全限流型插裝式平衡閥建模與仿真分析

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(北京航天發(fā)射技術(shù)研究所， 北京　100076)

引言

平衡閥是工程機(jī)械液壓系統(tǒng)中的重要元件之一，其主要作用為負(fù)載保持、負(fù)載控制和負(fù)載安全[1]。全限流型插裝式平衡閥因其體積小巧、結(jié)構(gòu)緊湊、安裝維修方便和工作速度穩(wěn)定而廣泛應(yīng)用于工程機(jī)械液壓回路中，其性能的優(yōu)劣對(duì)整機(jī)工作平穩(wěn)性、安全性和系統(tǒng)效率有著巨大的影響[2,3]。

本研究分析了全限流型插裝式平衡閥的工作機(jī)理，通過(guò)實(shí)物拆解，利用AMESim軟件中的HCD庫(kù)建立了較為準(zhǔn)確的仿真模型，并搭建了平衡閥特性實(shí)驗(yàn)回路，對(duì)比分析仿真結(jié)果和實(shí)驗(yàn)結(jié)果，驗(yàn)證了仿真模型的準(zhǔn)確性。利用仿真模型，分析了O形圈摩擦力對(duì)平衡閥特性的影響。

1　工作原理

CBBA-LHN全限流型平衡閥結(jié)構(gòu)示意圖如圖1所示。

其中：①口為負(fù)載口；②口為出油口；③口為控制油口。

當(dāng)壓力油從②口流向①口時(shí)，克服復(fù)位彈簧5的預(yù)緊力，此時(shí)起單向功能，開(kāi)啟壓力很小。當(dāng)壓力油從①口流向②口時(shí)，在①口壓力油和③口控制油的共同作用下，主閥芯2和單向閥芯1共同向上運(yùn)動(dòng)，直到單向閥芯1被彈簧座6頂住， 主閥芯2和單向閥芯1停止運(yùn)動(dòng)，當(dāng)控制壓力繼續(xù)增大到克服調(diào)壓彈簧9的預(yù)緊力時(shí)，主閥芯2繼續(xù)向上運(yùn)動(dòng)，此時(shí)閥口開(kāi)啟，實(shí)現(xiàn)液控節(jié)流功能，該功能是平衡閥的主要功能。若③口無(wú)控制油，當(dāng)壓力油增大到克服調(diào)壓彈簧9的預(yù)緊力時(shí)，閥口開(kāi)啟，此時(shí)起溢流閥作用[4]。

1.單向閥芯 　2.主閥芯　3.下閥體　4.彈簧腔阻尼孔5.復(fù)位彈簧　6.控制口阻尼孔　7.卡環(huán)　8.調(diào)壓彈簧9.上閥體　10.彈簧座　11.調(diào)壓螺母圖1　平衡閥示意圖

2　數(shù)學(xué)與仿真模型

2.1　數(shù)學(xué)模型

為了對(duì)平衡閥有更加深入的認(rèn)識(shí)，并為仿真模型建立提供理論支撐，對(duì)平衡閥液控節(jié)流功能進(jìn)行了理論分析。

1) 主閥芯力平衡方程

(1) 在單向閥芯被止住前，力平衡方程為：

p1(AZ+AD)+p3AX=

(1)

式中，p1為①口壓力;AZ為主閥芯壓力油作用面積；AD為單向閥芯反向作用面積；p3為③口壓力；AX為主閥芯③口先導(dǎo)作用面積；mD為單向閥芯質(zhì)量；mZ為主閥芯質(zhì)量；xZ為主閥芯位移；FKZ為調(diào)壓彈簧預(yù)緊力；KZ為調(diào)壓彈簧剛度；Ff為O形圈摩擦力。Ff由公式(2)表示[5]：

(2)

式中，f為O形圈與閥體間的摩擦系數(shù)，按實(shí)際運(yùn)動(dòng)狀態(tài)區(qū)分動(dòng)、靜摩擦系數(shù)；D為O形圈外徑；w為O形圈斷面直徑；μ為O形圈材料的泊松比；E為O形圈材料的彈性模量；e為O形圈壓縮率。

(2) 在單向閥芯被止住后，主閥芯在先導(dǎo)壓力油作用下繼續(xù)向上運(yùn)動(dòng)，②口為出油口壓力近似為0，則力平衡方程可表示為：

(3)

式中，F(xiàn)S為液動(dòng)力，用式(4)表示[6]：

(4)

式中，ρ為油液密度；q12為通過(guò)平衡閥的流量用式(5)表示,α為閥芯半錐角。

2) 流量方程

(5)

式中，Cd為流量系數(shù)；A12為閥口通流面積。

通流面積是影響平衡閥工作特性的關(guān)鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)。下面將分析平衡閥通流面積和閥口開(kāi)度的關(guān)系。平衡閥下閥體過(guò)流孔示意圖如圖2所示，與單向功能時(shí)的過(guò)流面積為全圓周不同，液控節(jié)流功能時(shí)，圓周上的6個(gè)花瓣口只有2個(gè)引流口，過(guò)流面積為非全圓周，等效過(guò)流面積A12如下式：

(6)

式中，dh花瓣口直徑；d2為閥座孔最大直徑；dm為閥座平均直徑；L為單向閥芯反向行程。

圖2　下閥體過(guò)流孔示意圖

2.2　仿真模型

根據(jù)第2.1節(jié)的分析，建立平衡閥仿真模型，如圖3所示。平衡閥起單向功能時(shí)和液控節(jié)流功能時(shí)的閥口過(guò)流面積不同，在建立仿真模型時(shí)，二者的閥口模型需要分開(kāi)建立。其中單向功能的閥芯用錐閥模塊BAP041表示，而液控節(jié)流功能的閥芯用自定義閥芯模塊BRO022表示，其表達(dá)式由A12給出。用機(jī)械限位模塊LSTP00A表示液控節(jié)流功能時(shí)單向閥芯的反向行程限位，用函數(shù)模塊FX00和線性庫(kù)倫和靜摩擦模塊FR1T0010共同表示了O形圈總摩擦力。

3　仿真分析與實(shí)驗(yàn)驗(yàn)正

3.1　仿真結(jié)果分析

仿真主要參數(shù)設(shè)置如下：油液密度850 kg/m3，動(dòng)力黏度51 cP，體積彈性模量800 MPa；O形圈動(dòng)摩擦系數(shù)0.06，靜摩擦系數(shù)0.10； 調(diào)壓彈簧剛度102 N/mm。

1.①口主閥芯作用面積　2.③口主閥芯先導(dǎo)作用面積　3.主閥芯質(zhì)量　4.O形圈摩擦模型　5.調(diào)壓彈簧　6.復(fù)位彈簧7.單向閥芯質(zhì)量　8.單向閥口　9.①口單向閥芯反向作用面積　10.主閥芯閥口　11.油液　12.單向閥芯反向行程限位13、17、18.容腔　14.控制油路阻尼孔　15控制油源　16.彈簧腔回油阻尼孔　19.主油源　20.溢流閥圖3　平衡閥仿真模型

仿真結(jié)果如圖4所示，在樣本中，該閥的流量-壓力曲線如圖5所示。

圖4　壓差-流量曲線

對(duì)比圖4和圖5可以看出，仿真結(jié)果與樣本曲線基本吻合，下面我們將通過(guò)實(shí)驗(yàn)對(duì)比分析，進(jìn)一步驗(yàn)證模型準(zhǔn)確性。

3.2　平衡閥特性實(shí)驗(yàn)

實(shí)驗(yàn)測(cè)試平衡閥起液控節(jié)流功能時(shí)的壓差-流量特性，實(shí)驗(yàn)原理如圖6所示。

1a.壓力油源　1b.控制油源　2.流量傳感器3a.進(jìn)油口壓力傳感器　3b.回油口壓力傳感器3c.控制口壓力傳感器　4.溫度計(jì)　5.平衡閥圖5　平衡閥特性實(shí)驗(yàn)原理圖

1.進(jìn)油口壓力傳感器　2.回油口壓力傳感器3.控制口壓力傳感器　4.平衡閥圖6　平衡閥特性實(shí)驗(yàn)現(xiàn)場(chǎng)照片

3.3　結(jié)果對(duì)比及分析

壓力油源1a壓力分別設(shè)為3 MPa與5 MPa,流量30 L/min，控制油源1b壓力從0逐漸升高至流量不再增加，然后逐漸減至0?？刂瓶趬毫?流量曲線如圖7所示。

圖7　平衡閥啟閉特性曲線

從圖7中可以看出，二者基本吻合。在平衡閥剛開(kāi)啟時(shí)需要一個(gè)較大的壓力，這是因?yàn)殚_(kāi)啟前主閥芯受靜摩擦力，開(kāi)啟后變成了動(dòng)摩擦力。摩擦力模型如圖8所示，靜摩擦力轉(zhuǎn)為動(dòng)摩擦后摩擦力迅速降低，降低幅度約40%。

圖8　摩擦力-速度曲線

4　O形圈影響分析

該平衡閥在主閥芯和下閥體配合免之間設(shè)置了O形圈，本部分對(duì)O形圈摩擦力對(duì)平衡閥的影響進(jìn)行分析。

4.1　理論分析

由于mZ很小，則式(3)可以寫(xiě)成：

p1AZ+p3AX=FKZ+KZxZ+Ff+FS

(7)

將式(2)、(5)、(6)代入式(4)，整理可得流量-壓力方程：

(8)

若p1不變，設(shè)(8)斜率為Kq1，則Kq1可用式(9)表示:

(9)

同理，平衡閥關(guān)閉時(shí)Kq2用式(10)表示：

(10)

即在p1確定的情況下，流量-壓力方程斜率只與動(dòng)摩擦系數(shù)有關(guān)。

4.2　仿真分析

1) 靜態(tài)特性影響分析

保持p1=5 MPa，改變O形圈摩擦系數(shù)，平衡閥啟閉特性如圖9所示。圖9a為動(dòng)摩擦系數(shù)不變，不同靜摩擦系數(shù)(0.08、0.1、0.12)時(shí)平衡閥啟閉特性曲線；圖9b為靜摩擦系數(shù)不變，不同動(dòng)摩擦系數(shù)(0.04、0.06、0.08)時(shí)平衡閥啟閉特性曲線；圖9c不同動(dòng)靜摩擦系數(shù)平衡閥啟閉特性曲線，摩擦系數(shù)分別為(0.1，0.06)、(0.1，0)、(0，0)，逗號(hào)前為靜摩擦系數(shù)，逗號(hào)后為動(dòng)摩擦系數(shù)。

圖9　動(dòng)靜摩擦系數(shù)對(duì)啟閉特性影響

從圖9a、圖9c可以看出，靜摩擦力影響平衡閥的啟閉壓力，靜摩擦系數(shù)越大，平衡閥開(kāi)啟壓力越大，關(guān)閉壓力越小。圖9b、圖9c可以看出，動(dòng)摩擦力影響平衡閥的滯環(huán)。動(dòng)摩擦系數(shù)越小，平衡閥滯環(huán)越小，越快達(dá)到全開(kāi)。

2) 動(dòng)態(tài)特性影響分析

保持p1=5 MPa， 控制口給10 MPa的階躍壓力，平衡閥主閥芯速度曲線如圖10所示。

圖10　O形圈對(duì)平衡閥響應(yīng)的影響

從圖10中可以看出，當(dāng)平衡閥設(shè)置O形圈時(shí)，主閥芯響應(yīng)時(shí)間變慢，但是速度沖擊明顯減小避免了震蕩較快到達(dá)平衡位置，平衡閥穩(wěn)定性明顯提高。

5　結(jié)論

通過(guò)比較仿真結(jié)果、樣本曲線和實(shí)驗(yàn)結(jié)果，可以證明該仿真模型在充分考慮實(shí)際運(yùn)動(dòng)過(guò)程的基礎(chǔ)上，較為真實(shí)準(zhǔn)確，具有一定參考價(jià)值。研究了O形圈摩擦力對(duì)平衡閥特性的影響。結(jié)果表明：

(1) O形圈靜摩擦力影響平衡閥啟閉壓力，靜摩擦系數(shù)越大，平衡閥開(kāi)啟壓力越大，而關(guān)閉壓力越小。動(dòng)摩擦力影響滯環(huán)，動(dòng)摩擦系數(shù)越小，滯環(huán)越小;

(2) 平衡閥設(shè)置O形圈，其穩(wěn)定性明顯提高。

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