多約束下高壓螺紋插裝型溢流閥啟閉特性研究

陳俊翔，孔祥東,2,盧子藝,王 虎,艾 超,2

(1.燕山大學(xué) 河北省重型機(jī)械流體動(dòng)力傳輸與控制實(shí)驗(yàn)室，河北 秦皇島 066004；2.燕山大學(xué) 先進(jìn)鍛壓成型技術(shù)與科學(xué)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，河北 秦皇島 066004)

引言

高壓螺紋插裝閥是工程機(jī)械液壓系統(tǒng)中的重要元件，其主要用在液壓泵出口與執(zhí)行機(jī)構(gòu)端口處。理想情況下，當(dāng)高壓螺紋插裝閥進(jìn)口壓力低于設(shè)定值時(shí)，閥口關(guān)閉，當(dāng)進(jìn)口壓力高于設(shè)定的開(kāi)啟壓力時(shí)開(kāi)始溢流，不管通過(guò)流量多少，都保持其進(jìn)口壓力為恒定值，如圖1中虛線1所示。而在實(shí)際應(yīng)用中，高壓螺紋插裝閥溢流壓力隨著通過(guò)流量的改變而改變，如圖1中實(shí)線2所示，其開(kāi)啟率定義如式(1)所示，壓差流量比定義如式(2)所示：

(1)

(2)

式中，p0—— 插裝閥的開(kāi)啟壓力

ps—— 插裝閥的額定壓力

q0—— 開(kāi)啟壓力所對(duì)應(yīng)的開(kāi)啟流量

qs—— 額定壓力所對(duì)應(yīng)的額定流量

由上述兩式可知，當(dāng)開(kāi)啟率較大時(shí)，壓差流量比較小。由于液壓泵在工作過(guò)程中會(huì)產(chǎn)生流量脈動(dòng)，當(dāng)流量脈動(dòng)Δq確定時(shí)，溢流時(shí)，開(kāi)啟率越高，壓差流量比越小，控制壓力的波動(dòng)Δp就越小，即高壓螺紋插裝閥抑制壓力波動(dòng)的能力就越強(qiáng)。除此之外，當(dāng)開(kāi)啟率較小時(shí)，說(shuō)明系統(tǒng)壓力在遠(yuǎn)小于額定壓力時(shí)就開(kāi)始溢流，從而造成泵頭能量損失，甚至產(chǎn)生噪聲。因此，提高高壓螺紋插裝閥的啟閉特性對(duì)于抑制系統(tǒng)壓力波動(dòng)、減小泵頭能量損失、降低噪聲至關(guān)重要[1]。

當(dāng)前國(guó)內(nèi)外對(duì)插裝閥的性能研究主要集中在單一性能的優(yōu)化[2-12]。WU C[2]采用CFD仿真對(duì)壓力控制的彈簧式減壓閥液壓力與閥芯位置關(guān)系進(jìn)行了研究，得到了閥內(nèi)部流動(dòng)特性、液壓力和非線性壓力-流量特性之間的關(guān)系。庹前進(jìn)等[3]研究了二通插裝閥閥芯動(dòng)作響應(yīng)特性，得出了阻尼孔通徑和安裝位置對(duì)閥芯動(dòng)作響應(yīng)有較大的影響。閔為[4]對(duì)壓力調(diào)節(jié)錐閥開(kāi)啟過(guò)程中的穩(wěn)定性及振動(dòng)特性進(jìn)行了研究，得到了相同流量和壓力條件下，錐閥開(kāi)啟過(guò)程中球頭閥芯比平頭閥芯更容易出現(xiàn)超調(diào)振蕩。陸亮等[5]針對(duì)高壓螺紋插裝閥流體的自激振蕩問(wèn)題開(kāi)展仿真研究，在一定程度上說(shuō)明流體自激振蕩導(dǎo)致的凹腔內(nèi)質(zhì)量傳遞,同時(shí)也能誘發(fā)凹腔的壓力脈動(dòng)。傅俊勇等[6]針對(duì)先導(dǎo)式溢流閥的泄漏，推導(dǎo)出考慮形位公差和安裝偏差的溢流閥泄漏量數(shù)學(xué)模型，并分析結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)其的影響規(guī)律。閔為等[7]對(duì)壓力控制閥中錐閥的軸向振動(dòng)進(jìn)行了研究，得出了閥芯的軸向振動(dòng)與流量相關(guān)。廖茂林等[8]對(duì)應(yīng)用于水下動(dòng)力設(shè)備的直動(dòng)型溢流閥進(jìn)行了流固耦合建模研究，分析了溢流閥閥芯的軸向和縱向振動(dòng)狀態(tài)隨水深的變化。姜萬(wàn)錄等[9]對(duì)直動(dòng)型溢流閥非線性動(dòng)力學(xué)行為進(jìn)行了研究，研究了結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)動(dòng)態(tài)特性的影響規(guī)律。李勝等[10]研究了結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)二維電液比例換向閥動(dòng)態(tài)特性及穩(wěn)定性的影響。王蔚坪等[11]分析了基礎(chǔ)振動(dòng)及結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)直動(dòng)式溢流閥閥口泄漏量的影響規(guī)律。訚耀保等[12]分析了導(dǎo)閥前腔是否串聯(lián)阻尼孔對(duì)穩(wěn)定性的影響規(guī)律。

圖1 高壓螺紋插裝閥壓力流量曲線Fig.1 Pressure flow curve of high pressure threaded cartridge valve

前人的研究對(duì)象集中在閥的啟閉特性、穩(wěn)定性、內(nèi)泄漏、動(dòng)態(tài)響應(yīng)性等其他單一性能的優(yōu)化，在研究過(guò)程中對(duì)結(jié)構(gòu)參數(shù)存在交叉影響考慮不足，忽略了其他性能的影響。相比于單一性能的提升，多約束下的啟閉特性研究更加復(fù)雜。針對(duì)高壓螺紋插裝閥多約束下啟閉特性研究目前沒(méi)有查閱到公開(kāi)發(fā)表的文獻(xiàn)。

本研究針對(duì)高壓螺紋插裝閥多約束下啟閉特性進(jìn)行研究，基于高壓螺紋插裝閥結(jié)構(gòu)特征，分別建立啟閉特性、動(dòng)態(tài)響應(yīng)性、穩(wěn)定性、內(nèi)泄漏數(shù)學(xué)模型，綜合分析結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)上述性能的交叉影響及耦合關(guān)系。以動(dòng)態(tài)響應(yīng)性、穩(wěn)定性、內(nèi)泄漏為約束條件，在不改變其三方面性能的前提下，通過(guò)仿真分析、試驗(yàn)測(cè)試，提高螺紋插裝閥的啟閉特性，從而有效抑制系統(tǒng)壓力波動(dòng)，減小泵頭能量損失，降低噪聲。

1 原理分析

高壓螺紋插裝閥由先導(dǎo)閥和主閥兩部分組成，其結(jié)構(gòu)如圖2所示。高壓油液直接作用在主閥芯前腔端面上，并依次通過(guò)主閥芯內(nèi)部阻尼孔、主閥芯彈簧腔和先導(dǎo)閥前腔阻尼孔，到達(dá)先導(dǎo)閥芯前端面，對(duì)先導(dǎo)閥芯施加液壓力。當(dāng)液壓力小于先導(dǎo)閥芯彈簧力時(shí)，先導(dǎo)閥關(guān)閉，主閥彈簧腔為密閉靜止容腔，阻尼孔無(wú)油液流過(guò)，主閥芯前后兩腔壓力相等。在主閥芯彈簧力、摩擦力作用下，將主閥芯緊壓在主閥座上，主閥閥口處于關(guān)閉狀態(tài)。

1.先導(dǎo)閥套組件 2.先導(dǎo)錐閥 3.調(diào)壓彈簧 4.閥座組件 5.調(diào)整座 6.密封座組件 7.調(diào)整桿 8.主閥套 9.主閥芯圖2 高壓螺紋插裝閥結(jié)構(gòu)原理圖Fig.2 Structure schematic diagram of high pressure threaded cartridge valve

隨著進(jìn)口壓力的增加，當(dāng)作用在先導(dǎo)閥芯上的液壓力大于先導(dǎo)閥芯彈簧力時(shí)，先導(dǎo)閥開(kāi)啟，油液依次通過(guò)主閥芯內(nèi)部阻尼孔、主閥芯彈簧腔和先導(dǎo)閥前腔阻尼孔、先導(dǎo)閥芯回油箱。此時(shí)在主閥芯阻尼孔的作用下，主閥芯前后端面形成壓差，當(dāng)壓差足夠大時(shí)，克服主閥彈簧力及摩擦力，主閥閥口開(kāi)啟，高壓油經(jīng)主閥閥口溢流回油箱，使系統(tǒng)壓力穩(wěn)定在設(shè)定值。

由于執(zhí)行機(jī)構(gòu)存在超越負(fù)載等工況，會(huì)出現(xiàn)執(zhí)行元件在負(fù)載的拉力下快速運(yùn)動(dòng)，來(lái)自液壓泵的壓力油不能滿足執(zhí)行元件運(yùn)動(dòng)的需要，導(dǎo)致執(zhí)行機(jī)構(gòu)工作腔出現(xiàn)壓力大幅下降甚至是負(fù)壓，而回油通道具有一定的背壓，作用在主閥套上向左的力大于向右的力，在液壓力的作用下，主閥套帶動(dòng)閥芯向左運(yùn)動(dòng)，來(lái)自油箱的低壓油從主閥套與閥體形成的開(kāi)口進(jìn)入液壓系統(tǒng)，實(shí)現(xiàn)對(duì)液壓系統(tǒng)吸空補(bǔ)油。

2 數(shù)學(xué)建模

2.1 基礎(chǔ)數(shù)學(xué)方程

在對(duì)上述高壓螺紋插裝閥結(jié)構(gòu)原理分析的基礎(chǔ)上，對(duì)其進(jìn)行模型簡(jiǎn)化，簡(jiǎn)化后的物理模型如圖3所示，主要包括高壓螺紋插裝式溢流閥、泵、安全閥和油箱。

為了便于分析高壓螺紋插裝閥的啟閉特性、內(nèi)泄漏、穩(wěn)定性、動(dòng)態(tài)響應(yīng)性，其基礎(chǔ)數(shù)學(xué)模型方程可以用如下公式來(lái)描述。

(1) 先導(dǎo)錐閥受力平衡方程為：

kc(xc+xc0)+kcnxcp3

(3)

式中，p3—— 先導(dǎo)閥進(jìn)口壓力

Ac—— 先導(dǎo)閥閥座孔受力面積

mc—— 先導(dǎo)閥芯質(zhì)量

Bc—— 先導(dǎo)閥芯黏性阻尼系數(shù)

Bcn—— 先導(dǎo)閥芯瞬態(tài)液動(dòng)力阻尼系數(shù)

kc—— 先導(dǎo)彈簧剛度

xc—— 先導(dǎo)閥芯位移

xc0—— 先導(dǎo)彈簧預(yù)壓縮量

kcn—— 先導(dǎo)閥穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力剛度

1.泵 2.安全閥 3.高壓螺紋插裝閥 4.油箱圖3 測(cè)試系統(tǒng)物理模型Fig.3 Test system physical model

(2) 先導(dǎo)閥口流量連續(xù)方程為：

(4)

式中，Qc—— 先導(dǎo)閥口的流量

C3—— 先導(dǎo)閥口的線性系數(shù)

(3) 先導(dǎo)閥口入口容腔流量連續(xù)方程為：

(5)

(4) 先導(dǎo)閥前腔串聯(lián)阻尼孔節(jié)流方程為：

(6)

式中，d2—— 先導(dǎo)閥前腔阻尼孔直徑

μ—— 油液動(dòng)力黏度

l2—— 先導(dǎo)閥前腔阻尼孔長(zhǎng)度

p2—— 主閥彈簧腔壓力

(5) 主閥閥芯受力平衡方程為：

kv(xv+xv0)+kvnxvps

(7)

式中，ps—— 主閥進(jìn)口壓力

Av—— 主閥受力面積

mv—— 主閥閥芯質(zhì)量

Bv—— 主閥芯黏性阻尼系數(shù)

Bvn—— 主閥芯瞬態(tài)液動(dòng)力阻尼系數(shù)

kv—— 主閥彈簧剛度

xv—— 主閥芯位移

xv0—— 主閥彈簧預(yù)壓縮量

kvn—— 先導(dǎo)閥穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力剛度

(6) 主閥前腔流量連續(xù)方程為：

(8)

式中，Qs—— 泵的流量

Qy—— 從安全閥流出的流量

Qv—— 主閥閥口流出的流量

Q1—— 主閥阻尼小孔流過(guò)流量

V1—— 主閥芯前腔容積

(7) 主閥口節(jié)流方程為：

(9)

式中，C1—— 主閥口的線性系數(shù)

(8) 主閥彈簧腔流量連續(xù)方程為：

(10)

式中，V2—— 主閥彈簧腔容積

(9) 主閥芯內(nèi)阻尼孔節(jié)流方程為：

(11)

式中，d1—— 主閥芯內(nèi)部阻尼孔直徑

l1—— 主閥芯內(nèi)部阻尼孔長(zhǎng)度

2.2 啟閉特性數(shù)學(xué)模型

高壓螺紋插裝閥啟閉特性是衡量其性能好壞的重要指標(biāo)，閥口在開(kāi)啟和閉合兩種運(yùn)動(dòng)過(guò)程中，由于摩擦力的作用相反，其開(kāi)啟特性總是優(yōu)于閉合特性，以開(kāi)啟特性為例，建立其靜態(tài)數(shù)學(xué)模型。

由于主閥剛剛開(kāi)啟時(shí)，其閥芯位移較小，穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力近似忽略，此時(shí)主閥口受力平衡方程為：

kvxv0=pkAv-p2Av

(12)

式中，pk—— 主閥口開(kāi)啟壓力

當(dāng)主閥剛開(kāi)啟時(shí)，導(dǎo)閥的受力平衡方程為：

kc(xc+xc0)+2CvCdcosθsinαωcxcp3=p3Ac

(13)

(14)

聯(lián)立式(6)、式(11)、式(12)、式(14)可得主閥口開(kāi)啟壓力表達(dá)式為：

(15)

簡(jiǎn)化后：

(16)

當(dāng)高壓螺紋插裝閥主閥芯完全開(kāi)啟時(shí)，此時(shí)達(dá)到額定壓力，對(duì)主閥芯進(jìn)行穩(wěn)態(tài)受力分析，此時(shí)主閥口受力平衡方程為：

psAv-p′2Av-2CvCdcosθωvx1ps=kv(xv0+x1)

(17)

當(dāng)主閥完全開(kāi)啟時(shí)，導(dǎo)閥的受力平衡方程為：

(18)

聯(lián)立式(6)、式(11)、式(17)、式(18)可得主閥口額定壓力表達(dá)式為：

(19)

簡(jiǎn)化后：

(20)

高壓螺紋插裝閥開(kāi)啟率為開(kāi)啟壓力與額定壓力比值，開(kāi)啟率為：

(21)

2.3 內(nèi)泄漏數(shù)學(xué)模型

理想狀態(tài)下主閥閥芯與閥座同心，從而實(shí)現(xiàn)良好的密封，此時(shí)高壓螺紋插裝閥的內(nèi)泄漏主要來(lái)自于主閥芯與閥套之間的縫隙，其內(nèi)泄漏的數(shù)學(xué)模型為：

(22)

式中，Qleak—— 油液總泄漏量

D—— 主閥芯直徑

μ—— 油液動(dòng)力黏度

h—— 縫隙厚度

l—— 縫隙長(zhǎng)度

Δp—— 縫隙兩端壓力差

2.4 穩(wěn)定性數(shù)學(xué)模型

高壓螺紋插裝閥在工作時(shí)，先導(dǎo)閥一旦失穩(wěn)，會(huì)造成主閥口前端壓力失穩(wěn)，從而產(chǎn)生壓力波動(dòng)。

(23)

式(23)中：

(24)

通過(guò)Routh判據(jù)給出先導(dǎo)閥在任意工作點(diǎn)(ppx,xcx)能夠保持穩(wěn)定的條件為a1a2>a0a3，最終推出先導(dǎo)閥在任意工作點(diǎn)能夠保持穩(wěn)定的條件為：

(25)

式中，Cmax—— 匹配系數(shù)

QpT—— 先導(dǎo)閥額定溢流量

M—— 常系數(shù)，M=E/Bc

2.5 動(dòng)態(tài)響應(yīng)性數(shù)學(xué)模型

高壓螺紋插裝閥的結(jié)構(gòu)參數(shù)決定其動(dòng)態(tài)響應(yīng)性能，基于狀態(tài)空間方程研究結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)動(dòng)態(tài)響應(yīng)的影響，將式(3)～式(11) 變換為狀態(tài)空間方程，表達(dá)式為：

(26)

為了研究相關(guān)結(jié)構(gòu)參數(shù)與動(dòng)態(tài)響應(yīng)之間的聯(lián)系，利用動(dòng)態(tài)仿真工具箱MATLAB/Simulink對(duì)系統(tǒng)狀態(tài)空間方程進(jìn)行建模和仿真，下表1中水平2為本型號(hào)螺紋插裝閥真實(shí)結(jié)構(gòu)參數(shù)。取水平2所示參數(shù)為初始狀態(tài)，水平1是在其真實(shí)結(jié)構(gòu)參數(shù)的基礎(chǔ)上，均使其結(jié)構(gòu)參數(shù)減??；水平3是在其真實(shí)結(jié)構(gòu)參數(shù)的基礎(chǔ)上，均讓結(jié)構(gòu)參數(shù)增加。為保證試驗(yàn)結(jié)果的試驗(yàn)精度及可靠性，對(duì)上述影響因素進(jìn)行分組設(shè)計(jì)，用標(biāo)準(zhǔn)正交表來(lái)安排試驗(yàn)，在這里考慮12個(gè)因素，設(shè)計(jì)正交試驗(yàn)L27(312)并進(jìn)行編碼。給定250 L/min的額定流量，以高響應(yīng)，小超調(diào)為目標(biāo)，分別調(diào)節(jié)上述相關(guān)結(jié)構(gòu)參數(shù)的數(shù)值來(lái)研究高壓螺紋插裝閥的動(dòng)態(tài)響應(yīng)性能。

將正交實(shí)驗(yàn)中所得的各結(jié)構(gòu)參數(shù)計(jì)算結(jié)果的均方差以柱狀圖的形式來(lái)表示，如圖4所示，其中縱坐標(biāo)為各因素均方差，方差越大，表示此因素作用越明顯。

3 高壓螺紋插裝閥綜合性能分析

由式(21)高壓螺紋插裝閥開(kāi)啟率可知，影響其開(kāi)啟率的結(jié)構(gòu)參數(shù)主要為主閥芯的閥口開(kāi)度、主閥芯直徑、主閥芯阻尼孔長(zhǎng)度直徑、導(dǎo)閥前端阻尼孔長(zhǎng)度直徑。增大主閥直徑、主閥芯芯阻尼孔長(zhǎng)度、導(dǎo)閥前端阻尼孔直徑，減小主閥芯阻尼孔直徑、導(dǎo)閥阻尼孔長(zhǎng)度，均可提高螺紋插裝閥開(kāi)啟率。

由內(nèi)泄漏數(shù)學(xué)式(22)可知，影響內(nèi)泄漏的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)有主閥芯直徑、主閥芯與閥套之間配合間隙、密封長(zhǎng)度等參數(shù)。適當(dāng)減小主閥芯直徑，減小配合間隙，增大縫隙長(zhǎng)度，均能有效的減小主溢流閥內(nèi)泄漏。

表1 因素水平Tab.1 Factor level

圖4 方差分析結(jié)果Fig.4 Analysis of variance results

由式(24)可知，當(dāng)先導(dǎo)閥的額定流量和開(kāi)啟壓力確定時(shí)，先導(dǎo)閥的穩(wěn)定性由主閥彈簧腔容積、先導(dǎo)閥閥芯質(zhì)量、先導(dǎo)閥前端阻尼孔長(zhǎng)度直徑共同決定。過(guò)大的先導(dǎo)閥閥芯質(zhì)量、過(guò)小的彈簧腔容積、過(guò)大的導(dǎo)閥前端阻尼孔長(zhǎng)度、過(guò)小的導(dǎo)閥前端阻尼孔直徑將導(dǎo)致先導(dǎo)閥失穩(wěn)，造成先導(dǎo)閥前腔控制壓力的大范圍持續(xù)波動(dòng)，先導(dǎo)閥前腔壓力的波動(dòng)會(huì)進(jìn)一步加劇主閥彈簧腔壓力的波動(dòng)。因此，先導(dǎo)閥控制壓力的失穩(wěn)，將造成主閥閥芯持續(xù)振蕩和主閥控制壓力的不穩(wěn)定。

由圖4可知，對(duì)動(dòng)態(tài)響應(yīng)性影響的最主要因素為主閥彈簧腔體積、主閥芯阻尼孔直徑、主閥芯阻尼孔長(zhǎng)度。適當(dāng)增大主閥彈簧腔體積、主閥芯阻尼孔長(zhǎng)度，減小主閥芯阻尼孔直徑，能提高螺紋插裝閥的動(dòng)態(tài)響應(yīng)性。

經(jīng)過(guò)對(duì)啟閉特性、內(nèi)泄漏、穩(wěn)定性及動(dòng)態(tài)響應(yīng)性分析發(fā)現(xiàn)，影響高壓螺紋插裝閥各性能之間的結(jié)構(gòu)參數(shù)存在一定的耦合關(guān)系。在實(shí)際應(yīng)用中，對(duì)于高壓螺紋插裝閥而言，不僅要獲得更快的響應(yīng)、更小的超調(diào)、更少的泄漏、裕度更大的穩(wěn)定性，更希望高壓螺紋插裝閥能有較高的啟閉特性。

基于上述四方面性能綜合分析可知，當(dāng)提高螺紋插裝閥啟閉特性時(shí)，可以從改善主閥直徑、主閥芯阻尼孔長(zhǎng)度直徑、導(dǎo)閥前端阻尼孔長(zhǎng)度直徑入手，同時(shí)能夠有效減小對(duì)其他三方面性能的影響。

4 仿真驗(yàn)證

基于上述理論分析及螺紋插裝閥結(jié)構(gòu)，搭建高壓螺紋插裝閥AMESim仿真模型，如圖5所示。

圖5 螺紋插裝閥仿真模型Fig.5 Threaded cartridge valve simulation model

4.1 主閥閥芯直徑對(duì)綜合性能影響分析

在額定流量為250 L/min下，當(dāng)改變主閥芯直徑，綜合性能仿真結(jié)果如圖6所示。

在主閥芯直徑從13.4 mm增加到16.4 mm的過(guò)程中，開(kāi)啟率由90%增加到93.5%，增加較為明顯；內(nèi)泄漏從5.0 mL/min增加到6.5 mL/min，增量較小。動(dòng)態(tài)響應(yīng)性與穩(wěn)定性基本上不受影響。

圖6 主閥芯直徑對(duì)綜合性能影響分析Fig.6 Analysis of influence of main spool diameter on comprehensive performance

4.2 主閥芯阻尼孔長(zhǎng)度直徑對(duì)綜合性能影響分析

在額定流量為250 L/min下，當(dāng)分別改變主閥芯阻尼孔長(zhǎng)度和直徑時(shí)，綜合性能仿真結(jié)果如圖7所示。

在主閥芯阻尼孔長(zhǎng)度從1 mm增加到4 mm的過(guò)程中，開(kāi)啟率增加不到1%，改變主閥芯阻尼孔長(zhǎng)度對(duì)改善開(kāi)啟率影響不大。在主閥芯阻尼孔直徑從0.5 mm 增加到0.8 mm的過(guò)程中，開(kāi)啟率從90%降到79%，開(kāi)啟率下降較為明顯，同時(shí)動(dòng)態(tài)響應(yīng)性對(duì)主閥芯阻尼孔直徑的改變較為敏感，因此可以考慮在直徑為0.5 mm的基礎(chǔ)上適當(dāng)減小主閥芯阻尼孔直徑，從穩(wěn)定性伯德圖中可以進(jìn)一步看出，改變主閥芯阻尼孔直徑對(duì)系統(tǒng)的穩(wěn)定性影響不大。

圖7 主閥芯阻尼孔長(zhǎng)度直徑對(duì)綜合性能影響分析Fig.7 Analysis of influence of length and diameter of damping hole of main spool on comprehensive performance

4.3 導(dǎo)閥前端阻尼孔長(zhǎng)度直徑對(duì)綜合性能的影響分析

如圖8所示，在導(dǎo)閥前端阻尼孔長(zhǎng)度從1.83 mm增加到4.83 mm，導(dǎo)閥前端阻尼孔直徑從0.7 mm增加到1 mm的過(guò)程中，開(kāi)啟率提高不到1%，改變導(dǎo)閥阻尼孔尺寸對(duì)提高開(kāi)啟率影響不大。

圖8 導(dǎo)閥前端阻尼孔長(zhǎng)度直徑對(duì)綜合性能影響分析Fig.8 Analysis of influence of length and diameter of damping hole at front end of pilot valve on comprehensive performance

經(jīng)過(guò)對(duì)啟閉特性、內(nèi)泄漏、穩(wěn)定性以及動(dòng)態(tài)響應(yīng)的仿真分析，高壓螺紋插裝閥結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)性能的影響存在一定的耦合關(guān)系。在實(shí)際應(yīng)用中，在保證先導(dǎo)閥穩(wěn)定、動(dòng)態(tài)響應(yīng)、內(nèi)泄漏性能的前提下，改善高壓螺紋插裝閥啟閉特性的措施是適當(dāng)增大主閥芯直徑與適當(dāng)減小主閥芯阻尼孔直徑。

5 試驗(yàn)測(cè)試

為了驗(yàn)證仿真模型精度，參照插裝式溢流閥相關(guān)測(cè)試標(biāo)準(zhǔn)(JB/T 10414—2004，JB/T 10374—2013)，分別測(cè)試高壓螺紋插裝閥額定工況與非額定工況下的壓力-流量曲線，試驗(yàn)測(cè)試原理如圖9所示。

在額定工況下，將系統(tǒng)壓力調(diào)至46 MPa(40 MPa×115%)作安全閥；被測(cè)閥調(diào)至40 MPa。試驗(yàn)用螺紋插裝閥如圖10所示，調(diào)節(jié)系統(tǒng)流量，使通過(guò)被測(cè)閥的流量逐漸增加，直至流量增加至250 L/min；調(diào)節(jié)系統(tǒng)流量，使通過(guò)被測(cè)閥的流量逐漸減小，直至流量減小至0。

流量變化過(guò)程盡量保持平穩(wěn)，記錄高壓螺紋插裝閥閥前壓力、閥后壓力、通油流量。重復(fù)上述操作步驟。非額定工況下試驗(yàn)測(cè)試與額定工況下類似，不再贅述。

由圖11可知，無(wú)論是額定工況還是非額定工況下實(shí)測(cè)流量壓力曲線，開(kāi)啟時(shí)的壓力均保持一致。非額定工況下的開(kāi)啟率大于額定工況。由式(23)可知，由于非額定工況下主閥芯開(kāi)度較小，因此開(kāi)啟率較大。

1.液壓泵 2.電磁溢流閥(壓力階躍加載閥) 3.溢流閥 4.壓力傳感器 5.電液換向閥 6.壓力傳感器 7.被試閥 8.截止閥 9.量杯 10.節(jié)流閥 11.流量計(jì) 12.液控單向閥 13.電磁閥(流量階躍加載閥) 14.溫度計(jì)圖9 試驗(yàn)液壓原理圖Fig.9 Test hydraulic schematic diagram

圖10 試驗(yàn)用螺紋插裝閥Fig.10 Test threaded cartridge valve

圖11 額定工況/非額定工況下壓力流量曲線Fig.11 Pressure flow curve under rated condition/non-rated condition

圖12為分別為在額定與非額定工況下，仿真與試驗(yàn)相同流量輸入條件下，仿真閥前壓力與試驗(yàn)閥前壓力的對(duì)比，試驗(yàn)條件與圖11中的試驗(yàn)條件保持一致。使用剩余平方和檢驗(yàn)法對(duì)仿真模型的精度進(jìn)行校核，由下列公式求得仿真與試驗(yàn)數(shù)據(jù)的差異平方和Q、實(shí)際值的離差平方和lyy以及2組數(shù)據(jù)的擬合程度r曲：

(27)

(28)

r曲=1-Q/lyy

(29)

yi—— 試驗(yàn)數(shù)據(jù)

圖12 額定工況/非額定工況下仿真與試驗(yàn)對(duì)比Fig.12 Comparison between simulation and test under rated conditions/non-rated conditions

在給定同一流量下，從仿真與試驗(yàn)閥前壓力對(duì)比圖12曲線中可以看出，壓力上升、下降梯度基本保持一致，開(kāi)始階段由于試驗(yàn)測(cè)試管路中憋壓，因此會(huì)和仿真存在差異，此階段可忽略不計(jì)。由式(27)～式(29)可計(jì)算出非額定工況與額定工況下仿真模型精度分別達(dá)到94%與93%。仿真模型針對(duì)不同工況下具有很好的適應(yīng)性。因此，仿真模型可以代替試驗(yàn)測(cè)試，仿真模型中結(jié)構(gòu)參數(shù)改進(jìn)結(jié)果可作為試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果。

6 結(jié)論

(1) 完成了高壓螺紋插裝閥物理結(jié)構(gòu)的簡(jiǎn)化，推導(dǎo)出其啟閉特性、內(nèi)泄漏、穩(wěn)定性數(shù)學(xué)模型。基于狀態(tài)空間方程，結(jié)合正交實(shí)驗(yàn)，通過(guò)MATLAB/Simulink進(jìn)行數(shù)值求解，推導(dǎo)出對(duì)動(dòng)態(tài)響應(yīng)性影響的主次因素，得到了結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)其各性能的交叉影響規(guī)律；

(2) 適當(dāng)增大主閥芯直徑與適當(dāng)減小主閥芯阻尼孔直徑。開(kāi)啟率能夠有效增加，泄漏量在允許的范圍內(nèi)增加并不明顯，動(dòng)態(tài)響應(yīng)性與穩(wěn)定性基本不受影響；

(3) 針對(duì)高壓螺紋插裝閥動(dòng)態(tài)響應(yīng)性、穩(wěn)定性、啟閉特性、內(nèi)泄漏之間存在的耦合關(guān)系，提出了一種多約束下啟閉特性改善方案。經(jīng)過(guò)理論分析、仿真驗(yàn)證、試驗(yàn)驗(yàn)證，該方案在提高高壓螺紋插裝閥開(kāi)啟率的同時(shí)，對(duì)穩(wěn)定性、動(dòng)態(tài)響應(yīng)性、內(nèi)泄漏等性能帶來(lái)的影響可以忽略不計(jì)，從而有效抑制系統(tǒng)壓力波動(dòng)、減小泵頭能量損失、降低噪聲。