調(diào)速閥外控恒壓結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計及仿真分析

陶 柳，徐化文，李忠利

(四川省沖壓發(fā)動機先進制造技術(shù)工程實驗室，四川 德陽 618000)

引言

液壓傳動系統(tǒng)中，調(diào)速閥是控制流量的主要元件，其原理是將節(jié)流口前、后壓力油分別引到定差式減壓閥閥芯的兩端，通過壓差產(chǎn)生的液壓推力和彈簧的彈力相平衡。當節(jié)流口的出口壓力隨負載變化時，定差式減壓閥閥芯受力平衡被打破，閥芯移動，通過定差式減壓閥閥芯移動來改變減壓閥口開口度的大小進行壓力補償，使定差式減壓閥閥芯移動到一個新的平衡位置穩(wěn)定工作，保證節(jié)流口前、后壓差基本不變，進而保證通過閥的流量恒定[1-3]。

但是定差式減壓閥閥芯上的彈簧的彈力并不是固定不變，其彈力與彈簧的壓縮量有關(guān)，而彈簧的壓縮量會隨定差式減壓閥閥芯的位置變化而變化，進而使節(jié)流口前后壓力發(fā)生改變，最終影響通過閥的流量及執(zhí)行元件因素的穩(wěn)定性。因此，在速度控制精度要求特別高的場合，現(xiàn)有調(diào)速閥無法滿足其要求[4-7]。

鑒于此，設(shè)計了一種外控恒壓調(diào)速閥，對閥的動態(tài)特性進行了分析，并利用AMESim仿真軟件建立了仿真模型，對比分析了兩種閥控液壓回路流量穩(wěn)定性，仿真結(jié)果表明，外控恒壓調(diào)速閥對系統(tǒng)流量穩(wěn)定性的提升有顯著作用。

1 外控恒壓調(diào)速閥結(jié)構(gòu)及回路工作原理

外控恒壓調(diào)速閥結(jié)構(gòu)及回路原理如圖1所示，結(jié)合以下工作過程中3種工作情況，具體分析了其工作原理。

1.液壓泵 2.溢流閥 3.外控恒壓調(diào)速閥 4.液壓缸 5.調(diào)節(jié)旋鈕 6.節(jié)流閥芯 7.節(jié)流閥彈簧 8.控制活塞 9.阻尼口 10.減壓閥芯圖1 外控恒壓調(diào)速閥結(jié)構(gòu)及回路原理圖Fig.1 Structure and circuit diagram of external control constant pressure speed control valve

(1) 負載不變。節(jié)流口開口度h2一定，負載恒定不變時，調(diào)速閥出油口壓力p3不變，調(diào)速閥的進油口壓力p1為溢流閥調(diào)定值，減壓閥穩(wěn)定工作后，p2也穩(wěn)定不變，故根據(jù)閥芯的受力平衡方程得p2-p3=(p1×S1)/S。式中，S1為控制活塞作用面積，S為減壓閥芯有效作用面積。由于此時節(jié)流口開口度h2不變，節(jié)流口前、后壓差恒定不變，故流過節(jié)流口的流量不變，保證了液壓缸速度穩(wěn)定不變。

(2) 負載增加。負載增大，導(dǎo)致p3壓力升高，減壓閥閥口開口度h1增大，減壓作用減弱，p2增加，當p2增加到滿足p2-p3=(p1×S1)/S時，減壓閥閥芯9在一個新的位置達到受力平衡，重新穩(wěn)定工作，保證了節(jié)流口前、后壓差恒定不變，此時若節(jié)流口的開口度h2不變，則流過節(jié)流口的流量不變，保證了液壓缸速度在負載增大時仍然穩(wěn)定不變。

(3) 負載降低。負載減小，導(dǎo)致p3壓力降低，減壓閥閥芯9向開口減小的方向移動，其減壓作用增強，導(dǎo)致p2降低，當p2降低到滿足p2-p3=(p1×S1)/S時，減壓閥閥芯9在一個新的位置達到受力平衡，保證了節(jié)流口前、后壓差恒定不變，此時若節(jié)流口的開口度h2不變，則流過節(jié)流口的流量不變，保證了液壓缸速度在負載減小時仍然穩(wěn)定不變。

2 外控恒壓調(diào)速閥控制回路數(shù)學(xué)模型分析

外控恒壓調(diào)速閥調(diào)速回路如圖1所示，通過減壓閥閥口的流量方程為[8-10]：

(1)

通過節(jié)流閥閥口的流量方程為：

(2)

式中，Q1——通過減壓閥閥口的流量

Q2——通過節(jié)流閥閥口的流量

C1——減壓閥閥口的流量系數(shù)

C2——節(jié)流閥閥口的流量系數(shù)

W1——減壓閥閥口的面積梯度

W2——節(jié)流閥閥口的面積梯度

m——減壓閥閥口的初始開口量

n——節(jié)流閥閥口的設(shè)定開口量

ρ——油液的密度

p1——調(diào)速閥的進口壓力

p2——節(jié)流閥的入口壓力

p3——調(diào)速閥的出口壓力

忽略閥芯與閥體之間的摩擦力，則減壓閥閥芯的力平衡方程為：

p1×S1=S(p2-p3)+Fs

(3)

Fs=2C1CvW1m(p1-p2)cosθ

(4)

式中，S——減壓閥閥芯的有效作用面積

Fs——穩(wěn)態(tài)液動力

特應(yīng)性皮炎是一種慢性皮膚病,臨床上患者常常出現(xiàn)劇烈瘙癢、反復(fù)出現(xiàn)濕疹樣的皮膚損害等現(xiàn)狀,兒童是其主要發(fā)病群體。其中,1歲以內(nèi)的發(fā)病率高達60%[1]。通常,患兒常出現(xiàn)皮膚干燥、粗糙等早期臨床癥狀,但是濕疹樣的皮損還通常在患兒出生2個月后開出現(xiàn)。

Cv——流速系數(shù)

θ——液流流入減壓閥閥口的入流角

S1——控制活塞的有效作用面積

根據(jù)流量連續(xù)性方程：

Q1=Q2

(5)

對于圖中所示執(zhí)行元件而言，活塞的受力平衡方程為：

p3A=p4B+Fx

(6)

液壓缸活塞的運動速度為：

(7)

式中，A——液壓缸大腔的作用面積

B——液壓缸小腔的作用面積

p4——液壓缸小腔回油壓力

由上述回路特性方程可知，工作過程中，調(diào)速閥節(jié)流口壓差只與進油口壓力相關(guān)，保持恒定不變，不受傳統(tǒng)調(diào)速閥補償彈簧壓縮量的影響，進而提高了系統(tǒng)中速度控制精度。

3 AMESim仿真研究

3.1 模型建立

根據(jù)外控恒壓調(diào)速閥結(jié)構(gòu)及回路工作原理[11-14]，利用AMESim軟件搭建元件及回路仿真模型如圖2、圖3所示。

圖3 外控恒壓調(diào)速閥及回路AMESim仿真模型Fig.3 AMESim simulation model of external control constant pressure speed control valve and loop

3.2 參數(shù)設(shè)置

根據(jù)外控恒壓調(diào)速閥結(jié)構(gòu)及工作原理，設(shè)定AMESim各主要模塊的參數(shù)如表1所示，其他參數(shù)保持默認。

表1 參數(shù)設(shè)置Tab.1 Parameter settings

3.3 仿真分析

1) 模型正確性及精確性驗證

設(shè)定回路負載變化曲線如圖4所示，可變負載在0～10 s內(nèi)輸入信號由0 N線性增加到6000 N，仿真時間為10 s，仿真步長為0.01 s，進行仿真。仿真得到兩種調(diào)速閥回路節(jié)流閥口壓差及流量曲線如圖5、圖6所示。

圖4 液壓缸負載輸入變化曲線Fig.4 Input change curve of hydraulic cylinder load

圖5為傳統(tǒng)調(diào)速閥回路節(jié)流閥口壓差及流量變化曲線圖。由圖可知，隨著負載的變化，兩種調(diào)速閥回路節(jié)流口補償壓差基本保持1.50 MPa；兩種調(diào)速閥節(jié)流口流量保持24.5 L/min。節(jié)流閥口補償壓差和流量與實際工況一致。

圖5 傳統(tǒng)調(diào)速閥回路節(jié)流閥口壓差及流量變化曲線Fig.5 Pressure difference and flow change curve of throttle valve port in traditional speed control valve circuit

壓力補償壓差計算公式為：

(8)

并將表1中主閥彈簧預(yù)緊力的大小117 N、主閥閥芯直徑10 mm代入式(14)，計算得出減壓閥出口穩(wěn)定壓力為1.51 MPa，與仿真結(jié)果基本一致，證明了所建立模型的正確性和精確性。

2) 性能優(yōu)化提升驗證

由圖5可知，節(jié)流閥口前后壓差隨著外負載的增加，由開始的1.50 MPa降低到1.32 MPa；節(jié)流口的流量由開始的24.5 L/min降低到23.0 L/min。

圖6為外控恒壓調(diào)速閥回路節(jié)流閥口壓差及流量曲線，由圖可知，節(jié)流閥口前后壓差隨著外負載的增加，保持1.50 MPa恒定不變；節(jié)流口的流量隨著外負載的增加保持24.5 L/min恒定不變。

圖6 外控恒壓調(diào)速閥回路節(jié)流閥口壓差及流量曲線Fig.6 Pressure difference and flow curve of throttle port of external control constant pressure speed control valve circuit

傳統(tǒng)調(diào)速閥利用壓力補償作用來保持其節(jié)流口前后的壓差不受負載變化的影響，進而穩(wěn)定流量，然而其壓差并非絕對的恒定值，受到閥開口大小即補償彈簧壓縮量的影響，通過對比兩種調(diào)速閥動態(tài)回路仿真模型中調(diào)速閥工作之后其節(jié)流口前后壓差及通過的流量隨線性變化負載的變化情況證明了外控恒壓調(diào)速閥對系統(tǒng)流量穩(wěn)定性的提升作用顯著。

3) 關(guān)鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化分析

外控恒壓調(diào)速閥中保持外控壓力恒定關(guān)鍵結(jié)構(gòu)為控制活塞前端阻尼孔，阻尼口直徑設(shè)置過大，將影響外控壓力的穩(wěn)定性；阻尼口直徑設(shè)置過小，能量損耗增加。因此利用AMESim后處理功能，設(shè)定控制活塞前端阻尼孔直徑為0.5，1.0，1.5，2.0 mm對控制活塞前端阻尼孔直徑優(yōu)化分析，研究其對閥流量特性的影響。仿真得到不同控制活塞前端阻尼孔直徑下，調(diào)速閥節(jié)流閥口流量曲線如圖7所示。

圖7 不同阻尼孔直徑下調(diào)速閥節(jié)流閥口流量變化曲線Fig.7 Change curve of throttle port of speed regulating valve under different diameter of damping hole

從仿真結(jié)果可知：隨著控制活塞前端阻尼孔直徑的增加，節(jié)流閥出口的流量保持24.5 L/min恒定不變；隨著控制活塞前端阻尼孔直徑的增加，節(jié)流閥口流量超調(diào)量逐漸增加，響應(yīng)時間逐漸減?。嚎刂苹钊岸俗枘峥字睆接?.5 mm增加到2.5 mm時，流量峰值由34.6 L/min增加至39.6 L/min，達到穩(wěn)定流量響應(yīng)時間由0.3 s降低到0.02 s；控制活塞前端阻尼孔直徑由2.0 mm增加到2.5 mm時，達到流量穩(wěn)定的時間基本不變，流量峰值由38.5 L/min增加至39.6 L/min。

4 結(jié)論

本研究設(shè)計了一種外控恒壓調(diào)速閥，對閥的動態(tài)特性進行了分析，推導(dǎo)建立了系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型，利用AMESim仿真軟件建立了仿真模型，對比分析了兩種閥控液壓回路流量穩(wěn)定特性，得到如下結(jié)論：

(1) 通過對比分析的方法驗證了模型的正確性及精確性，外載荷變化時該外控恒壓調(diào)速閥對系統(tǒng)流量穩(wěn)定性的提升作用顯著;

(2) 對閥關(guān)鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)進行了仿真優(yōu)化分析，得出隨著控制活塞前端阻尼孔直徑的增加，節(jié)流閥口流量超調(diào)量逐漸增加，響應(yīng)時間逐漸減小，并得出了該工況下阻尼孔直徑較優(yōu)值為2 mm。