超高壓位移隨動式二通比例插裝閥結構參數設計

李 昊，蔣東廷，田 月，薛雄偉，姚 靜

(1.燕山大學 車輛與能源學院，河北 秦皇島 066004； 2.燕山大學 機械工程學院，河北 秦皇島 066004)

引言

在液壓系統(tǒng)中，當壓力超過32 MPa時，通常就稱為超高壓[1]。超高壓液壓系統(tǒng)具有重量輕、體積小、功重比大等優(yōu)點，是液壓系統(tǒng)未來的發(fā)展方向之一[2-3]，在要求功重比大或特殊工藝的領域有所應用，主要集中于大噸位壓機、石油化工等特殊領域。目前，力士樂研制了42 MPa的插裝閥，奧蓋爾公司研制了50 MPa和70 MPa兩個系列閥產品，成功應用于各類超高壓系統(tǒng)，包括壓機、注塑機等。國內也重視超高壓控制元件的研發(fā)，并列入國家強基計劃，支持國內的企業(yè)與高校等研究機構展開樣機的研發(fā)。

關于國外企業(yè)對超高壓插裝閥設計的相關資料，并未找到相關的報道。國內機構對超高壓控制元件的研究與生產集中于小流量領域，包括結構設計、建模分析、密封分析等方面[4-9]；對插裝閥的研究主要集中于常壓工況下，包括對閥口通流進行流場分析，得出對流場的影響規(guī)律和流體對閥的作用力，提出合適的閥口結構[10-12]；對插裝閥的建模、結構設計和結構優(yōu)化等方面的問題也有研究[13-19]。但以上研究都應用于常壓工況。

比例插裝閥按照反饋形式可以分為4類，分別為位移-電反饋、位移-力反饋、位移-液壓反饋和位移隨動式。對比上述四種結構的插裝閥，發(fā)現(xiàn)位移隨動式的結構可以實現(xiàn)先導部分與主閥芯分離，使先導的控制效果受主閥部分的影響較小，適用于超高壓大流量的結構。所以本研究選用位移隨動式結構的比例插裝閥進行超高壓工況下的設計。

因此，將以63通徑位移隨動式超高壓比例插裝閥為研究對象。首先，根據強度理論確定主閥部分的閥套尺寸，詳細分析主閥芯上三角形節(jié)流口的通流面積，確定主閥芯的外形尺寸，并根據響應時間指標確定主閥芯上的固定節(jié)流口和可變節(jié)流口尺寸；然后對先導部分進行受力和運動狀態(tài)分析，確定先導活塞的結構尺寸及內部導油孔尺寸，并給出先導閥選取原則。研究結果可以為同類結構閥的設計提供一些理論參考。

1 超高壓二通插裝閥簡介

1.1 位移隨動插裝閥結構

以位移隨動式結構的比例插裝閥為設計對象，插裝閥結構如圖1所示。

主要零部件包括位移傳感器、上蓋、上彈簧座、彈簧、下彈簧座、導套、先導伺服閥、蓋板、先導活塞、過渡套、阻尼塞、閥套、導向環(huán)、主閥芯等。先導部分由伺服閥控制，上側加位移傳感器與先導閥形成閉環(huán)，控制導桿的精確位移。主閥則是由導桿與主閥芯構成的B形半橋液壓回路。主閥芯上包括1個固定液阻，主閥與導桿之間形成1個可變液阻。通過導桿的移動破壞液阻的平衡實現(xiàn)主閥芯的跟隨移動。先導部分與主閥部分結構通過間隙密封實現(xiàn)了高低壓的分離，可以實現(xiàn)低壓源對高壓的控制。

1.位移傳感器 2.上蓋 3.上彈簧座 4.彈簧 5.下彈簧座 6、8、10、13、14、15、17、19.密封圈 7.上蓋螺釘 9.導套 11.先導伺服閥 12.蓋板 16.先導活塞 18.過渡套 20.阻尼塞 21.閥套 22.導向環(huán) 23.主閥芯圖1 插裝閥結構圖

1.2 工作原理

根據液壓的橋路理論，位移隨動式插裝閥先導部分為典型的閥控缸結構，主閥部分的油路實質為B形半橋結構，其原理如圖2所示。

圖2 位移隨動式插裝閥原理圖

主閥芯的運動是靠控制先導活塞移動改變B形半橋中的可變液阻而實現(xiàn)的。給定先導活塞向上的位移，可變液阻R2阻力值變小，通流能力增強，控制腔壓力pC變小，主閥芯受到向上的合外力開始向上運動。隨主閥向上運動，可變液阻的阻力值再次變增大，控制腔壓力pC升高，主閥芯受力達到新的平衡并停止運動，實現(xiàn)主閥芯的開啟與位移控制。同樣，先導活塞向下運動使可變液阻R2阻力值變小，控制腔壓力pC升高，主閥芯受到向上的合外力開始向上運動，實現(xiàn)主閥芯的關閉動作。此外，關閉過程中，當先導活塞運動較快，且先導活塞與主閥芯之間的距離較小時，會出現(xiàn)先導活塞位移小于主閥芯位移的趨勢，由于機械結構的限制，先導活塞的位移不能小于主閥芯，所以會出現(xiàn)先導活塞推動主閥芯一起運動的工況，此時可變節(jié)流口會完全關閉。

1.3 性能指標要求

本閥應用于70 MPa超高壓的系統(tǒng)控制中，閥的控制部分為普通比例閥，所以需要低壓的系統(tǒng)進行外控。同時，參考同類通徑閥的通流能力與響應時間等參數，最終確定此閥的設計指標參數為：

額定壓力：70 MPa

先導壓力：14 MPa

公稱通徑：63 mm

響應時間：80 ms

通流流量：1900 L/min (0.5 MPa壓降)

2 主閥結構參數確定

為保證主閥小開口條件下的穩(wěn)定性與小流量的可控性，主閥芯上選用大三角口的開口形式。主閥部分的裝配圖，如圖3所示。主要確定尺寸包括過渡套外徑d1、閥套外徑d2、閥套內徑d3、閥套小徑d4、閥芯上固定節(jié)流孔d5和可變節(jié)流孔d6。

圖3 主閥芯部分裝配圖

2.1 閥套結構參數

本閥安裝符合標準GB/T 2877，因此，為保證閥的通用性，導套與過渡套的外形尺寸d1，d2可以由閥塊插裝孔的結構確定。

插裝閥安裝后與閥塊的底部留有一定的間隙，閥套在軸向方向可以進行變形與移動，所以在此方向上不受力。閥套工作在最高70 MPa的壓力下，閥套應力最大的工況為閥套外側受到最高壓力、內側零壓工況。閥套在薄弱位置的受力示意圖如圖4所示，其中pb=70 MPa，pa=0。

圖4 閥套受力示意圖

根據材料力學知識，當閥套受到外側壓力時，閥套上任意位置的軸向應力與切向應力分別為：

(1)

(2)

式中，a—— 閥套內徑(d3/2)

b—— 閥套外徑(d2/2)

r—— 閥套上任意位置半徑

qb—— 閥套外側壓力

根據材料力學中的第四強度理論可得最大應力為：

(3)

可以看出當r=a時，閥套上的應力達到最大，此時的最大應力值為：

(4)

將材料的許用應力、閥套內外壓力和閥套外徑等已知條件帶入式(1)～式(4)，可得閥套內徑尺寸d3。

2.2 主閥外形結構參數及行程尺寸

本小結將確定閥芯行程L2、大徑dA和小徑dB尺寸。主閥芯運動的上下極限位置距離為主閥芯的行程，其運動位置與外形尺寸如圖5所示。

圖5 閥芯閥套圖

主閥芯與閥套為間隙配合，兩者主尺寸大小相同，即主閥芯的大徑與閥套的內徑大小相同：

dA=d3

(5)

插裝閥主閥口的通流方程為：

(6)

式中，Cd—— 閥口通流系數

q1—— 閥口通流流量

Az—— 閥口通流面積

ρ—— 液壓油密度

Δp—— 閥口壓降

由上述式(6)求得插裝閥理論最小通流面積。為保證閥口下側的面積(即閥芯小徑處面積)大小不影響通流，取其面積A2大于理論最小通流面積Az的1.5倍，即：

(7)

由式(5)和式(6)分別可以計算閥芯的大徑dA和小徑dB尺寸。

為實現(xiàn)小開口的可控性，減小流量突變產生沖擊，同時為了保證閥芯大開口的通流能力，主閥芯上選用120°的三角形作為異形閥口。閥口的開度與閥口通流面積的關系分為兩部分，分別是三角弧形開口階段與全圓周開口階段。主閥口通流面積示意圖如圖6所示。

主閥芯底端脫離閥套之前為三角弧形開口，與閥芯底端脫離閥口以后為全圓周開口，利用幾何關系可以得到通流弧長s與開口度大小的關系如下式：

(8)

式中，s—— 通流弧長

R—— 閥芯小徑的半徑(d4/2)

h—— 閥芯開口度

圖6 主閥芯通流示意圖

所以通流面積變化的微元為：

dA=s×dh

(9)

通過對上述微元的積分，可得閥口通流面積變化與閥口開度關系：

(10)

式中，A為插裝閥主閥芯通流面積。

把已知的數據與流量的要求帶入式(8)～式(10)進行求解，可以確定閥芯最大行程L1尺寸。

2.3 固定節(jié)流孔結構參數

主閥芯上節(jié)流孔結構如圖7的剖面圖所示。

圖7 閥芯結構圖

關閉過程中，先導桿先向下運動，可變節(jié)流孔變小甚至關閉，此時可變節(jié)流口不通油。油液通過固定節(jié)流口進入控制腔，推動閥芯向下運動。加速階段為控制腔壓力最高，此時的流量最小，所以為極端條件。選用加速下降階段，且可變節(jié)流口處于無油液通流狀態(tài)為設計條件進行考慮。

(11)

式中，a1—— 閥芯加速階段的加速度

x—— 閥芯的行程

t—— 閥芯的響應時間

此時閥芯受力公式可表示為：

paAa+pbAb-pcAc+Ff=ma

(12)

式中，pa,pb,pc—— 分別為閥口回油口壓力、進油口壓力和控制腔壓力

Aa,Ab,Ac—— 分別為pa,pb,pc的作用面積

Ff—— 閥芯所受摩擦力

m—— 閥芯質量

這時閥芯所需的流量與管路通流能力相同，管路通流過程中存在著局部阻力損失和沿程阻力損失兩種，所以可以表示為：

(13)

式中，q1—— 節(jié)流孔R1通流流量

d5—— 節(jié)流孔R1的直徑

ρ—— 油液密度

λ—— 沿程阻力系數

ζ—— 局部阻力系數

v1—— 閥芯下降的最大速度

把已知的數據與開啟時間帶入式(11)～式(13)進行求解，可以確定閥芯上固定節(jié)流孔d5的尺寸。

2.4 可變節(jié)流孔結構參數

開啟過程中，先導桿先運動，運動速度快于主閥芯?？刂魄挥鸵和ㄟ^可變節(jié)流孔排出，此時可變節(jié)流孔發(fā)揮主要作用。由此確定這部分節(jié)流孔的尺寸，開啟時間80 ms，假設運動過程為先加速后減速的過程則，加減速度的加速度為恒值。閥芯的加速度與最大下降速度與上述分析一致，受力計算公式等同式(11)、式(12)，不再重復寫出。

此時的管路為一條直線，所以僅存在沿程能量損失，管路的通流能力為：

(14)

式中，q2—— 可變節(jié)流孔R2通流流量

d6—— 可變孔R2的直徑

把已知的數據與關閉時間帶入式(14)進行求解，可以確定閥芯上可變節(jié)流孔d6的尺寸。

設計計算參數和主閥結構參數分別如表1和表2所示。

表1 設計計算參數

表2 主閥結構參數 mm

3 先導部分結構參數確定

為保證先導活塞的受力較小，在先導活塞上打孔，引導高壓油進入上側，減小主閥的高壓對先導活塞的作用力，結構如圖8所示。先導部分主要確定先導活塞的尺寸，結構參數主要包括先導活塞小徑d7、先導活塞大徑d8、先導活塞中徑d9、導油口直徑d10與導油口長度L3。

圖8 先導活塞結構圖 圖9 先導活塞受力圖

先導桿的下端與主閥芯可變阻孔上端形成間隙，通過面密封，留出Cmm的倒角密封，可以確定先導活塞小徑大小為：d7=(d6+2C) mm。

3.1 導油孔結構參數

為保證先導的響應不會影響主閥，同時不使先導頻率過高而與先導閥發(fā)生沖突，故先導活塞的最大速度取主閥的1.5倍。即：

v2=1.5v1

(15)

通過導油孔的最大流量：

(16)

式中，q3—— 通過導油口的流量

d7—— 先導活塞的下端直徑

為保證先導部分受負載力的影響較小，所以去先導運動過程中，兩腔的壓力差不大于1 MPa。同樣管路通流方程為：

(17)

式中，q3—— 通過導油口的流量

d10—— 導油孔的直徑

l3—— 導油孔長度

Δp—— 兩側壓差(小于1 MPa)

由此，可以確定導油孔的尺寸d10。

3.2 先導活塞結構參數

雖然先導活塞受到的超高壓力可以引入上端進行平衡，但由于密封過程中可能會在底端出現(xiàn)下側密封，會收到很大的向上的力。此時受力大小為：

(18)

式中，F(xiàn)y—— 先導活塞收到的液壓力

p—— 使用工況下的壓力(0～70 MPa)

先導活塞運動的動力學示意圖如圖9所示?？梢杂孟率奖硎緸椋?/p>

F1-F2=Ffsign(v)+FB-Fy1+Fy2+Fy+ma

(19)

式中，F(xiàn)1—— 活塞下腔作用力

F2—— 活塞上腔作用力

Ff—— 摩擦力

FB—— 流體阻尼力

Fy1—— 高壓對活塞下側作用力

Fy2—— 高壓對活塞上側作用力

其中，流體阻尼力與速度成正比，可以表示為：

FB=Bpv2

(20)

控制部分對先導活塞的最大輸出力為：

FL=max|F1-F2|

(21)

式中，F(xiàn)L為先導部分對閥芯的最大控制力。

根據負載功率最佳匹配原則，先導閥最大輸出功率點有：

(22)

式中，ps—— 控制油壓力

Ap—— 先導活塞受力面積

為了便于控制，設計過程中使先導活塞上下受力面積對稱，所以根據面積公式可得：

(23)

將閥芯的受力與運動帶入上述方程，可得先導活塞的大徑d8與中徑d9。

3.3 先導閥選取

由負載最佳匹配原則，可得先導閥的空載流量表達式為:

(24)

因此，有先導閥口壓降Δp=7 MPa時對應的先導閥額定流量為:

(25)

式中，qe—— 額定流量

pe—— 額定壓力

為補償泄漏，改善整閥的控制性能，并為負載分析中考慮不周之處留有余地，選先導閥時取額定流量為式(25)計算流量的1.1倍。

計算參數和先導活塞結構參數分別如表3和表4。

4 試驗研究

為了驗證設計的合理性，對閥進行超高壓的耐壓試驗、動態(tài)響應、通流能力和穩(wěn)態(tài)誤差的性能試驗。試驗分別在超高壓小流量與常壓大流量試驗臺進行。

表3 計算參數與取值

1.截止閥 2.減震喉 3.電機 4.定量泵 5.變量泵 6.安全閥 7.比例溢流閥 8.精過濾器 9.開關閥 10.流量傳感器 11.被測閥 12.合流閥 13.位移傳感器 14.壓力傳感器 15.測壓接頭 16.油箱圖10 大流量試驗臺原理圖

表4 先導活塞結構參數 mm

4.1 試驗臺簡介

低壓大流量試驗臺原理圖和實物圖分別如圖10、圖11所示。

測試試驗臺包括控制系統(tǒng)和主系統(tǒng)兩部分。其中，控制系統(tǒng)使用定量泵，主要通過比例溢流閥調節(jié)壓力，實現(xiàn)控制泵輸出壓力的控制。主系統(tǒng)使用3臺變量泵，泵口連接比例溢流閥，可以實現(xiàn)流量控制與壓力控制。3臺主泵流量經合流閥塊與合流閥把3組流量并聯(lián)，通過開啟不同的合流閥與調節(jié)泵的排量實現(xiàn)流量調節(jié)。主泵泵口壓力傳感器與輸入信號閉環(huán)控制比例溢流閥開口度，實現(xiàn)主泵輸出壓力的控制。所用泵的出口都安裝安全閥，起保護作用，防止壓力過高，破壞系統(tǒng)與元件。被測試閥閥塊的A，B口上分別安裝壓力傳感器，用于測量記錄主閥閥口的壓降。閥芯下部加工螺紋孔并安裝傳感器延長桿，用于在主閥芯上固定傳感器，測量主閥芯位移。主系統(tǒng)回油路加流量傳感器用于記錄閥口通流流量。

圖11 大流量試驗臺實物圖

超高壓試驗臺原理圖與實物圖分別如圖12、圖13所示。

圖13 超高壓試驗臺實物圖

超高壓測試試驗臺由兩部分構成，分別由兩套液壓系統(tǒng)組成，分別為常壓控制系統(tǒng)和高壓主系統(tǒng)兩部分。其中，控制系統(tǒng)使用定量泵，主要通過比例溢流閥調節(jié)壓力，實現(xiàn)控制泵輸出壓力恒定。主系統(tǒng)輸出高壓通過增壓缸實現(xiàn)。

大流量試驗臺和超高壓試驗臺參數分別如表5和表6所示。

表5 大流量試驗臺參數

表6 超高壓試驗臺參數

4.2 耐壓試驗

耐壓試驗在超高壓試驗臺上進行，先導位移信號給定下極限位置。令主閥B口壓力逐漸升高至105 MPa，觀察各安裝面的密封效果，有無變形、裂紋，有無油液外漏，提取主閥A口壓力數據、流量傳感器數據。每個壓力等級保壓5 min，至105 MPa時保壓10 min，然后再勻速率降壓，降壓時長1 min。試驗最高壓力如圖14所示。

圖14 耐壓試驗圖

試驗過程中，最高壓力達到110 MPa，超過使用壓力的1.5倍。插裝閥閥體和表面無異常情況出現(xiàn)，無外泄現(xiàn)象。B口連接的流量計示數為0，且保壓成功，說明在超高壓條件下可以做到完好的B→A密封。隨后在大流量試驗臺進行主閥芯動作過程中，動作流暢，無卡滯現(xiàn)象，仍然可以正常使用。

4.3 輸入信號-位移試驗

由于主閥芯與先導活塞是分開的，而直接控制的是先導活塞的位移，所以首先對此閥的主閥位移與給定信號之間進行試驗，結果如圖15所示。

由圖15可以看出先導活塞位移閉環(huán)跟隨良好；閥芯位移與先導活塞之間的間隙大小在起始階段約為1.2 mm，隨著開口度的增大逐漸減小，最小到0.8 mm左右。主要原因是隨著閥開口度增大，主閥口射流角增大，受到向上的力增大，控制腔需要輸出更大的壓力；先導活塞與主閥芯之間的間隙值變化較小，為實現(xiàn)良好的控制特性奠定基礎。

圖15 輸入信號-位移圖

4.4 啟閉試驗

通過啟閉實驗驗證閥芯的響應是否滿足要求，由于試驗臺的限制，閥的最大流量只有600 L/min，因此試驗行程選擇為4～8 mm進行測試，其動態(tài)響應曲線如圖16所示。

圖16 啟閉特性曲線

從圖16可知，在4～8 mm的行程下，閥的開啟時間約為42 ms，關閉時間約為39 ms，在此行程下的響應時間明顯短于設計時的假設，與設計時假設的速度基本相同。目前測試行程不能滿足全行程，因此利用上述數據對仿真參數進行修正，利用仿真分析全行程下的動態(tài)響應，可得響應曲線如圖17所示。

從圖17可知，插裝閥主閥芯在1 MPa的壓降條件下開啟時間約為60 ms，關閉時間約為80 ms，滿足設計的要求。

圖17 全行程仿真曲線

4.5 流量-壓差試驗

在大流量試驗臺流量范圍內，分別調定主閥位移為2, 4, 5, 6, 7, 8 mm，其中死區(qū)1.5 mm，調節(jié)主閥進油壓力不同值，待壓力穩(wěn)定后取進、回油口壓力傳感器數值之差和流量值。

圖18 流量壓差曲線

通過圖18可以看出，在閥開口度較小的狀態(tài)下，閥的通流流量與壓差關系曲線基本滿足拋物線形狀，與滑閥的通流特性基本一致；當閥口開度較大時，閥的通流流量與壓差關系曲線呈線性關系。

4.6 通流能力試驗

在不同大小的開口下，測試流量曲線。由于試驗臺的流量不能滿足全行程要求，所以采用流場仿真與試驗相結合的方法進行分析。首先，利用試驗驗證仿真模型的適用性，在此基礎上使用仿真模型驗證最大流量是否滿足要求。

本試驗臺由于在0.5 MPa的壓降下不能穩(wěn)定，所以用1 MPa壓降為試驗條件。同時，以1 MPa為仿真條件進行對比分析，結果如圖19所示。

圖19 通流能力與仿真

由圖19可以看出，在1 MPa條件下，流量小于600 L/min的時候，試驗與有限元仿真的通流曲線存在30 L/min的穩(wěn)態(tài)差值，主要原因是通過阻尼孔有流量流過。因此可以利用有限元仿真的方法進行通流能力驗證，在1 MPa的壓降下閥通流能力達到2300 L/min。在0.5 MPa工況下的閥口通流能力結果如圖20所示。

圖20 0.5 MPa通流仿真

通過圖20可以看出，在0.5 MPa的壓差下，閥芯開口度為20 mm時，閥口的流量已大于1900 L/min，滿足設計要求。

5 結論

以63通徑的超高壓比例插裝閥為研究對象進行結構設計。通過試驗與仿真相結合的方法驗證設計方法的可用性與正確性，解決了超高壓大流量元件的研制問題。試驗結果表明使用壓力、響應時間和通流能力均滿足設計指標的要求。

(1) 位移隨動型結構的插裝閥適用于超高壓的結構，且主閥芯的響應較快。本次設計閥試驗壓力超過100 MPa，啟閉響應時間小于80 ms，1 MPa壓降的通流能力達到1923 L/min;

(2) 主閥芯通油口為120°的異形閥口結構，設計過程中對三角形結構形式的閥口通流面積進行詳細分析，保證設計的準確性;

(3) 設計過程中，閥芯的啟閉過程的速度變化，存在假設條件。試驗結果顯示，閥芯的加減速過程在很短的時間內完成，主要在勻速階段運動。假設的過程為極端惡劣工況，可以作為設計的條件;

(4) 在試驗條件不能完全滿足超高壓大流量的情況下，分別對各項要求進行單獨的試驗。同時對部分無法進行的試驗，使用試驗數據修正仿真模型，利用仿真的方法進行驗證。