滾珠絲杠壓扭型2D電液比例方向閥動態(tài)特性研究

左 強(qiáng) 陸倩倩, 李 勝 邢 彤 阮 健

1.浙江大學(xué)城市學(xué)院工程學(xué)院，杭州，3100152.浙江工業(yè)大學(xué)特種裝備制造與先進(jìn)加工技術(shù)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，杭州,310014

滾珠絲杠壓扭型2D電液比例方向閥動態(tài)特性研究

左 強(qiáng)1陸倩倩1,2李 勝2邢 彤2阮 健2

1.浙江大學(xué)城市學(xué)院工程學(xué)院，杭州，3100152.浙江工業(yè)大學(xué)特種裝備制造與先進(jìn)加工技術(shù)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，杭州,310014

提出了一種滾珠絲杠型壓扭聯(lián)軸器，該聯(lián)軸器能將輸出力放大約20倍，有效地解決了因比例電磁鐵磁飽和造成直動比例方向閥無法實(shí)現(xiàn)大流量的問題。該聯(lián)軸器將2D方向閥和比例電磁鐵相連接，利用壓扭放大驅(qū)動技術(shù)，將電磁力轉(zhuǎn)化為閥芯左右兩端不平衡的液壓力，以克服摩擦力、卡緊力和液動力等非線性因素的影響。對主閥P-A處與導(dǎo)控級的壓力分布和流場分布進(jìn)行了仿真分析，理論與實(shí)驗(yàn)研究表明：壓扭聯(lián)軸器有效地放大了電磁力，在流量約為210 L/min的情況下，閥的階躍響應(yīng)約為0.35 s，該閥-90°頻率為4 Hz左右。疊加一定顫振對改善閥的階躍響應(yīng)不明顯，但能較好保證閥芯位移與電磁鐵位移之間的跟隨性。

2D閥；壓扭聯(lián)軸器；比例閥；比例電磁鐵

0 引言

電液比例方向閥以其結(jié)構(gòu)簡單、對介質(zhì)清潔度無特殊要求、制造成本低、可簡化液壓系統(tǒng)以及能耗低等特點(diǎn)，已成為電液比例控制系統(tǒng)中應(yīng)用最廣泛的基礎(chǔ)元件之一[1]。按照對功率級控制方式來分，比例方向閥又可以分為直接控制式(單級閥)和先導(dǎo)控制式[2]。直接控制式比例方向閥是由電-機(jī)械轉(zhuǎn)換器直接驅(qū)動功率級閥芯運(yùn)動[3]。然而，由于伯努利效應(yīng)，油液流經(jīng)閥口會對閥芯作用一個液動力(也稱伯努利力)，該力的大小與閥口的開口面積和壓降乘積成正比，因而直動比例閥隨著閥口壓差的增大比例特性明顯變差，甚至出現(xiàn)隨著閥口壓差增大通過比例閥的流量反而減小的不正?，F(xiàn)象[4]，且比例電磁鐵輸出力有限，采用直動電液比例閥無法從根本上解決高壓、大流量下液動力影響的問題。對高壓大流量液流實(shí)現(xiàn)比例控制，必須采用先導(dǎo)式二級或多級比例方向閥[5]。

滾珠絲杠副大多應(yīng)用于旋轉(zhuǎn)變直線運(yùn)動的傳遞[6]，由于使閥芯旋轉(zhuǎn)不受軸向穩(wěn)態(tài)液動力影響[7]，且切向瞬態(tài)液動力極小[8]，故本文考慮將壓扭放大驅(qū)動技術(shù)應(yīng)用于液壓閥設(shè)計(jì)。2D電液比例方向閥將導(dǎo)控級和主閥融為一體，通過壓扭放大驅(qū)動技術(shù)實(shí)現(xiàn)位置反饋，相對其他電液比例方向閥，該閥在保證高壓大流量的同時仍具有如下優(yōu)點(diǎn)：體積小，結(jié)構(gòu)簡單且加工方便，無需任何固定阻力小孔來保證其穩(wěn)定性，抗污染能力強(qiáng)，導(dǎo)控級零位泄漏小和具有零壓(失壓)保護(hù)功能。

1 滾珠絲杠壓扭型2D電液比例方向閥工作原理

滾珠絲杠壓扭型2D電液比例方向閥的結(jié)構(gòu)如圖1所示。它由2D方向閥、滾珠絲杠型壓扭聯(lián)軸器和比例電磁鐵三者共軸連接組成。2D方向閥采用閥芯旋轉(zhuǎn)和滑動的雙自由度運(yùn)動實(shí)現(xiàn)導(dǎo)控型電液比例方向閥功能。閥芯轉(zhuǎn)動使液壓阻力橋路輸出壓力發(fā)生變化，進(jìn)而產(chǎn)生靜壓力驅(qū)動閥芯軸向運(yùn)動。與2D伺服閥不同的是[9]，2D方向閥感受通道為直槽，而不是螺旋槽，故2D方向閥本身不具有位置反饋功能[10]，但結(jié)構(gòu)更為簡單。為保持閥芯的徑向力平衡并提高抗污染能力，閥芯孔采用具有雙余度的液壓阻力半橋控制。

2D電液比例方向閥的工作原理如圖2所示。2D方向閥右腔通過小孔a，經(jīng)閥芯桿內(nèi)通道和小孔b與進(jìn)油口P(系統(tǒng)壓力)相通，其截面積為左腔截面積的一半；在閥芯左端臺肩上開設(shè)了一對低壓孔c和高壓孔d，兩個孔分別與開設(shè)于閥芯孔內(nèi)表面的感受通道f相交，相交的兩個微小弓形面積構(gòu)成了串聯(lián)的液壓阻力半橋，它控制左敏感腔e的壓力。在靜態(tài)時，復(fù)位彈簧Ⅰ和復(fù)位彈簧Ⅱ處于預(yù)緊狀態(tài)，有效消除了鋼球與滾道之間的間隙，此時，若不考慮摩擦力及閥口液動力的影響，低壓孔c和高壓孔d與感受通道f相交的弓形面積相等，左敏感腔e的壓力為P口壓力的一半，閥芯軸向保持靜壓平衡。在系統(tǒng)具有正常的工作壓力時，2D電液比例方向閥運(yùn)動分解如圖3所示。閥芯受液動力影響無法直接由電磁力推動，當(dāng)比例電磁鐵線圈電流加大產(chǎn)生向左推力時，鋼球在直槽n和直槽v之間滾動，使壓扭聯(lián)軸器B段受徑向約束，同時只能向左移動Δδ位移，此時，通過螺旋滾道h和螺旋滾道g之間的鋼球作用，壓扭聯(lián)軸器B段在驅(qū)動壓扭聯(lián)軸器C段逆時針(面對閥芯伸出桿)轉(zhuǎn)動Δθ。由于閥芯與壓扭聯(lián)軸器C段固連，則低壓孔c弓形面積增大、高壓孔d弓形面積減小，左腔e壓力減小，使閥芯兩端壓力不平衡，并且在壓扭聯(lián)軸器A段螺旋滾道t和C段螺旋滾道s之間的鋼球作用下，壓扭聯(lián)軸器C段將螺旋向左前進(jìn)，直至C段順時針(面對閥芯伸出桿)轉(zhuǎn)回Δθ，由于螺旋滾道s、t、g和h的螺旋升角相同，則A段和C段向左位移必將也是Δδ，與比例電磁鐵輸入位移相同，此時，低壓孔c、高壓孔d與感受通道f相交的弓形面積相等，閥芯重新平衡。同理，當(dāng)電流減小，彈簧恢復(fù)產(chǎn)生向右拉力時，閥芯將向右移動， 2D電液比例換向閥的控制流程圖見圖4。

1.閥后蓋板 2.閥體 3.堵頭Ⅰ 4.閥芯 5.閥套 6.同心環(huán) 7.塞環(huán) 8.復(fù)位彈簧Ⅰ 9.套筒 10.壓扭聯(lián)軸器A段 11.壓扭聯(lián)軸器B段 12.比例電磁鐵銜鐵 13.復(fù)位彈簧Ⅱ 14.壓扭聯(lián)軸器C段 15.鋼球 圖1 滾珠絲杠壓扭型2D電液比例方向閥結(jié)構(gòu)圖Fig.1 Structure of ball-screw type 2D electro-hydraulic proportional directional valve

1.壓扭聯(lián)軸器A段 2.套筒 3.復(fù)位彈簧Ⅰ 4.壓扭聯(lián)軸器B段5.比例電磁鐵 6.鋼球 7.壓扭聯(lián)軸器C段 8.復(fù)位彈簧Ⅱ圖2 2D電液比例方向閥工作原理Fig.2 Schematic of 2D electro-hydraulic proportional directional valve

圖3 2D電液比例方向閥運(yùn)動分解圖Fig.3 Motion diagram of 2D electro-hydraulic proportional directional valve

圖4 2D電液比例換向閥的控制流程圖Fig.4 Control signal flow chart of 2D electro-hydraulic proportional directional valve

2 滾珠絲杠型壓扭聯(lián)軸器建模分析

圖5是以O(shè)O′為軸線的機(jī)構(gòu)展開受力圖。滾珠絲杠副通過滾珠進(jìn)行載荷傳遞，且一般只承受軸向載荷，但由于螺旋滾道存在一定的加工誤差等，在各個滾珠上分配的載荷并不是均勻的，現(xiàn)為了計(jì)算方便，假設(shè)其為理想情況，各個滾珠上分配的軸向載荷均勻，且法向力的合力通過絲杠軸線。

1.壓扭聯(lián)軸器B段 2.壓扭聯(lián)軸器C段 3.滾珠 4.壓扭聯(lián)軸器A段圖5 展開機(jī)構(gòu)受力圖Fig.5 Mechanism deployment

由于壓扭聯(lián)軸器A段和B段軸向作用力對壓扭聯(lián)軸器C段的扭轉(zhuǎn)為反效果，將A段、B段和C段合為整體進(jìn)行分析，則

(1)

(2)

式中，F(xiàn)m為壓扭聯(lián)軸器C段產(chǎn)生扭矩效果的軸向合力；F1為比例電磁鐵推力；F2為壓扭聯(lián)軸器B段預(yù)緊力；F3為壓扭聯(lián)軸器B段對C段軸向合力；F4為壓扭聯(lián)軸器A段對C段軸向合力；F5為壓扭聯(lián)軸器A段預(yù)緊力；f1為壓扭聯(lián)軸器B與套筒間摩擦力；f2為壓扭聯(lián)軸器A與套筒間摩擦力；pc為敏感腔壓力；ps為系統(tǒng)壓力；xv為閥芯位移；mt為折算到閥芯上的總質(zhì)量；Be為折算到閥芯上的總黏性系數(shù)；KL為彈性負(fù)載剛度；FL為任意負(fù)載力；M為壓扭聯(lián)軸器C段輸出的扭矩；R為聯(lián)軸器傳遞力的有效半徑；β為螺旋升角；xm為軸向輸入行程；θ為閥芯轉(zhuǎn)角。

可以看出：當(dāng)β>45°時，壓扭聯(lián)軸器具有增力的效果。由此可知螺旋升角是影響壓扭聯(lián)軸器力放大效果的主要參數(shù)。當(dāng)機(jī)構(gòu)的軸向輸入行程xm一定時，螺旋升角β設(shè)計(jì)得越大，輸出扭矩M就越大，輸出轉(zhuǎn)角θ越小。當(dāng)螺旋升角β等于滾動摩擦角時，機(jī)構(gòu)的效率η為0，隨著β的增大，其傳動效率可升至0.98。

為進(jìn)一步說明壓扭放大消除閥芯摩擦力的效果，定義力放大系數(shù)kf為閥芯圓柱表面驅(qū)動力Fθ與比例電磁鐵推力F1之間的比值，導(dǎo)閥的開口y為閥芯轉(zhuǎn)角θ所對應(yīng)的孤長，則有

(3)

kf=Fθ/Fm=xm/y=Rtanβ/r

(4)

從液壓系統(tǒng)考慮，分別將主閥芯理解為液壓缸，導(dǎo)控級理解為三通閥控缸，從導(dǎo)控級壓力增益經(jīng)驗(yàn)得知，導(dǎo)閥的最大開口轉(zhuǎn)角幅度初步為2.4°，對應(yīng)弧度設(shè)計(jì)為0.1 mm，此時比例電磁鐵的最大行程為2 mm。由此，在閥芯運(yùn)動因?yàn)槭芸ňo力或摩擦力等非線性阻力不能工作時，力放大系數(shù)kf的值約為20，能極大地克服卡緊力或摩擦力等非線性因素對比例特性的影響。

3 主閥P-A處與導(dǎo)控級的壓力分布和流場分布仿真

當(dāng)閥口保持不變，液體流經(jīng)閥口時，由于動量改變而作用在閥芯上的力稱為穩(wěn)態(tài)液動力，其方向?yàn)槭归y口趨于關(guān)閉方向，穩(wěn)態(tài)液動力

FS=ρ1qvcosφ=(2CdCvWcosφ)xΔp=KsxΔp

(5)

式中，Cd為液體流量系數(shù)；Cv為液體流速系數(shù)；W為滑閥閥口通流面積梯度；ρ1為油液密度；φ為液流的射流角；x為滑閥閥口開度；Δp為液流流經(jīng)閥口前后的壓力差；Ks為液動力系數(shù)。

由式(5)可知，在閥芯換向時，系統(tǒng)壓力越大，穩(wěn)態(tài)液動力越大，則換向推動閥芯所需力也越大，特別是在高壓大流量的液壓系統(tǒng)中，一般傳統(tǒng)的直動式滑閥會出現(xiàn)液動力大于操縱力，使閥芯動作失效的情況。補(bǔ)償穩(wěn)態(tài)液動力的方法很多[11]，比如，閥套運(yùn)動法、特形閥腔法、改造流道法、閥套徑向開孔法、非全周開口法及二級或多級控制方法，現(xiàn)工程中大多采用二級或多級控制方法，利用先導(dǎo)溢流閥或減壓閥進(jìn)行先導(dǎo)控制，但是導(dǎo)控級閥相比直動式閥，不僅增加了制造成本，且體積和重量都增大明顯。

瞬態(tài)液動力是滑閥在移動過程中，開口大小發(fā)生變化時閥腔中液流因加速或減速而作用在閥芯上的力，其大小為

(6)

式中，l為閥腔長度；K1為阻尼系數(shù)。

在Gambit中對三維模型劃分好網(wǎng)格后，就可以導(dǎo)入到FLUENT軟件中進(jìn)行仿真了，在進(jìn)行迭代之前必須對仿真條件進(jìn)行設(shè)置，包括流動狀況、流體物理特性、出入口壓力條件、有無熱交換和壁面流動狀況等。對于本文的模型作了如下的初始化：①流體介質(zhì)為液壓油，密度為860 kg/m3，運(yùn)動黏度為4×10-5m2/s；②液壓油不可壓縮，為牛頓流體；③由于流體重力勢能對液壓閥影響不大，所以忽略重力；④假設(shè)系統(tǒng)中無熱傳導(dǎo)現(xiàn)象;⑤流場中為單相流;⑥閥中流場變化劇烈，為湍流，采用k-ε湍流模型進(jìn)行計(jì)算;⑦進(jìn)口和出口均為壓力條件，進(jìn)口相對壓力為28 MPa，出口相對壓力為0。

閥口P-A處在開口為1.2 mm時的閥內(nèi)壓力仿真分布如圖6所示。圖6表明感受通道與高低壓孔交接的面積處，壓力呈現(xiàn)較為明顯的漸變效應(yīng)，所以高壓孔與感受通道之間的壓力差，或者感受通道與低壓孔之間的壓力差都是漸變的，使切向瞬態(tài)液動力大小也將減小，并且切向瞬態(tài)液動力的方向?yàn)榍邢蚍较?，不容易造成液壓沖擊。速度流場仿真分布如圖7所示，由于閥芯左端導(dǎo)控級容腔體積小，其壓力增益極大，感受通道與高低壓孔交接的面積只要有極小的差值，將迅速反映到閥芯的位移上，導(dǎo)控級只要在零角度左右工作即可實(shí)現(xiàn)主閥芯位置反饋控制，因此，在閥口P-A處開口時，導(dǎo)控級流速也明顯快于主閥芯P-A處流速，表明了導(dǎo)控級控制實(shí)時性強(qiáng)，與理論分析相符合。

圖6 當(dāng)主閥開口為1.2 mm時閥內(nèi)壓力分布圖Fig.6 Pressure distribution at 1.2 mm opening of the main valve

圖7 當(dāng)主閥開口為1.2 mm時閥內(nèi)速度流場分布圖Fig.7 Velocity flow field distribution at 1.2 mm opening of the main valve

4 滾珠絲杠壓扭型2D電液比例方向閥階躍特性實(shí)驗(yàn)研究

10通徑的滾珠絲杠型2D電液比例方向閥實(shí)驗(yàn)回路如圖8所示，測試所使用的流量計(jì)型號為VS 4，量程為300 L/min，精度為0.3%，重復(fù)精度為±0.05%。激光位移傳感器采用德國進(jìn)口的CASKEY激光測距儀，其模擬輸出范圍為0～10 V，最高分辨力可達(dá)7 μm，保證了測量的精確度。比例電磁鐵型號為GP45-4-A型，額定行程為3 mm。實(shí)驗(yàn)時，信號發(fā)生器發(fā)送所需要的控制信號給比例電磁鐵控制器。由于壓扭聯(lián)軸器傳遞過程中存在一定的摩擦力，且為了防止閥芯卡緊，故通過疊加特定的顫振信號的方式在一定程度上削弱摩擦力和卡緊力的影響。用示波器記錄實(shí)驗(yàn)結(jié)果。2D電液比例換向閥測試平臺如圖9所示，圖10為滾珠絲杠型壓扭聯(lián)軸器關(guān)鍵零件。系統(tǒng)調(diào)零后，關(guān)閉1號、2號和3號截止閥，打開4號和5號截止閥，輸入電流為1 A的階躍信號時，使閥處于滿開口工作狀態(tài)，調(diào)節(jié)系統(tǒng)壓力為28 MPa，待示波器出現(xiàn)穩(wěn)定的周期信號時，記錄數(shù)據(jù)，分別疊加不同頻率的顫振信號，得實(shí)驗(yàn)結(jié)果如圖11所示，疊加不同頻率的顫振信號對階躍響應(yīng)速度影響不大，響應(yīng)的上升時間約為0.38 s。圖11說明了該閥疊加不同頻率的顫振輸入信號，其動態(tài)階躍響應(yīng)并不明顯。

圖8 2D電液比例換向閥的實(shí)驗(yàn)回路Fig.8 Test circuit of 2D electro-hydraulic proportional valve

圖9 2D電液比例方向閥測試平臺Fig.9 Test platform of 2D electro-hydraulic proportional directional valve

1.直槽 2.螺旋槽 3.壓扭聯(lián)軸器A段 4.壓扭聯(lián)軸器B段 5.壓扭聯(lián)軸器C段圖10 滾珠絲杠型壓扭聯(lián)軸器關(guān)鍵零件Fig.10 Key parts of ball screw type pressure torsion coupling

圖11 2D電液比例換向閥階躍特性Fig.11 2D electro-hydraulic proportional valve step characteristic diagram

5 滾珠絲杠壓扭型2D電液比例方向閥頻率特性實(shí)驗(yàn)研究

系統(tǒng)調(diào)零后，關(guān)閉1號、2號和3號截止閥，打開4號和5號截止閥， 輸入頻率為1 Hz的正弦信號，使閥芯開口為25%，調(diào)節(jié)系統(tǒng)壓力為28 MPa，待示波器出現(xiàn)穩(wěn)定的流量信號，最大流量約為210 L/min時，保存輸入和輸出信號。再依次改變輸入信號的頻率，得到如圖12所示的閥頻率跟隨特性圖。為了驗(yàn)證疊加顫振信號對頻率特性的影響，通過調(diào)節(jié)顫振信號的幅值與頻率，得到如圖12所示的頻率跟隨特性圖，對比可知，其閥芯輸出位移X2與電磁鐵輸入位移X1之間的跟隨效果更加緊密，其頻率跟隨特性得到改善。從圖13可知，當(dāng)輸入電流頻率信號為4 Hz時，閥芯輸出位移X2和電流輸入信號相位滯后約為90°，故該閥-90°頻率為4 Hz左右。

6 結(jié)論

(1)該閥利用壓扭放大驅(qū)動技術(shù)將比例電磁鐵對閥芯的驅(qū)動力放大，彌補(bǔ)了傳統(tǒng)直動式比例換向閥因液動力無法實(shí)現(xiàn)高壓大流量控制的不足，結(jié)構(gòu)巧妙，易于實(shí)現(xiàn)插裝式分布。

(2)在閥芯運(yùn)動因?yàn)槭芸ňo力或摩擦力等非線性阻力不能工作時，壓扭聯(lián)軸器力放大系數(shù)kf的值大約為20，能極大地克服卡緊力或摩擦力等非線性因素對比例特性的影響。主閥P-A處與導(dǎo)控級壓力分布和流場分布仿真表明了導(dǎo)控級控制實(shí)時性強(qiáng)，與理論分析相符合。

(3)主閥穩(wěn)態(tài)液動力遠(yuǎn)大于電磁鐵最大推力，壓扭聯(lián)軸器有效地放大了電磁力，閥的階躍響應(yīng)約為0.35 s，-90°頻率為4 Hz左右，疊加一定頻率顫振信號對改善閥的階躍響應(yīng)不明顯，但能較好地保證閥芯位移與電磁鐵位移之間的跟隨性，因此，如果提高比例電磁鐵的動態(tài)特性，閥的動態(tài)特性將得到最大限度的提高，該閥具有一定的工程應(yīng)用價(jià)值。

(a)輸入信號頻率為1 Hz時閥頻率跟隨特性圖

(b)輸入信號頻率為2 Hz時閥頻率跟隨特性圖

(c)輸入信號頻率為3 Hz時閥頻率跟隨特性圖

(d)輸入信號頻率為4 Hz時閥頻率跟隨特性圖

圖12 無疊加顫振電流時2D電液比例換向閥頻率跟隨特性
Fig.12 Frequency follow-up characteristic of 2D electro-hydraulic proportional valve without superimposing chatter current

(a)輸入信號頻率為1 Hz時閥頻率跟隨特性圖

(b)輸入信號頻率為2 Hz時閥頻率跟隨特性圖

(c)輸入信號頻率為3 Hz時閥頻率跟隨特性圖

(d)輸入信號頻率為4 Hz時閥頻率跟隨特性圖

圖13 疊加顫振電流時2D電液比例換向閥頻率跟隨特性
Fig.13 Frequency follow-up characteristic of 2D electro-hydraulic proportional valve when superimposing chatter current

[1] CRISTOFORI D, VACCA A. The Modeling of Electrohydraulic Proportional Valves[J]. Journal of Dynamic Systems Measurement and Control,2012,134(3):1-13.

[2] ERYILMAZ B, WILSON B H. Unified Modeling and Analysis of a Proportional Valve[J]. Journal of the Franklin Institute,2006,343(1):48-68.

[3] 吳根茂，邱敏秀，王慶豐，等. 實(shí)用電液比例技術(shù)[M]. 杭州：浙江大學(xué)出版社,2006. WU Genmao, QIU Minxiu, WANG Qingfeng, et al. Practical Electro-hydraulic Ratio Technology [M]. Hangzhou: Zhejiang University Press,2006.

[4] AMIRANTE R, MOSCATELLI P G, CATALANO L A. Evaluation of the Fow Forces on a Direct (Single Stage) Proportional Valve by Means of a Computational Fuid Dynamic Analysis[J]. Energy Conversion and Management,2007,48(3):942-953.

[5] VANGHAN N D, GAMBLE J B. The Modeling and Simulation of a Proportional Valve[J]. ASME Journal of Dynamic Systems, Measurement and Control,1996,118:120-125.

[6] 王恒，張俊杰，王永泉，等. 考慮反向器影響的滾珠絲杠副摩擦力矩計(jì)算模型[J]. 機(jī)械工程學(xué)報(bào),2016,52(7):97-103. WANG Heng, ZHANG Junjie, WANG Yongquan, et al. A Calculation Model for Friction Torque of Ball Screws Considering the Influence of Reversers[J]. Chinese Journal of Mechanical Engineering,2016,52(7):97-103.

[7] 劉國文，阮健，左希慶，等. 滾輪壓扭型 2D 電液比例方向閥特性分析[J]. 農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào),2016,47(5):401-406. LIU Guowen, RUAN Jian, ZUO Xiqing, et al. Characteristic Analysis of 2D Electro-hydraulic Proportional Directional Valve with Roller Thrust-torsion Coupling [J]. Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery,2016,47(5):401-406.

[8] 李勝, 阮健, 孟彬. 二維電液比例換向閥動態(tài)特性及穩(wěn)定性分析[J]. 機(jī)械工程學(xué)報(bào),2016,52(2):202-212. LI Sheng, RUAN Jian, MENG Bin, et al. Two-dimensional Electro-hydraulic Proportional Directional Valve[J]. Chinese Journal of Mechanical Engineering,2016,52(2):202-212.

[9] RUAN J, BURTON R, UKRAINETZ P. An Investigation into the Characteristics of a Two Dimensional“2D”Flow Control Valve[J]. Journal of Dynamic Systems, Measurement,2002，124:214-220.

[10] 左強(qiáng)，李勝，阮?。?2D 電液比例方向閥彈性壓扭聯(lián)軸器研究[J]．農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào)，2014，45(5):327-333． ZUO Qiang，LI Sheng，RUAN Jian． 2D Electro-hydraulic Proportional Directional Valve Elastic thrust Torsion Coupling[J]．Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery，2014，45(5):327-333．

[11] 謝鯤，安子良，蘇琦．電液比例閥的設(shè)計(jì)及動態(tài)特性研究[J]．煤礦機(jī)械，2016，37(2):33-35． XIE Kun，AN Ziling，SU Qi． Design of Electro-hydraulic proportional Valve and Dynamic Characteristics of Research[J]． Coal Mine Machinery，2016，37(2):33-35．

(編輯王艷麗)

DynamicCharacteristicsof2DElectro-hydraulicProportionalDirectionalValveswithaBall-screwTypeAxialCompression-torsionCoupling

ZUO Qiang1LU Qianqian1,2LI Sheng2XING Tong2RUAN Jian2

1.School of Engineering，Zhejiang University City College, Hangzhou,310015 2.Key Laboratory of Special Purpose Equipment and Advanced Processing Technology, Ministry of Education，Zhejiang University of Technology, Hangzhou,310014

A ball-screw type axial compression-torsion coupling was proposed herein. This design achieved an output force amplifications for about 20 times, which effectively overcome the disadvantages of small flows of proportional directional valves caused by proportional solenoid magnetic saturation. The coupling connected 2D directional valves and proportional electromagnets by compression-torsion amplification drive technology. The electromagnetic forces were transformed into the pressure differences from both ends of the spools, which was sufficiently capable of overcoming the frictional forces, clamping forces and nonlinear hydrodynamic forces etc. The pressure distribution and flow field distribution from the main valve P-A and the pilot stage, the steady-state fluid force were simulated and analyzed. Theoretical and experimental studies show that the compression-torsion coupling effectively enlarges the electromagnetic forces. The step response of the valves is about 0.35 s, and the frequency characteristics at -90° is about 4 Hz at a flow rate of about 210 L/min. The step characteristics is not improved obviously by superposing dithering, but the latter may effectively satisfy the following features between the spool displacement and the electromagnet displacement.

2D valve; compression-torsion coupling; proportional valve; proportional electromagnet

2017-04-17

國家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51605430)

TH137

10.3969/j.issn.1004-132X.2017.17.006

左強(qiáng)，男，1986年生。浙江大學(xué)城市學(xué)院工程學(xué)院講師、博士。主要研究方向?yàn)殡娨褐苯訑?shù)字控制。發(fā)表論文10余篇。陸倩倩，女，1985年生。浙江大學(xué)城市學(xué)院工程學(xué)院講師、博士研究生。李勝，男，1968年生。浙江工業(yè)大學(xué)機(jī)械學(xué)院教授、博士。邢彤，男，1969年生。浙江工業(yè)大學(xué)機(jī)械學(xué)院教授、博士。阮健(通信作者)，男，1963年生。浙江工業(yè)大學(xué)機(jī)械學(xué)院教授、博士研究生導(dǎo)師。E-mail：wxmin@mail.hz.zj.com。