張建卓，王 潔，潘一山，齊慶新,王愛文，王洪英

(1.遼寧工程技術大學 機械工程學院，遼寧 阜新 123000; 2.遼寧大學 物理學院，遼寧 沈陽 110036; 3.煤炭科學研究總院 深部開采與沖擊地壓防治研究院，北京 100013; 4.遼寧工程技術大學 力學與工程學院，遼寧 阜新 123000; 5.北京誠田恒業(yè)煤礦設備有限公司，北京 102308)

沖擊地壓作為煤巖動力災害之一，是礦山井巷和采場周圍煤巖體由于變形能釋放而產生的以突然、急劇、猛烈的破壞為特征的動力現象，是一種特殊的礦山壓力顯現形式[1-5]。近年來隨著深部資源開采逐漸增加，具有沖擊地壓特征的礦井數量逐年增多[6-11]。傳統(tǒng)的高強度支護方式無法適應沖擊地壓礦井的支護需要，為了滿足具有沖擊地壓傾向礦井的支護需求，具有剛柔耦合特性的緩沖吸能支護裝備成為研究熱點[12-13]。目前針對該熱點的主要研究方法是理論計算和數值模擬，在煤礦防沖支護技術研發(fā)方面，我國沒有全尺度的試驗研究手段，也缺少井下支護設備使用前抗沖擊檢測的相關行業(yè)標準。由于沖擊地壓礦井巷道防沖支架的受力狀況為首先承受的初撐力基本為準靜態(tài)載荷，當沖擊來壓時，防沖支架是在初撐力靜載基礎上的瞬時高速大沖擊載荷作用，并且此沖擊載荷在沖擊發(fā)生后持續(xù)作用一段時間，即沖擊地壓是由靜、動載荷疊加作用下發(fā)生的突然失穩(wěn)現象[14]，具有沖擊能量大、靜動載荷轉換時間短、沖擊速度大的特點。為了深入研究防沖支架在靜-動復合加載作用下的動力學特性，亟需研發(fā)一種能夠近似模擬實際工況的沖擊試驗裝置。

國內外學者對不同用途的沖擊試驗機進行了大量研究，在試驗機的工作原理、模型建立、設計方法和控制理論等方面取得了一定成績。針對大型試件的沖擊試驗，由于沖擊能量較大，通常采用落錘或液壓加載方式;針對小型件的高速沖擊，常用霍普金森壓桿方式進行沖擊加載。金屬落錘沖擊試驗機或擺錘沖擊試驗機的沖擊載荷大小由錘體質量和高度決定，目前落錘式沖擊試驗機最快沖擊速度可達19.8 m/s，錘體質量最大為490 kg，能夠實現大噸位及快速沖擊試驗，但是無法實現靜-動復合加載[15-18]。姜超等針對緩沖力與沖擊速度近似成正比的被壓試件設計了一種工作性能測試試驗臺，該試驗臺沖擊速度0.5 m/s時緩沖力為21 kN，采用液壓驅動方式，可實現快速連續(xù)沖擊[19];張子榮等針對礦用錨桿沖擊拉伸試驗機開展研究，該試驗機采用的對稱布置液壓缸拉伸錨桿，最大拉伸力為230 kN[20]。王貢獻等提出一套全液壓驅動的重載艦船設備抗沖擊試驗系統(tǒng)模型，該系統(tǒng)的被壓試件質量可達5 000 kg，最大沖擊速度可達5 m/s[21];謝騰飛等研究了液壓支架大流量安全閥動態(tài)性能試驗，分析對比了現有沖擊試驗臺的特點，指出以蓄能器為動力源的快速加載系統(tǒng)能夠達到5～25 ms內增加到沖擊壓力以上的試驗要求[22];徐昆鵬等針對瞬時流量300 L/min以上的安全閥設計了一種以蓄能器為動力源的高壓大流量安全閥試驗裝置，該裝置對500 L/min、額定壓力50 MPa的被試閥試驗時，6 ms即達到閥開啟壓力[23]。上述試驗裝置多采用液壓加載方式，證明了液壓加載在沖擊試驗方面的優(yōu)勢，但限于被壓試件的要求，均存在加載方式單一，沖擊力小，沖擊速度低，無法完成靜-動復合加載的問題。筆者提出一種基于液壓加載原理的大噸位靜動復合沖擊試驗機設計方法，對其工作原理、動態(tài)性能進行分析，并研發(fā)了樣機，對其進行了實驗測試，達到了設計要求。

1 沖擊試驗機設計要求

沖擊的定義是一種非定周期的瞬態(tài)振動，即物體或系統(tǒng)受到的載荷是瞬間高速率變化的強烈加載，沖擊試驗的方式很多，如多次等強度的沖擊、大能量的單次沖擊、低幅高頻的振動沖擊等，具體的試驗方式由被壓試件的實際工況要求制定?，F有的巷道用液壓支柱中，整架額定工作阻力有2 000，4 000，6 000，8 000 kN等。由于本試驗機的設計是針對巷道支護設備實驗室內沖擊試驗，特別是對防沖支架中的核心關鍵部件，防沖吸能立柱進行靜-動復合加載，所以試驗機的設計最大載荷按目前單根液壓立柱的最大工作阻力設定。沖擊地壓發(fā)生時釋放的能量巨大，來壓迅速，靜動轉換時間很短，經過綜合考慮，為了實現大能級的加載，試驗臺采用液壓方式提供加載能量，確定試驗機技術參數為:靜載力和沖擊力1 000～6 500 kN無級可調，靜載到動載啟動時間小于25 ms，沖擊速度大于8 m/s，沖擊有效行程800 mm，沖擊缸活塞直徑560 mm，壓力31.5 MPa;要求大流量開關閥開啟時間小于25 ms，動載加載加速度大于32 g，閥芯開啟后在閥壓降0.5 MPa時額定流量大于120 000 L/min;采用多通道高速同步采樣技術實現應力、應變、沖擊力、位移等參數的同步高速采集，實驗機能夠實現靜態(tài)加載、動態(tài)沖擊加載和靜-動復合3種加載功能。

2 試驗系統(tǒng)總體方案

快速液壓沖擊試驗機屬于低應變率(0.1～500 s-1)加載試驗臺，可以對防沖液壓立柱、吸能構件、防沖支架縮比例模型等被壓試件進行動力學沖擊壓縮試驗。由于試驗機的沖擊力和速度較大，采用液壓加載方式，設計沖擊試驗機的總體方案如圖1所示，其主要由試驗臺架、液壓加載系統(tǒng)、測控系統(tǒng)3個部分組成。

圖1 快速液壓沖擊試驗機總體方案Fig.1 General scheme of rapid hydraulicimpact testing machine

試驗臺架為被壓試件、傳感器、防沖立柱等提供固定聯接和支撐，由于該試驗機沖擊力大，為了保證試驗的安全性和可靠性，試驗臺架應具有足夠的強度和剛度;液壓加載系統(tǒng)主要由靜載加載系統(tǒng)、動載加載系統(tǒng)、控制系統(tǒng)、高速沖擊油缸、超大流量開關閥、蓄能器組等組成，其中沖擊油缸是試驗臺的執(zhí)行元件，為被壓試件提供靜載及動載沖擊載荷，超大流量開關閥為完成快速沖擊試驗的核心關鍵元件，通過控制開關閥的開啟和閉合，可以給沖擊油缸施加靜載和沖擊載荷。測控系統(tǒng)主要完成試驗機動作控制、壓力設定和實驗數據的設定、顯示、高速采集、數據存儲及后期處理工作，包括上位機、下位機、數據采集卡、傳感器等。

3 沖擊試驗機液壓系統(tǒng)組成及工作原理

快速液壓沖擊試驗機的能量由液壓加載系統(tǒng)提供。液壓系統(tǒng)的高壓大流量液體推動沖擊油缸，油缸的活塞桿以一定的沖擊速度運動，并將沖擊力作用于被壓試件，實現對被壓試件的動力沖擊試驗。調整液壓加載系統(tǒng)的相關參數能夠改變試驗系統(tǒng)的輸出特性，實現對不同試件的沖擊試驗。根據最高6 500 kN沖擊力的試驗需求設計了沖擊試驗機的液壓加載系統(tǒng)，其液壓系統(tǒng)原理圖如圖2所示。試驗機液壓系統(tǒng)主要由蓄能器組、液壓泵組、控制閥組、沖擊缸等組成。

蓄能器組主要為沖擊試驗機沖擊缸提供高壓超大流量油液，滿足瞬時大能量釋放的要求。本試驗機采用4組蓄能器組對稱布置方式，每組蓄能器組由一個80 L的活塞蓄能器和與之連通的4個80 L高壓氮氣瓶組成，等效容量為400 L，4組蓄能器組總容量1 600 L，設計壓力31.5 MPa。

圖2 快速液壓沖擊試驗機液壓系統(tǒng)原理Fig.2 Schematic diagram of hydraulic system of rapid hydraulic impact testing machine

油泵組包括靜載油泵組、動載油泵組、控制油泵組。靜載油泵組主要為被壓試件提供準靜態(tài)加載，即為被壓試件提供初撐力所需的靜載荷，施加靜載時首先啟動控制油泵，給控制油泵組上面的換向閥2左位電磁鐵通電，驅動超大流量開關閥的控制油缸向上運動，使閥芯關閉;開啟靜載油泵，將靜載泵換向閥1右端電磁閥通電，通過控制靜載泵輸出壓力就可控制靜載力施加。動載油泵組主要為蓄能器組提供高壓大流量油液，為實現沖擊加載提供足夠的液壓能量，蓄能器組單次最大蓄能量達8 000 kJ，蓄能量大小可以通過開啟蓄能器數量和蓄能壓力控制。控制油泵組完成超大流量開關閥的開關功能，超大流量開關閥動作可以實現為慢開、慢關和快開3個功能，慢開和慢關可以通過控制油泵組上面的換向閥2兩端的電磁鐵通斷電實現，慢關主要用于對被壓試件施加靜載荷時，將靜載加載和動載加載隔離，或在施加靜載同時，開啟動載泵組為蓄能器組提供高壓油液?？扉_功能主要用于實現快速沖擊加載，快開時將換向閥3通電，控制油液進入大流量液控單向閥6和7的外控油路，將液壓控制閥6和7打開，儲存于蓄能器中的高壓油液，通過液控單向閥6、單向閥快速進入超大流量開關閥的驅動油缸，帶動閥芯快速打開，使蓄能器中的高壓油液通過超大流量開關閥迅速進入沖擊缸活塞腔進行沖擊加載。靜-動復合加載過程為，首先開啟控制泵組，將超大流量開關閥關閉，啟動靜載泵組，設定加載的初撐力，由控制系統(tǒng)上位機控制靜載泵輸出壓力，對被壓試件施加靜載力，同時開啟動載泵，按照設定的動載值，對蓄能器組充入高壓液體，當達到設定動載壓力值后，由控制系統(tǒng)將超大流量開關閥快速打開，對被壓試件進行靜-動復合沖擊加載試驗。

4 超大流量開關閥特性分析

4.1 超大流量閥結構及工作原理

超大流量開關閥為控制靜動加載的核心元件，由于沖擊試驗機具有沖擊力大、沖擊速度快、靜動載荷轉換時間短等特點，對超大流量開關閥特性要求苛刻，根據沖擊試驗參數要求其在額定0.5 MPa閥壓降下實現額定流量大于120 000 L/min，要求閥芯開啟時間小于25 ms，能夠承受31.5 MPa的額定壓力。目前滿足上述技術參數的開關閥鮮有報道，本文提出一種實現超大流量開關閥的新結構，如圖3所示。

超大流量開關閥主要由閥芯驅動油缸、主閥芯、密封保護套及主閥體組成，A,B口為閥芯驅動油缸的進回液口，D口為主閥進液口，沿主閥體圓周對稱布置4個，E口的主閥芯出液口，E口出液進入沖擊油缸底腔對被壓試件進行沖擊試驗。A口通高壓，B口通低壓時，控制油缸驅動閥芯關閉，如圖3(a)所示;當B口通高壓，A口通低壓時，控制油缸驅動閥芯打開，如圖3(b)所示。密封保護套保證主閥密封裝置在開啟瞬間進入保護套內，避免閥芯開啟后，高壓高速液壓對密封裝置的損壞。C口為靜載荷壓力入口，對被試施加靜載加載。

圖3 超大流量開關閥結構Fig.3 Structure diagram of ultra-high-flow fast-release valve1—閥芯驅動油缸;2—主閥芯;3—密封保護套;4—主閥體;A,B,C—控制油口;D—進油口;E—出油口

4.2 超大流量開關閥流場分析

使用ANSYS Workbench軟件對超大流量開關閥三維圖形進行流道抽取、劃分網格，然后導入Fluent模塊進行流場仿真。由于三維實體為對稱結構，所以只分析其1/4結構的流場特性。穩(wěn)態(tài)計算采用標準κ-ε流量控制方程，設置進口為壓力入口，出口為壓力出口，參數設置:閥內液壓油選46號，油液密度為850 kg/m3，油液動力黏度為0.025 N·s/m2，各項殘差取10-4。流體與壁面接觸的邊界為靜止邊界。仿真步數設置為1 000步，得到在不同閥芯開度(開度間隔5 mm)、不同壓差作用下流場的速度云圖。限于論文篇幅，僅列出閥壓降為 0.5 MPa 時4種閥芯開度的速度云圖，如圖4所示。

由圖4可知，壓差為0.5 MPa時，隨著閥芯開度的增大(0～100 mm)，滑套附近流場速度隨閥芯開度增加相應增大，高流速區(qū)域主要集中在主閥芯與出油口交界處，最大流速為34 m/s;但隨著閥芯開度的進一步增加，滑套附近流場速度隨閥芯開度增加略有減小。產生這一結果的原因是在閥芯開度0～100 mm，隨著閥芯開度的增加，在閥口處的紊流現象逐漸減弱，導致流速增加;當閥芯開度大于100 mm后，液體在閥芯開口處的紊流現象減小幅度很小，但隨著閥口開度增加，流過閥的總流量顯著增加，導致閥入口處流量增加，從而增加了液體壓力的沿程損失，導致閥口處壓差變小，進而使滑套附近的流速減小。通過壓差0.5 MPa下不同閥芯開度下的仿真，得出閥芯開度為5，50，100，130 mm時的流經快開閥的流量趨勢圖，如圖5所示。其中閥芯開口度5 mm時，流量為7 000 L/min，閥芯開度50 mm時，流量為87 000 L/min，閥芯開度100 mm時，流量為152 000 L/min，閥芯開度130 mm時，流量為185 000 L/min，滿足技術要求，表明設計結構可行。

圖4 壓差0.5 MPa情況下不同閥芯開度的速度云圖Fig.4 Velocity nephogram of different opening valve core under differential pressure of 0.5 MPa

圖5 0.5 MPa壓差下流量隨閥芯開度的變化曲線Fig.5 Change curve of flow rate with valve core opening under differential pressure of 0.5 MPa

5 液壓沖擊動力特性分析

5.1 液壓立柱沖擊波動方程建立

沖擊地壓釋放的能量以動能的形式作用于液壓支架，沖擊油缸模擬巖體以速度VY沖擊立柱，立柱壓力腔產生壓力波動，壓力波在彈性流體介質中傳播。壓力波為縱波，其擾動質元的運動方向和擾動的傳播方向在一條直線上，考慮忽略黏滯體的理想流體，理想流體中只存在漲縮力而忽略剪切力，以乳化液柱下端截面形心為原點，沿缸體軸向為X軸，液壓立柱沖擊來壓計算模型，如圖6所示。

圖6 液壓立柱沖擊來壓計算模型Fig.6 Computational model of hydraulic column

立柱內乳化液計算時的假設條件為：① 乳化液為理想流體;② 乳化液在缸體內的流動為沿X軸的一維運動;③ 忽略乳化液、活柱及缸體內壁之間的摩擦;④ 缸體無軸向運動;⑤ 忽略管道及各密封處的內、外泄露;⑥ 不計乳化液質元的重力;⑦ 缸體等截面(徑向彈性變形除外)。

在以上假設條件下，取缸體內任一微小單元，中心點為A，中心點密度為ρ，速度為ut=?u(x,t)/?t，垂直于X軸的上下兩平面中心點壓力(取泰勒級數展開式的前2項)分別為

其中，P1為所取微元上部的壓力;P2為所取微元下部壓力;P(x,t)為液體瞬態(tài)壓力;u(x,t)為液體離開平衡位置的位移，取相同質量的下落巖體或頂板靜態(tài)作用在活柱時立柱壓力腔的液體位置為平衡位置。

對應的表面力為

式中，Aj為瞬時橫截面積。

根據牛頓第二定律，得到X方向的運動微分方程為

即

(1)

式中，ρ為液體密度,kg/m3。

一元流體連續(xù)性方程為

(2)

根據質量守恒定律，流體密度，壓強滿足以下關系，即

(3)

式中，Ec為考慮缸體變形的液體有效體積彈性模數，MPa。

將式(3)代入式(2)得

兩邊同時取積分得

(4)

式中，C為積分常數。

液體初始時刻(t=0)的位移為

(5)

式中，M為沖擊缸沖擊頭質量,kg;A0為平衡狀態(tài)的橫截面積,m2;P0=P(x,0)為立柱的初撐壓力;g為重力加速度，m/s2。

將式(5)代入式(4)，求得C=Mg/A0，故而得到補充方程

(6)

將式(6)代入式(1)，并以平衡狀態(tài)的密度ρ0近似替代任意時刻的密度，得壓力波傳播的波動方程

(7)

5.2 定解條件

波動方程為典型雙曲線偏微分方程，給定彈性體在t=0時的位移和速度以及彈性體在邊界上滿足的條件，可以進行方程求解，波動方程和定解條件構成定解問題。其中，彈性體在初始時刻的位移和速度為初值條件，彈性體在邊界上滿足的條件稱為邊界條件，定解條件包括邊界條件和初值條件。本文研究立柱具有一定初撐壓力的情況下，一定質量的物體以某一速度沖擊立柱引起的液體沖擊。式(5)列出了液體初始時刻(t=0)的位移，初始時刻的速度為

(8)

式中，l為液壓立柱中液體的高度。

假設缸體無軸向運動，則x=0處的邊界條件為

u(0,t)=0

(9)

由式(6)可知，x=l處的連續(xù)條件得到的補充方程為

(10)

根據牛頓第二定律，x=l處的沖擊質量滿足：

代入式(10)，可得到x=l處的邊界條件為

(11)

綜合以上分析，該有界的定解問題的一般方程表述為

式中，δ(x-l)為微元上表面所在位置變化時初始時刻速度，微元在活塞接觸位置，δ(x-l)=1，即初始時刻的速度vY，不在活塞位置，δ(x-l)=0，速度為0。

5.3 沖擊回路仿真分析

為了分析液壓沖擊試驗機的沖擊特性，需要對液壓沖擊主回路的性能做進一步的分析，為此選定多學科領域的復雜系統(tǒng)建模與仿真平臺AMESim進行仿真分析。超大流量開關閥為自主研發(fā)設計，不是標準液壓元件，所以在AMESim液壓元件庫中沒有模型，需要根據超大流量快開閥的結構自行搭建模型。根據超大流量快開閥的結構圖，選擇AMESim液壓庫、HCD庫以及機械庫相關模型進行搭建。使用的模塊有兩個直角底座模塊(BA0011)，動態(tài)液壓腔模塊(BAP12)，節(jié)流閥芯模塊(BAP11)，限位質量塊(MAS005)。按照超大流量快開閥的設計尺寸進行結構參數設置，得出超大流量快開閥最終模型如圖7所示。

圖7 超大流量開關閥AMESim模型Fig.7 AMESim model of super flow switch valve1,4—進油平面;3—閥芯等效質量塊;2，5—回油平面;6，9—壓力源;8—出油品;7，10—回油

由超大流量開關閥結構可知，控制閥液壓缸的活塞腔1的進油口為壓力源入口6，控制閥液壓油缸2的回油口直接回油箱7。主閥4的進油口為壓力源入口9，主閥4的出油口8連接沖擊缸，主閥右端5回油口直接回油箱10。沖擊桿和主閥芯的質量用限位質量塊模型模擬。實際沖擊過程存在緩沖和阻尼，所以在沖擊缸負載端設置了彈簧阻尼裝置來模擬沖擊末端的緩沖。根據快速液壓沖擊試驗機液壓系統(tǒng)原理圖進行適當簡化，刪除對沖擊主回路系統(tǒng)沖擊特性影響不大的子系統(tǒng)，合理簡化液壓回路后得到沖擊加載系統(tǒng)的AMESim物理模型，如圖8所示。

圖8 液壓沖擊主回路系統(tǒng)AMESim模型Fig.8 AMESim model of hydraulic impact main circuit system

蓄能器容積計算式為

蓄能器氣體狀態(tài)方程為

在充液過程中由于速度較慢，看作等溫過程，n=1.0;在沖擊過程中時間持續(xù)很短，可以視為絕熱過程n=1.4。

經綜合計算得到蓄能器容積1 280 L，試驗機設計取1 600 L，6 500 kN時最高充液壓力26.5 MPa，考慮結構布置及加工工藝，將蓄能器分為4組對稱布置于超大流量開關閥四周，每組蓄能器容積400 L。蓄能器充氣壓力和有效使用容積可通過被壓試件的結構參數調整。

根據沖擊試驗機液壓加載系統(tǒng)的實際工況為每個子模型設置參數如下:液壓泵公稱排量設為500 mL/r，額定轉速設為1 500 r/min，充氣壓力為17 MPa，絕熱系數為1.4，沖擊液壓缸活塞直徑為560 mm，活塞桿徑為300 mm，活塞桿行程為800 mm;負載質量設為700 kg，負載剛度設為30 MN/m，負載阻尼設為0.6 MN·s/m;工作介質的體積模量為1 700 MPa,溢流閥開啟壓力27 MPa，系統(tǒng)仿真時間設為110 s，仿真步長設為0.001 s。

運行仿真模型，得到系統(tǒng)輸出的沖擊速度和沖擊力曲線如圖9所示。由圖9可知，按照設置的參數運行系統(tǒng)，超大流量快開閥在開啟后0.04 s內完成沖擊動作，沖擊速度最大速度8.2 m/s，最大沖擊力為6.3 MN，沖擊速度和沖擊力能夠滿足試驗系統(tǒng)的性能指標。由以上分析可知，沖擊系統(tǒng)主回路能夠滿足設計要求，超大流量快開閥的結構理論上滿足設計指標要求。

圖9 沖擊速度和沖擊力仿真曲線Fig.9 Simulation curve of impact velocity and force

6 試驗研究

基于理論分析結果，設計制造了6 500 kN靜-動復合加載液壓沖擊試驗機樣機，如圖10所示，并對其進行了防沖吸能液壓立柱的靜-動復合沖擊加載試驗研究。

防沖液壓立柱選取缸徑320 mm，安全閥320 L/min，安全閥開啟壓力40 MPa。靜載設定3 000 kN，沖擊動載5 300 kN。圖11為試驗測試的防沖立柱沖擊力、位移、速度及加速度曲線。

圖10 6 500 kN靜動復合加載液壓沖擊試驗機Fig.10 6 500 kN static and dynamic composite loading hydraulic impact testing machine

圖11 防沖立柱靜-動復合加載測試曲線Fig.11 Static and dynamic composite loading test curve of anti scoured hydraulic cylinder

開始數據采集后3.8 s施加動載沖擊試驗，此時壓力為3 000 kN，位移為550 mm; 3.838 s時出現首次峰值壓力4 500 kN，3.873 s時出現第2次壓力峰值6 200 kN，此時位移出現首次峰值678 mm，此階段對應防沖立柱中的吸能器迅速吸能讓位，吸能讓位結束后，壓力與位移均產生高頻震蕩，隨后壓力穩(wěn)定在5 300 kN，安全閥開啟泄壓，位移緩慢上升。

3.858 s時速度出現首次峰值7.5 m/s，3.873 s時速度出現動載加壓后首次零值，3.878 s時速度出現反向最大值1 m/s。

3.874 s時加速度出現首次峰值380 m/s2，3.869 s時加速度出現反向首次峰值680 m/s2，3.883 s時加速度出現第2次峰值195 m/s2，隨后波動趨于0。

圖12為在上橫梁中間底部安裝的電阻應變片，監(jiān)測橫梁在加載過程中的應變響應。圖13為沖擊前后的監(jiān)測數據，從圖中可見沖擊過程中最大應變?yōu)?80×10-6，滿足強度要求。

圖12 粘貼應變片位置Fig.12 Sticking position of strain gauge

圖13 沖擊過程應變響應Fig.13 Strain response during impact

7 結 論

(1)提出的6 500 kN靜動復合加載液壓沖擊試驗機方案正確，該試驗機能夠為被壓試件提供準靜態(tài)加載、動態(tài)加載和靜-動復合加載3種試驗方式，特別適用于沖擊地壓礦井防沖支護設備等新產品研發(fā)測試工作。

(2)提出一種實現超大流量開關閥的結構形式，該結構可以實現在閥壓降0.5 MPa工況下，實現大于120 000 L/min的超大流量，快速開啟時間小于25 ms。

(3)推導了防沖液壓立柱的沖擊波動方程及其定解條件;建立了液壓動力加載系統(tǒng)的AMESim仿真模型，仿真結果表明，試驗機沖擊速度可以達到8.2 m/s的快速沖擊。

(4)研發(fā)了6 500 kN靜動復合液壓加載沖擊試驗機，進行了沖擊試驗測試研究，試驗結果表明，該試驗機到達了技術要求，該試驗機的研發(fā)成功對我國沖擊地壓礦井防沖支護裝備的試驗室測試提供了有效的實驗手段，同時對我國大型液壓動力沖擊試驗設備的研發(fā)具有重要意義。