先導(dǎo)式減壓閥的靜動態(tài)特性仿真分析

白曉瑞，沈如松，姜甫川

(海軍航空工程學(xué)院，山東煙臺 264001)

減壓閥是一種利用氣液流經(jīng)閥口節(jié)流作用產(chǎn)生壓力損失從而使出口壓力 (二次壓力)小于入口壓力(一次壓力)的壓力調(diào)節(jié)閥，內(nèi)部通常利用結(jié)構(gòu)元件作用和壓力差的平衡從而保持穩(wěn)定輸出壓力。定壓輸出減壓閥從結(jié)構(gòu)上可以分為直動式減壓閥和先導(dǎo)式減壓閥。先導(dǎo)式減壓閥雖然結(jié)構(gòu)復(fù)雜，但在靜態(tài)特性和穩(wěn)定性上優(yōu)于直動式減壓閥，在中高壓氣液動系統(tǒng)中得到廣泛應(yīng)用。減壓閥的靜態(tài)和動態(tài)特性對于整個回路系統(tǒng)的工作狀態(tài)有明顯影響，因此，在液動系統(tǒng)設(shè)計中，有必要對減壓閥的工作特性進行研究分析。

1 減壓閥的基本結(jié)構(gòu)

圖1 先導(dǎo)式減壓閥結(jié)構(gòu)示意圖

先導(dǎo)式減壓閥主要由壓力調(diào)整機構(gòu) (先導(dǎo)控制閥)和流量控制機構(gòu) (主閥)兩部分［1］組成，如圖1所示。先導(dǎo)式減壓閥的輸出壓力通過調(diào)整先導(dǎo)閥調(diào)節(jié)螺栓改變調(diào)壓彈簧的彈力得到。一次壓力油液從進油口進入高壓腔，經(jīng)過主閥芯與閥套間的節(jié)流縫隙，得到二次壓力，然后從出油口流出。二次壓力腔通過小孔或溝槽與主閥芯底部容腔相通，且通過主閥芯中部阻尼孔流入主閥芯上部容腔，進而利用通孔將液壓力作用于先導(dǎo)閥的錐形閥芯上。當(dāng)二次壓力小于最小設(shè)定輸出壓力時，先導(dǎo)閥的閥芯關(guān)閉，主閥芯在平衡彈簧作用下處于最低位置，此時主閥芯與閥套的節(jié)流縫隙最大，控制窗口處于全開狀態(tài)，主閥芯阻尼孔中無油液流動，進出容腔短接，減壓閥處于非工作狀態(tài)。當(dāng)二次壓力升高時，先導(dǎo)閥前腔壓力高于調(diào)節(jié)彈簧力，則先導(dǎo)閥打開，產(chǎn)生先導(dǎo)流量，主閥閥芯底腔壓力升高，在壓力差的作用下克服平衡彈簧力向上移動，主閥芯與閥套的節(jié)流縫隙減小，即控制窗口減小，二次壓力降低，經(jīng)過相互作用，直到作用在主閥閥芯上的液壓差與平衡彈簧的彈力在新的位置上達到平衡為止。此時，二次壓力為設(shè)定輸出壓力，而先導(dǎo)閥的閥芯處于微小開啟的平衡狀態(tài)，而經(jīng)先導(dǎo)閥流出的油液流回油缸。當(dāng)輸入壓力或油液流量在一定范圍變化時，由于主閥芯與閥套間的節(jié)流縫隙變化相對量較小，且滑閥面積較大，可以使得輸出壓力始終保持在設(shè)定壓力附近，穩(wěn)定性較好。

2 數(shù)學(xué)模型

根據(jù)先導(dǎo)式減壓閥的基本結(jié)構(gòu)，其工作原理如圖2所示。其動態(tài)特性由一組非線性微分方程［2］決定，其靜態(tài)特性是根據(jù)平衡狀態(tài)對動態(tài)方程進行簡化得到。

圖2 先導(dǎo)式減壓閥計算原理圖

(1)主閥閥芯的受力方程 (不計閥芯重力)

式中:m1為主閥閥芯質(zhì)量;

Bf為主閥阻尼系數(shù);

k1為主閥平衡彈簧勁度系數(shù);

y0為主閥平衡彈簧預(yù)壓縮量;

y1為主閥開度;

D為主閥閥芯直徑;

C1為主閥流量系數(shù)。

(2)主閥流量方程

式中:p1為次壓力;

p2為二次壓力;

B為油液體積彈性模量;ρ為油液密度。

(3)導(dǎo)閥閥芯受力方程

式中:m2為導(dǎo)閥閥芯質(zhì)量;

d為導(dǎo)閥閥芯直徑;

x1為導(dǎo)閥開度;

k2為導(dǎo)閥調(diào)節(jié)彈簧勁度系數(shù);

x0為導(dǎo)閥調(diào)節(jié)彈簧預(yù)壓縮量;

Cv為導(dǎo)閥流速系數(shù);

α為導(dǎo)閥閥芯半錐角。

由于導(dǎo)閥閥芯的阻尼較小，其運動易發(fā)生不穩(wěn)定現(xiàn)象，在高壓工況下，存在較高振動頻率，因此在導(dǎo)閥前加阻尼孔，可明顯提高導(dǎo)閥運動穩(wěn)定性。

(4)導(dǎo)閥流量方程

式中:C2為導(dǎo)閥流量系數(shù);

d0為導(dǎo)閥閥芯底部直徑。

(5)連續(xù)性方程

Q3為流經(jīng)主閥阻尼孔流量，其流動狀態(tài)介于層流和紊流之間，則

式中:d1為主閥阻尼孔直徑;l1為導(dǎo)閥阻尼孔長度;

ν為油液運動黏度。

Q″3為主閥閥芯與閥套配合間隙的泄漏流量，則

式中:δ為配合間隙;

l'為配合長度。

3 仿真模型

基于模塊化建模的思想，利用AMESim建立先導(dǎo)式減壓閥的仿真測試系統(tǒng)，如圖3所示，對于高壓減壓閥，為提高導(dǎo)閥工作穩(wěn)定性，在導(dǎo)閥的閥芯前面增加阻尼孔和柱塞，以使輸出壓力保持穩(wěn)定。其中減壓閥的參數(shù)設(shè)置主要有主閥閥芯質(zhì)量、直徑，平衡彈簧勁度系數(shù)、預(yù)壓縮量，主閥閥口流量系數(shù)、初始開口位移、主閥閥芯上腔容積，主閥閥芯阻尼孔直徑、長度，導(dǎo)閥閥芯質(zhì)量、直徑，調(diào)節(jié)彈簧勁度系數(shù)、預(yù)壓縮量，導(dǎo)閥閥口流量系數(shù)，導(dǎo)閥阻尼孔長度、直徑等［3］。

圖3 先導(dǎo)式減壓閥的仿真測試模型

根據(jù)仿真測試系統(tǒng)，對標(biāo)定輸入壓力32 MPa、工作流量85 L/min的高壓減壓閥的靜動態(tài)特性和影響因素進行分析。其靜特性指在穩(wěn)定流動狀態(tài)下，輸出壓力與流量、輸入壓力等參數(shù)的函數(shù)關(guān)系［4］，主要包括壓力-流量、輸出-輸入壓力特性，先導(dǎo)流量特性等;動態(tài)特性用減壓閥加載后輸出壓力或其他特征參數(shù)隨時間變化的過渡品質(zhì)來評價［5］。

3.1 靜特性分析

(1)輸出-輸入壓力特性

在理想情況下，當(dāng)輸入壓力和負載變化時，其輸出壓力應(yīng)保持不變，實際上受各種因素影響，其輸出壓力會隨之發(fā)生變化。當(dāng)一次壓力升高時，主閥閥芯開度減小，平衡彈簧的壓縮量增加，同時隨著輸入、輸出壓差增大，液動力增加，若彈簧力與液動力相等，則輸出壓力基本保持不變，而彈簧力和液動力隨開度變化率不可能一直相等，因此，輸出壓力隨著輸入壓力的變化總會發(fā)生一定幅度的變化，而這種變化幅度越小越好［6］。如圖4所示:減壓閥的輸入壓力存在下限，當(dāng)輸入壓力過小時，主閥閥芯保持靜止，無減壓作用;當(dāng)輸入壓力逐漸增大時，推動主閥閥芯和導(dǎo)閥閥芯移動，輸出穩(wěn)定低壓;當(dāng)減壓閥處于工作狀態(tài)時，在標(biāo)稱輸入壓力附近，輸出壓力與輸入壓力近似為線性關(guān)系。一般地，僅當(dāng)輸入壓力極大時，這種線性關(guān)系才會受到小幅影響。

減壓閥的輸出-輸入壓力特性與先導(dǎo)閥調(diào)節(jié)彈簧的預(yù)緊力有關(guān)。從圖4中可看到:調(diào)節(jié)先導(dǎo)閥的調(diào)節(jié)手柄，改變調(diào)節(jié)彈簧的預(yù)緊力，分別為40、80、120 N，則相同輸入壓力下，輸出壓力會發(fā)生變化，且當(dāng)彈簧的預(yù)緊力增大時，正常工況下，輸出壓力值增大，輸出壓力下界提高，而輸出壓力隨輸入壓力的變化梯度基本不變。從圖5可看出:增大調(diào)節(jié)彈簧預(yù)緊力，相同輸入壓力下，輸入輸出壓力差雖然減小，但主閥閥芯開度增大，根據(jù)式 (2)，減壓閥的工作流量增大。

圖4 輸出-輸入壓力特性曲線

圖5 流量-輸入壓力特性曲線

(2)壓力-流量特性

當(dāng)輸入壓力恒定時，減壓閥輸出壓力與輸出流量之間的相對關(guān)系為壓力-流量特性。當(dāng)負載元件經(jīng)常動作引起流量發(fā)生大幅變化時，減壓閥的輸出壓力能否保持穩(wěn)定與這一特性密切相關(guān)。

輸出壓力受彈簧力和液動力影響。當(dāng)輸出流量增加時，主閥閥芯開度應(yīng)增大，則平衡彈簧力項減小，會引起輸出壓力減小;對于液動力項，開度增加會引起液動力減小，而流量增加會引起液動力增大，因此液動力項引起輸出壓力的變化并不確定。當(dāng)彈簧力是主要影響因素時，在標(biāo)稱流量附近，輸出壓力隨輸出流量為線性遞減關(guān)系。當(dāng)輸出流量越小，輸出壓力越大，若流量為0，表明閥芯開度為0，此時的液動力為0，出口部分油液僅受到平衡彈簧施加壓力，輸出壓力達到最大值。當(dāng)輸出流量增大到一定程度時，主閥閥芯開度不再變化，液動力項占主要因素，推動主閥閥芯向上移動的液動力顯著增大，從而使輸出壓力明顯減小。因此，減壓閥的工作流量存在上限，在液壓回路設(shè)計中需要考慮最大流量對減壓閥工況的影響。圖6給出了輸入壓力在14～40 MPa之間的5組取值下的壓力-流量曲線，當(dāng)輸入壓力增大時，輸出壓力隨流量增加而遞減的速度更大，即隨工作流量變化的波動越明顯，但減壓閥的工作流量上界也明顯增大。

若輸入壓力不變，改變導(dǎo)閥調(diào)節(jié)彈簧預(yù)緊力，分別為40、80、120 N，則從圖7可知:隨著預(yù)緊力增加，穩(wěn)定輸出壓力越大，而減壓閥的工作流量上界減小，而正常工況下，輸出壓力隨流量增加而遞減的速度基本一致。

(3)先導(dǎo)流量特性

圖6 不同輸入壓力下的壓力-流量曲線

圖 7 調(diào)節(jié)彈簧不同預(yù)緊力下的壓力-流量曲線

先導(dǎo)流量主要是通過主閥閥芯阻尼孔的油液流量，該流量需通過導(dǎo)閥流回油缸，因此，對于液壓回路來說是一種損失流量。當(dāng)減壓閥正常工作時，應(yīng)具有先導(dǎo)流量。從圖8可知:當(dāng)輸入壓力未達到工作壓力下限時，先導(dǎo)閥未開啟，則先導(dǎo)流量為0;當(dāng)輸入壓力越過壓力下限時，先導(dǎo)閥開啟產(chǎn)生先導(dǎo)流量;當(dāng)輸入壓力持續(xù)升高時，輸入壓力與輸出壓力差值增大，先導(dǎo)流量逐漸增大。仿真表明:正常穩(wěn)定工況下，先導(dǎo)流量不超過減壓閥工作流量的3%。由圖9知，增大導(dǎo)閥調(diào)節(jié)彈簧預(yù)緊力，分別為40、80、120 N，則在負載不變和輸入和輸出壓力之差不變的情況下先導(dǎo)閥閥芯開度增大，流量增大。從圖10可知:若持續(xù)增大輸入壓力，在其他條件不變的情況下，調(diào)節(jié)彈簧預(yù)緊力越大，則先導(dǎo)閥閥芯作動越晚，但正常工況下，先導(dǎo)閥前腔壓力增大，而同時先導(dǎo)閥開度減小，綜合式 (4)得，最終先導(dǎo)流量與調(diào)節(jié)彈簧的預(yù)緊力無關(guān)。

圖8 先導(dǎo)流量與輸入、輸出壓力之差的特性曲線

圖 9 先導(dǎo)閥閥芯位移與輸入、輸出壓力之差的關(guān)系曲線

圖10 先導(dǎo)流量與輸入壓力的關(guān)系曲線

3.2 動特性分析

(1)輸出壓力-輸入壓力動特性

當(dāng)減壓閥的輸入壓力發(fā)生變化時，通常希望減壓閥的輸出壓力能夠不產(chǎn)生過大振蕩，這就是輸出壓力的穩(wěn)定性。但由于閥芯慣性、間隙泄漏等因素的影響，輸出壓力不可避免會發(fā)生振蕩。圖11給出了在調(diào)節(jié)彈簧預(yù)緊力不變的情況下，分別以1、2、4 s的時間將輸入壓力從0增加到50 MPa，減壓閥開始減壓時輸出壓力的動態(tài)變化?？梢钥闯?當(dāng)輸入壓力變化越快，這種振蕩就越明顯。而輸出壓力的動態(tài)變化會對負載的工作狀態(tài)有直接影響。有時，這種輸出壓力的振蕩不僅與減壓閥自身特性有關(guān)，也可能與整個液壓回路有關(guān)。

(2)輸出壓力-流量動特性

當(dāng)減壓閥流量發(fā)生變化時，減壓閥的輸出壓力也會相應(yīng)變化，圖12給出在固定輸入壓力下，流量分別在2、4、8 s時間內(nèi)從0增至750 L/min時的輸出壓力變化?？芍?當(dāng)流量增大到一定程度，輸出壓力明顯降低，流量增大越快，輸出壓力降低也越快;而在同一流量值下，流量變化快的其輸出壓力要低一些。

圖11 輸出壓力隨輸入壓力動態(tài)變化

圖12 輸出壓力隨時間變化

(3)輸出壓力-流路開關(guān)動特性

圖13 輸出壓力隨時間變化

當(dāng)負載通過開關(guān)進行流路通斷控制時，由于減壓閥內(nèi)部結(jié)構(gòu)參數(shù)和容積充填［7-8］等因素的影響，輸出壓力會產(chǎn)生脈沖振蕩壓力，若脈沖壓力高，振蕩時間長，則對整個液壓回路有嚴(yán)重影響。圖13給出了固定輸入壓力下，當(dāng)先導(dǎo)閥調(diào)節(jié)彈簧預(yù)緊力分別為40、80、120 N時，在0時刻打開負載開關(guān)的輸出壓力動態(tài)曲線。當(dāng)負載開關(guān)打開時，回路中油液被壓縮，壓力升高，當(dāng)先導(dǎo)閥前腔壓力達到一定值后，先導(dǎo)閥打開，產(chǎn)生先導(dǎo)流量，而當(dāng)輸入與輸出壓力差作用下克服主閥閥芯靜摩擦力后，閥芯作動，產(chǎn)生節(jié)流作用，受閥芯慣性因素和充填延時影響，輸出壓力經(jīng)過收斂振蕩，直至主閥閥芯運動平衡，輸出壓力達到穩(wěn)定狀態(tài)。從圖中可看到，調(diào)節(jié)彈簧的預(yù)緊力對過渡過程的壓力峰值和動態(tài)時間沒有明顯影響。圖14給出了0.90 s內(nèi)，負載控制閥門給出周期為150 ms開關(guān)脈沖時，輸出壓力的動態(tài)響應(yīng)曲線，可看出:穩(wěn)定時輸出壓力大小與閥門開關(guān)狀態(tài)無關(guān)，而閥門打開時，動態(tài)時間約為50 ms，閥門關(guān)閉時，動態(tài)時間約為80 ms，開關(guān)過程輸出壓力過渡曲線形態(tài)并不相同，而在0時刻輸出壓力振蕩幅度較大，這是由于減壓閥內(nèi)腔容積充填和閥芯動作需要克服靜摩擦力造成的。

圖14 輸出壓力和控制閥門開度隨時間變化

4 結(jié)論

利用AMESim對液動系統(tǒng)中常見的先導(dǎo)式減壓閥進行建模仿真，具有建模簡便、模型精確、運算快捷的優(yōu)點?；诜抡娼Y(jié)果進行靜、動態(tài)特性分析，對減壓閥的工作狀態(tài)和內(nèi)部機制可做到更細致全面的理解，有效節(jié)省試驗和設(shè)計成本。

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