閥芯配合間隙對(duì)液壓泵變量特性影響研究

黃忠華,吳文俊,霍其康,仉志強(qiáng)

(1.廣東科達(dá)液壓技術(shù)有限公司,廣東 佛山 528313;2.晉西鐵路車(chē)輛有限責(zé)任公司,太原 030024;3.太原科技大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院,太原 030024;)

比例變量泵的排量調(diào)節(jié)方式劃分為位置直接反饋式變量和位移-力反饋式變量[1]。其中位移-力反饋方式是通過(guò)變量缸活塞的位移推動(dòng)彈簧產(chǎn)生變形力,從而帶動(dòng)反饋桿驅(qū)動(dòng)先導(dǎo)閥在力平衡條件下關(guān)閉閥口,進(jìn)而實(shí)現(xiàn)變量活塞的精確定位[2]。

宋建安等人[3]對(duì)電液比例控制泵的變量機(jī)構(gòu)的特點(diǎn)以及結(jié)構(gòu)進(jìn)行了詳細(xì)的介紹。吳志明等人[4]基于AMESim和ADAMS聯(lián)合仿真分析了影響變量機(jī)構(gòu)控制以及響應(yīng)特性的主要因素。張婉茹等人[5]對(duì)恒壓變量泵控系統(tǒng)進(jìn)行研究,分析了影響系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性的主要因素。陳緒林等人[6]基于HyPneu分析了柱塞副耦合間隙對(duì)柱塞泵容積效率的影響,并對(duì)A10V柱塞泵進(jìn)行了優(yōu)化,容積效率得到了提高。鄒姜昆等人[7]研究了介質(zhì)壓縮性對(duì)柱塞泵泄漏的影響,結(jié)果表明,壓力和密封間隙越大,容積效率越低,泄漏越大。張哲等人[8]基于ANSYS仿真分析了柱塞泵在不會(huì)造成“卡死”以及容積效率下降情況下的最佳的柱塞副間隙。

上述研究沒(méi)有直接對(duì)大規(guī)格液壓閥的閥芯和閥孔的配合間隙進(jìn)行研究,特別是閥芯桿長(zhǎng)比較大的應(yīng)用工況。本文結(jié)合理論和實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù),綜合得出對(duì)后續(xù)同類(lèi)產(chǎn)品具有指導(dǎo)意義的配合間隙數(shù)據(jù)。

1 泵變量原理

液控式位移-力反饋比例變量泵工作原理圖如圖1所示,該泵主要由主泵、變量反饋桿、機(jī)液伺服變量先導(dǎo)閥組成,其中A、B口為液壓泵高低壓工作油口,X1和X2先導(dǎo)壓力油口,P為控制壓力油口。在機(jī)液伺服變量先導(dǎo)閥處,通過(guò)改變X1和X2的先導(dǎo)壓力差,推動(dòng)伺服閥閥芯左右運(yùn)動(dòng),改變進(jìn)入非對(duì)稱(chēng)變量缸的油液總量,變量油缸向相應(yīng)的方向移動(dòng),從而推動(dòng)變量斜盤(pán)產(chǎn)生位移,完成液壓泵的變量動(dòng)作[9]。

圖1 比例變量泵原理圖Fig.1 Schematic diagram of proportional variable pump

機(jī)液伺服變量控制閥為正開(kāi)口式滑閥,該閥的兩端分別由控制壓力X1和X2驅(qū)動(dòng)控制,閥芯兩端安裝有參數(shù)相同的兩個(gè)復(fù)位彈簧,閥芯兩端直徑相等且中間包含一個(gè)由閥套、兩個(gè)單向運(yùn)動(dòng)的滑塊、中心復(fù)位彈簧組成的定心機(jī)構(gòu),該機(jī)構(gòu)能夠使閥芯在左右移動(dòng)時(shí),提供對(duì)稱(chēng)的彈簧力;當(dāng)先導(dǎo)控制壓力信號(hào)丟失時(shí),伺服閥通過(guò)內(nèi)置的中心復(fù)位彈簧機(jī)構(gòu)回?cái)[至中位。當(dāng)閥芯左右運(yùn)動(dòng)時(shí),壓力右端分別連通恒壓端P和回油壓力T;并且采用了閥芯限位裝置將閥芯運(yùn)動(dòng)范圍限制在-3 mm～3 mm內(nèi)。

2 泵變量機(jī)構(gòu)

變量機(jī)構(gòu)是實(shí)現(xiàn)容積調(diào)速的核心機(jī)構(gòu)之一,其工作穩(wěn)定性對(duì)容積調(diào)速系統(tǒng)的性能影響較大,合理的變量機(jī)構(gòu)是實(shí)現(xiàn)變量泵穩(wěn)定工作的基礎(chǔ)[4]。位移-力反饋式比例變量泵變量機(jī)構(gòu)如圖2所示。

圖2 控制閥及變量油缸結(jié)構(gòu)示意圖Fig.2 Structure diagram of control valve and variable cylinder

圖3 伺服閥關(guān)鍵配合的局部放大圖Fig.3 Locally enlarged view of key fit of servo valve

圖2中,變量油缸小腔在工作中一直處于高壓狀態(tài),變量油缸的大腔與高壓油的油壓狀態(tài)取決于機(jī)液伺服閥的工作狀態(tài)。當(dāng)反饋桿反饋的彈簧力數(shù)值與控制閥的左右腔的壓力差值一致時(shí),變量油缸處于穩(wěn)定狀態(tài)。在此結(jié)構(gòu)中,變量反饋桿和機(jī)液伺服先導(dǎo)閥的配合精度是影響液壓泵變量精度的關(guān)鍵因素。由于機(jī)液伺服先導(dǎo)閥的閥芯較長(zhǎng)(閥芯全長(zhǎng)275 mm),當(dāng)配合精度要求較高時(shí),其精度不容易保證。因此,解決該伺服閥較長(zhǎng)閥芯引起的配合精度問(wèn)題是變量系統(tǒng)設(shè)計(jì)的重點(diǎn)。伺服閥閥芯過(guò)長(zhǎng)造成配合精度較差,會(huì)影響閥芯運(yùn)動(dòng)靈活性,為了解決該問(wèn)題,適當(dāng)增加配合間隙。

3 泵變量機(jī)構(gòu)動(dòng)態(tài)特性分析

液壓泵變量機(jī)構(gòu)的閥芯與閥套配合間隙影響液壓泵的變量機(jī)構(gòu)動(dòng)態(tài)特性,而液壓泵的變量機(jī)構(gòu)動(dòng)態(tài)特性決定了液壓泵響應(yīng)特性[10]。采用AMESIM建立液壓柱塞泵的動(dòng)態(tài)特性仿真模型[11],如圖4所示。

圖4 柱塞泵動(dòng)態(tài)特性仿真模型Fig.4 Simulation model of dynamic characteristics of piston pump

該模型主要分析閥芯運(yùn)動(dòng)的配合間隙對(duì)液壓泵變量機(jī)構(gòu)動(dòng)態(tài)特性的影響。該模型中Clearance模塊分析配合間隙對(duì)變量系統(tǒng)的影響規(guī)律,f(x)模塊用來(lái)模擬液壓泵變量機(jī)構(gòu)的響應(yīng)時(shí)間。該仿真模型中的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。

表1 變量控制閥主要參數(shù)Tab.1 Variable control valve main parameters

調(diào)整模型中調(diào)整Clearance模塊的間隙參數(shù),分別設(shè)定0.015 mm、0.02 mm、0.03 mm、0.04 mm.不同閥芯閥套配合間隙對(duì)應(yīng)的液壓泵變量機(jī)構(gòu)響應(yīng)位移曲線如圖5所示。由圖可見(jiàn),當(dāng)橫坐標(biāo)在(0～1)s區(qū)間時(shí),變量機(jī)構(gòu)位移迅速增大,1 s后,變量機(jī)構(gòu)位移基本達(dá)到30 mm.對(duì)于不同的閥芯配合間隙,當(dāng)間隙為0.02 mm時(shí),變量機(jī)構(gòu)移動(dòng)速度最快,隨著配合間隙的增大,由于配合處泄漏量較大,控制腔內(nèi)減壓較慢,因此移動(dòng)速度降低。

圖5 不同配合間隙下變量機(jī)構(gòu)位移曲線Fig.5 Displacement curve of variable mechanism under different fit clearance

4 試驗(yàn)驗(yàn)證

根據(jù)仿真的結(jié)果,加工不同的閥芯(即對(duì)圖3中Φ14的間隙按表1取不同的值),其實(shí)驗(yàn)結(jié)果如表2所示,分析可知,如果配合間隙兩側(cè)同時(shí)取配合間隙0.02 mm,響應(yīng)時(shí)間并不是最優(yōu)值;相反在一側(cè)設(shè)計(jì)0.03 mm,另一側(cè)設(shè)計(jì)0.02 mm,能夠得到0.8 s的較短響應(yīng)時(shí)間,故在生產(chǎn)中,采用一側(cè)設(shè)計(jì)0.03 mm,另一側(cè)設(shè)計(jì)0.02 mm的配合間隙。

圖6 實(shí)驗(yàn)裝置示意圖Fig.6 Schematic diagram of experimental equipment

表2 配合間隙與響應(yīng)時(shí)間Tab.2 Fit clearance and response time

5 總結(jié)

綜上所述,HD1(NG10)液控閥閥芯屬于細(xì)長(zhǎng)桿(長(zhǎng)275 mm,直徑Φ14),如果兩側(cè)配合間隙都按照常規(guī)0.01 mm左右設(shè)定,則極易出現(xiàn)卡頓現(xiàn)象。根據(jù)經(jīng)驗(yàn),其中工作(工作流道)一側(cè)最大可允許取0.02 mm,但是從仿真和實(shí)驗(yàn)結(jié)果可得如果兩側(cè)都取0.02 mm的配合間隙,液壓泵的響應(yīng)時(shí)間并沒(méi)有達(dá)到最快的速度。從理論分析,可能是閥芯兩頭的Φ14工作圓柱面的不同軸度,導(dǎo)致間隙按照正常值取定時(shí)反而出現(xiàn)間隙過(guò)小而卡頓的現(xiàn)象。依據(jù)本文的仿真和試驗(yàn)結(jié)果,可以采用犧牲較少泄漏流量的方法來(lái)提高伺服閥芯的靈活性以及變量機(jī)構(gòu)的動(dòng)態(tài)特性。