錐閥調(diào)壓裝置動態(tài)性能改進探究

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(西南交通大學 機械工程學院， 四川 成都　610031)

引言

錐閥是液壓系統(tǒng)中非常重要的元件，但阻尼系數(shù)較低，不利于壓力閥的動態(tài)穩(wěn)定。為此提出一種獨立阻尼錐閥調(diào)壓裝置，能夠為錐閥提供一個阻尼緩沖，有效地解決現(xiàn)有壓力閥不易穩(wěn)定和超調(diào)量大的問題。課題組在仿真優(yōu)化的指導下，生產(chǎn)了一代樣機，并對樣機進行實驗。實驗得出結(jié)論：容積腔內(nèi)溶液含氣量，阻尼孔形式，以及錐閥泄漏都可能會對調(diào)壓裝置的調(diào)壓特性產(chǎn)生影響。在實驗結(jié)果的基礎上，通過仿真進行進一步的結(jié)構(gòu)改進。

1　基本原理

1.1　獨立阻尼調(diào)壓裝置的基本原理

獨立阻尼錐閥調(diào)壓裝置由一個可變?nèi)莘e腔室、一個不可變?nèi)莘e腔、獨立的節(jié)流孔和彈簧構(gòu)成，彈簧和阻尼單元串聯(lián)。對普通錐閥而言閥芯很難穩(wěn)定，動態(tài)壓力超調(diào)量會很大。在普通錐閥的基礎上，在閥芯后端加入調(diào)壓裝置，基本原理如圖1所示。

1.閥座　2.閥芯　3.前端活塞　4.彈簧　5. 密封圈6.活塞套　7.獨立阻尼孔　8.后端蓋圖1　獨立阻尼減震調(diào)壓裝置

調(diào)壓原理是增大動態(tài)響應中的阻尼系數(shù)，將最常見的彈簧阻尼改為液壓阻尼器與彈簧阻尼串聯(lián)。閥芯向右運動時，推動活塞具有向右運動的趨勢。把節(jié)流孔和活塞套間的固定容積腔稱之為右容積腔。左容積腔受到壓縮后，腔內(nèi)油液壓力增加，對閥芯形成第一級液壓阻尼，同時推動活塞套向右運動。由于節(jié)流孔的阻尼作用，左腔室中的壓力更加平穩(wěn)，因此使得活塞套對彈簧的沖擊也較小。通過左腔室的油液壓力對閥芯、活塞套的直接阻尼作用，工作容積腔室油液通過節(jié)流孔對彈簧的阻尼作用，大大提高了壓力閥的動態(tài)穩(wěn)定性[1-6]。課題組通過仿真模擬，得出在低壓環(huán)境下的最優(yōu)參數(shù)，在參數(shù)的指導下，設計并加工了一代樣機，如圖2所示。

圖2　實驗樣機

1.2　油液含氣量對動態(tài)性能的影響

油液含氣量直接影響到油液的體積彈性模量大小，而油液有效體積彈性模量是影響液壓系統(tǒng)性能的重要物理參數(shù)，彈性模量值直接影響了液壓系統(tǒng)的固有頻率和阻尼比。因此對液壓系統(tǒng)的穩(wěn)定性和動態(tài)響應有重要影響，體積彈性模量是一個軟參量，根據(jù)系統(tǒng)含氣量工作壓力等參數(shù)的變化而相應變化，系統(tǒng)油液體積彈性模量與含氣量工作壓力之間的關(guān)系式[7]：

(1)

式中，δ0—— 標準大氣壓下空氣的溶解度

A—— 氣泡的容積率( 含氣量)

Kl—— 純油體積彈性模量

p0—— 初始壓力

p—— 工作壓力

γ—— 氣體絕熱指數(shù)

對式(1)進行分析，可以得到在相同工作壓力下，含氣量的增加會使油液的彈性模量減小，影響閥的動態(tài)特性，所以對油液含氣量的研究是非常有必要的。

2　實驗結(jié)果

課題組搭建了實驗系統(tǒng)，照片如圖3所示，主要由電氣控制部分與機械部分組成。實驗中采用的錐閥為日本某公司設計生產(chǎn)。主要探究低壓情況下，調(diào)壓裝置對于錐閥動態(tài)性能的影響。實驗后對數(shù)據(jù)進行濾波求平均值，得到數(shù)據(jù)曲線。以壓力為30 bar為例，圖4為壓力為30 bar下不加調(diào)壓裝置時的錐閥動態(tài)特性，圖5為壓力為30 bar下加入調(diào)壓裝置的錐閥動態(tài)特性。

圖3　試驗系統(tǒng)

圖4　不加調(diào)壓裝置的動態(tài)性能

圖5　加入調(diào)壓裝置的動態(tài)性能

由圖4可得，不加調(diào)壓裝置的錐閥，其壓力超調(diào)量為10.1%，響應時間為0.097 s。由圖5可知加入調(diào)壓裝置的錐閥，其壓力超調(diào)量為4.5%，響應時間為0.0876 s。通過實驗可以得出結(jié)論：錐閥在加入獨立阻尼調(diào)壓裝置后，可以達到更好的動態(tài)性能，降低壓力超調(diào)，并且不會對響應時間造成影響。

3　仿真研究

課題組在以往實驗中，發(fā)現(xiàn)容積腔內(nèi)溶液含氣量，阻尼孔形式，以及錐閥泄漏都可能會對調(diào)壓裝置的調(diào)壓特性產(chǎn)生影響。通過仿真分析得出最優(yōu)參數(shù)，對第一代樣機進行改進。

3.1　仿真建模

在AMESim中按照試驗裝置建立仿真模型，如圖6所示。仿真中忽略活塞套與活塞之間的摩擦力、活塞腔內(nèi)因溫度升高后黏度的變化等因素。仿真主要參數(shù)如表1所示。

圖6　仿真模型

錐閥直徑/mm18錐閥角度/°37.5錐閥質(zhì)量/kg0.117錐閥前段腔容積/cm35.384彈簧剛度/N·mm-190液壓油32號液壓泵排量/mL·r-115

3.2　含氣量對動態(tài)性能的影響

第一代樣機的設計中，忽略了液壓油含氣量對裝置性能的影響，為了加工簡易，并沒有專門的排氣孔。油液含氣量會直接影響彈性模量，進而影響液壓系統(tǒng)固有頻率和阻尼比，對液壓系統(tǒng)穩(wěn)定性產(chǎn)生影響。但是在實驗中，液壓油含氣量對最終結(jié)果產(chǎn)生怎樣的影響，通過仿真進行計算模擬。

取純油體積彈性模量為K=1800 MPa,錐閥壓力為30 bar ,分別取含氣量為0.01%，0.05%，0.1%，0.3%時，錐閥的動態(tài)性能如圖7所示。

由圖7可知，當含氣量增加時，錐閥的動態(tài)性能波動增大，閥芯振動明顯增加。是因為含氣量增大，系統(tǒng)的彈性模量減小，導致系統(tǒng)的阻尼比急速降低，壓力不易穩(wěn)定。當含氣量增大到一個值時，系統(tǒng)將出現(xiàn)很大的波動。所以在調(diào)壓裝置的研發(fā)中，如何降低容積腔內(nèi)溶液的含氣量是非常重要的。

圖7　油液含氣量對動態(tài)性能的影響

3.3　錐閥泄露對動態(tài)性能的影響

在初始的研究中并沒有考慮錐閥泄漏量對動態(tài)性能的影響，現(xiàn)在我們通過仿真探究泄漏量對動態(tài)性能是否會產(chǎn)生影響。設置泄漏間隙為0.01 mm,0.02 mm,0.03 mm，并對其它參數(shù)進行設置，仿真結(jié)果如圖8所示。

圖8　泄漏對動態(tài)性能的影響

由圖8可得，當錐閥泄漏間隙為0.02 mm與0.04 mm 時，其壓力波動幾乎不會發(fā)生太大變化；當泄漏間隙為0.06 mm時壓力波動增大，但是不會增大過多。通過仿真可知，錐閥泄漏量不同，動態(tài)性能會發(fā)生改變。

3.4　阻尼孔對動態(tài)性能的影響

前期的仿真探究中，使用細長阻尼孔達到的動態(tài)性能要優(yōu)于薄壁孔達到的動態(tài)性能，所以在第一代樣機的設計中，最終選擇了細長孔的獨立阻尼，用內(nèi)六角安裝阻尼套，如圖2所示，但是實驗中發(fā)現(xiàn)了這種結(jié)構(gòu)的缺點。這樣的結(jié)構(gòu)不但會因為油液雜質(zhì)使阻尼孔堵塞，而且在安裝時不可避免的會有很多氣泡殘留，比較大的氣泡會阻塞阻尼孔，造成氣阻。在新一代樣機的設計中，會將細長阻尼孔更換為薄壁孔，并通過仿真探究合理的阻尼孔參數(shù)。

調(diào)定錐閥壓力為30 bar，設置阻尼孔為薄壁孔，分別取阻尼孔直徑為1 mm，1.5 mm，3 mm，進行仿真探究，結(jié)果如圖9所示。

圖9　薄壁孔阻尼孔直徑對動態(tài)性能的影響

如圖10所示，當阻尼孔直徑從1 mm增加1.5 mm后，響應時間會增加，但不十分明顯；當阻尼孔直徑增加到3 mm以后，系統(tǒng)將不會穩(wěn)定，因為當阻尼孔直徑很大時，不會產(chǎn)生節(jié)流作用，所以幾乎產(chǎn)生不到對系統(tǒng)的穩(wěn)定作用。仿真得出在第二代樣機中的阻尼孔合理尺寸為1.5 mm。

1.閥座　2.閥芯　3.前端活塞　4.彈簧　5.密封圈　6.活塞套7.獨立薄壁阻尼孔　8.螺堵　9.螺堵密封 10.后端蓋圖10　改進后的結(jié)構(gòu)原理圖

4　結(jié)論

通過仿真研究，可以得出結(jié)論：油液的含氣量會對減振裝置的性能產(chǎn)生較大影響，含氣量越大，系統(tǒng)越不穩(wěn)定。在新的樣機設計中，在后容積腔上設置一個排氣孔，減小油液的含氣量。錐閥的泄漏在實驗中會對結(jié)果產(chǎn)生部分影響， 要盡量避免泄漏。阻尼孔選擇細長孔，可能會造成堵塞，選擇薄壁孔就更加合理，仿真得出最優(yōu)的阻尼孔直徑為1.5 mm。

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