導(dǎo)致系統(tǒng)不穩(wěn)定，限速切斷閥關(guān)閉時(shí)產(chǎn)生較大波動(dòng)，實(shí)際關(guān)閉時(shí)間延長(zhǎng)；同時(shí)后阻尼孔直徑過(guò)大或過(guò)小，都將導(dǎo)致氣液缸有桿腔壓力峰值過(guò)高，不利于系統(tǒng)保護(hù)。

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