基于控制油液動量變化量緩沖閥閥芯結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及仿真

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(海軍工程大學(xué) 動力工程學(xué)院， 湖北 武漢　430033)

引言

氣動活塞式蓄能器-泵液壓油源主要由液壓泵、單向止回閥、氣動活塞式蓄能器、安全卸荷回路組成，具有供油平穩(wěn)、保壓、功率消耗低等特點(diǎn)，廣泛應(yīng)用于船用液壓系統(tǒng)中。工作時由蓄能器向系統(tǒng)用戶供油，當(dāng)蓄能器中的壓力油放空后，泵帶壓啟動給蓄能器充油，蓄能器充滿油時，電磁溢流閥卸荷，液壓泵由帶壓工作狀態(tài)轉(zhuǎn)為卸荷狀態(tài)。此時，液壓泵與蓄能器之間的單向止回閥兩端會形成較大的壓差，使單向止回閥迅速關(guān)閉，并在關(guān)閉的過程中產(chǎn)生較大的壓力沖擊[1,2]。

為了減少卸荷時產(chǎn)生的壓力沖擊，可在電磁溢流閥閥塊中加裝緩沖閥[3,4]。本研究基于分析卸壓管路卸荷規(guī)律，通過控制油液動量變化量，推導(dǎo)出緩沖閥開口面積和閥芯位移的函數(shù)關(guān)系式，利用MATLAB軟件得到函數(shù)特性，設(shè)計(jì)了緩沖閥閥芯結(jié)構(gòu)。通過AMESim軟件進(jìn)行了系統(tǒng)建模與仿真，對比驗(yàn)證了該緩沖閥閥芯結(jié)構(gòu)可有效減少電磁溢流閥卸荷時產(chǎn)生的壓力沖擊。

1　基于控制油液動量變化量卸壓規(guī)律的研究

電磁溢流閥快速卸荷時，卸壓管路內(nèi)壓力梯度下降較大，使單向止回閥兩側(cè)產(chǎn)生較大的壓差，單向止回閥迅速關(guān)閉，導(dǎo)致在閥后產(chǎn)生較大的壓力沖擊。沖擊過程產(chǎn)生的實(shí)質(zhì)是由于油液動量的突然變化而引起的[5，6]。因此可通過對動量變化量進(jìn)行有效的控制來改善卸壓沖擊。

圖1　氣動活塞式蓄能器-泵液壓油源簡圖

1.1　卸壓管路壓力與緩沖閥開口面積關(guān)系

將液壓泵及液壓泵與電磁溢流閥之間的管路作為研究對象，由于該液壓油源使用定量泵，所以卸壓管路中的油液壓力只與緩沖閥的開度有關(guān)。液壓油源開始卸荷時，緩沖閥初始開口面積過大會使管道內(nèi)壓力梯度下降過大，產(chǎn)生較大的壓力沖擊，開口面積過小又會產(chǎn)生氣蝕現(xiàn)象，造成液壓元件的氧化和腐蝕。因此我們可以通過以上兩個條件來確定緩沖閥的最大初始開口面積[7]。其計(jì)算公式為：

(1)

式中：A0—— 緩沖閥閥芯最大初始開口面積

f—— 卸壓管道橫截面積

cq—— 流量系數(shù)

ac—— 管道中沖擊波傳播速度

ρ—— 油液密度

pmax—— 管道中卸荷前的初始壓力

為了方便分析，取初始卸壓時間為一極小時間段Δt，在Δt時間內(nèi)，油液通過閥口的流速可近似為：

(2)

通過緩沖閥的油液流量為：

(3)

則整個卸壓過程中任一Δt時間段內(nèi)油液的最大動量變化量為：

Δm·v=ρ·Q·Δt·v

(4)

式中：m—— Δt時間內(nèi)從管道中排出油液的質(zhì)量

v—— Δt時間內(nèi)從管道中排出油液的近似流速

為確保整個卸壓過程中壓力沖擊較小，同時達(dá)到在最短時間內(nèi)快速卸壓的目的，在卸壓過程中任一時間段內(nèi)，應(yīng)使從卸壓管路中排出的油液的動量變化量都按照開始卸壓時間Δt內(nèi)卸壓油液的最大動量變化量Δm·v來計(jì)算，即：

ρ·Qt·Δt·vt=Δm·v

(5)

其中：

(6)

(7)

式中：Qt—— 任一時刻通過緩沖閥的流量

At—— 任一時刻緩沖閥的開口面積

pt—— 任一時刻卸壓管路中的壓力

vt—— 任一時刻通過閥口的油液流速

由以上公式整理可得：

(8)

由式(8)可知，當(dāng)油液以最大動量變化量卸荷時，緩沖閥開口面積與卸荷管路中的壓力成反比例關(guān)系。在給定液壓系統(tǒng)相關(guān)參數(shù)的具體數(shù)值以后，如表1所示，即可具體確定兩者動態(tài)變化關(guān)系，如圖2所示。

表1　集中式液壓系統(tǒng)主要相關(guān)參數(shù)

圖2　緩沖閥開口面積與卸壓管路壓力關(guān)系

1.2　卸壓管路壓力、緩沖閥開口面積與時間關(guān)系

卸壓管路中的油液在外力作用下相當(dāng)于受壓的彈簧，外力增大，體積減小，外力減小，體積增大[8]。當(dāng)體積為V壓力為p時，油液被壓縮的體積為：

(9)

式中：B—— 油液體積彈性模量

由該式可知：油液被壓縮體積與所加壓力成正比關(guān)系；卸壓過程是管路內(nèi)壓力不斷釋放的過程，同時也是被壓縮的油液不斷排出的過程。

假設(shè)管路內(nèi)初始壓力為pmax，故整個卸壓過程被排出的油液總體積為：

(10)

卸壓過程中，在t時刻卸壓管路內(nèi)部壓力為pt，對應(yīng)油液被壓縮的體積為：

(11)

那么從0到t時刻，卸壓管路排出的油液體積為：

ΔV排=ΔV總-ΔVt

(12)

又根據(jù)(6)式可知，從0到t時刻，經(jīng)緩沖閥排出的油液體積也可表示為：

(13)

(14)

(15)

對上式兩邊求導(dǎo)得：

(16)

對上式兩邊進(jìn)行求導(dǎo)并整理可得：

進(jìn)一步整理可得：

(18)

由上式可得卸壓過程中卸荷管路內(nèi)壓力隨時間變化的關(guān)系，如圖3所示。由圖3可知，基于控制油液最大動量變化量的卸壓方法所得到的卸壓曲線是與目前“先慢后快”卸壓規(guī)律的定性認(rèn)識是一致的[9,10]。

圖3　卸壓管路內(nèi)壓力隨時間的變化關(guān)系

由式(8)和式(18)整理可得：

(19)

由上式可得卸壓過程中緩沖閥開口面積隨時間變化的關(guān)系，如圖4所示。

圖4　緩沖閥開口面積與時間的關(guān)系

2　基于卸壓規(guī)律緩沖閥閥芯結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

為了使卸荷過程中緩沖閥的開口面積與卸壓管路壓力相適應(yīng)，緩沖閥是基于負(fù)載敏感原理，通過卸荷管道中的壓力和彈簧的彈力來控制緩沖閥閥芯的位置變化，實(shí)時動態(tài)調(diào)整緩沖閥的過流面積，使得油液總以最大動量變化量排出，從而可有效的減少卸荷時的壓力沖擊，緩沖閥主體結(jié)構(gòu)簡圖如圖5所示。

圖5　緩沖閥主體結(jié)構(gòu)示意圖

卸壓過程中卸荷管路中的壓力通過壓力反饋通道作用于左側(cè)活塞桿端面，任一時刻緩沖閥的閥芯在活塞桿和彈簧的作用下處于平衡狀態(tài)，受力平衡方程為：

pt·A=K·Xt

(20)

式中：A—— 活塞桿有效作用面積

K—— 彈簧剛度

Xt—— 任一時刻彈簧壓縮量

由式可知，在給定活塞桿有效作用面積A和彈簧剛度K這兩個參數(shù)之后，卸壓過程中卸荷管道中任一時刻壓力pt與彈簧壓縮量Xt的關(guān)系即可確定。

又因卸壓過程中任一時刻緩沖閥開口面積與壓力pt的乘積都為一定值，故由式(8)、式(20)可得：

(21)

整理可得卸壓過程中任一時刻緩沖閥開口面積與彈簧壓縮量的關(guān)系如下：

(22)

又因?yàn)樾秹哼^程中隨著緩沖閥開口面積的不斷增大，彈簧壓縮量減小，則任一時刻緩沖閥閥芯位移可表示為：

St=X0-Xt

(23)

式中：X0—— 卸壓初始時刻彈簧預(yù)壓縮量

由式(22)、式(23)可得卸壓過程中任一時刻卸壓閥開口面積與閥芯位移的關(guān)系如下：

(24)

設(shè)緩沖閥閥芯上節(jié)流口的寬度為2 h，則當(dāng)閥芯位移為St時，緩沖閥的開口面積又可表示為：

(25)

整理式(24)、式(25)，并對St求導(dǎo)可得：

(26)

給定活塞桿直徑為6 mm，彈簧剛度K為20 kN/m，由式(26)即可確定緩沖閥閥芯開口寬度隨閥芯位移變化的關(guān)系，如圖6所示，所以可設(shè)計(jì)卸壓閥主閥芯結(jié)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)如圖7所示。

圖6　緩沖閥閥芯開口寬度隨閥芯位移變化關(guān)系

圖7　緩沖閥主閥芯結(jié)構(gòu)示意圖

3　液壓站系統(tǒng)AMESim建模與仿真分析

3.1　仿真模型的建立

由緩沖閥開口面積與閥芯位移的關(guān)系，可以借助液壓元件設(shè)計(jì)庫(Hydraulic Component Design)里的最小模型單元進(jìn)行搭建出開口面積隨閥芯位移變化的節(jié)流閥用來模擬緩沖閥[11]，如圖8所示。

圖8　AMESim/HCD下緩沖閥模型

根據(jù)蓄能器-泵液壓系統(tǒng)簡化原理，分別搭建原系統(tǒng)AMESim模型以及加入緩沖閥后的AMESim模型，如圖9所示。

3.2　模型仿真分析

參照實(shí)際系統(tǒng)，仿真參數(shù)設(shè)定如下：泵額定轉(zhuǎn)速n=1000 r/min，泵額定排量q=0.024 L/r，蓄能器充氣容積V0=460 L，蓄能器充氣壓力p0=8 MPa，蓄能器活塞的質(zhì)量40 kg，蓄能器活塞的行程0.98 m，溢流閥開啟壓力p=12.5 MPa。

圖9　蓄能器-泵液壓系統(tǒng)AMESim仿真模型

仿真過程如下：蓄能器放空時，液壓泵帶壓啟動對蓄能器充油，當(dāng)蓄能器充滿時，蓄能器上方行程開關(guān)動作并向電磁換向閥發(fā)出信號開始卸荷，仿真結(jié)果如圖10所示。

圖10　有緩沖閥和無緩沖閥情況下系統(tǒng)止回閥出口壓力沖擊

由圖10a可知，當(dāng)蓄能器充滿油時，液壓泵出口電磁溢流閥通電卸荷時，蓄能器中的液壓油停止流動，液體的動能轉(zhuǎn)化為壓力能，并產(chǎn)生由蓄能器向止回閥方向的壓力沖擊。根據(jù)圖可知在卸荷瞬間單向止回閥出口壓力最大值可達(dá)12.1 MPa，最小值為8.49 MPa，最大壓差達(dá)3.61 MPa。

由圖10b可知，在系統(tǒng)中加入緩沖閥后，通過卸荷管道中的壓力和彈簧的彈力來控制緩沖閥閥芯的位置變化，即時動態(tài)調(diào)整節(jié)流閥的過流面積，壓力梯度瞬間下降較小，在卸荷的瞬間單向止回閥將會緩慢關(guān)閉，從而有效減小單向止回閥突然關(guān)閉而產(chǎn)生的壓力沖擊，同時使得油液總是以最大的動量變化量排出，提高卸荷效率。

4　結(jié)論

本研究基于控制卸荷時油液動量變化量原理，推導(dǎo)出在動量變化量一定的情況下卸壓管路壓力、緩沖閥開口面積與時間的動態(tài)變化關(guān)系，進(jìn)而求得緩沖閥開口面積與閥芯位移相應(yīng)的動態(tài)關(guān)系，設(shè)計(jì)了閥芯結(jié)構(gòu)，運(yùn)用AMESim軟件進(jìn)行系統(tǒng)建模與仿真，對比驗(yàn)證了該閥芯結(jié)構(gòu)可以有效的降低系統(tǒng)卸荷時的壓力沖擊。閥芯不僅結(jié)構(gòu)簡單，同時也兼顧了快速性和沖擊小的要求，經(jīng)過相應(yīng)的試驗(yàn)測試以及后續(xù)的結(jié)構(gòu)和功能優(yōu)化之后，具有較大的發(fā)展前景。

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