錐閥式單向閥“嘯叫”現象研究

郭 健，徐佳龍

●（海軍駐南京地區航空軍事代表室，江蘇南京 210002）

錐閥式單向閥“嘯叫”現象研究

郭 健，徐佳龍

●（海軍駐南京地區航空軍事代表室，江蘇南京 210002）

為解決液壓單向閥在使用過程中出現的“嘯叫”問題，從錐閥式單向閥的結構入手，分析了單向閥閥芯的運動過程，根據閥芯的運動方程確定了單向閥各結構參數對閥芯振動的影響，并提出了解決閥芯振動的方法。

錐閥；單向閥；嘯叫

0 引言

單向閥是液壓系統中的一種方向控制元件，用于控制液流只能沿一個方向流動而不能倒流。單向閥的結構是液壓元件中的一種基本結構，許多復雜的液壓部件最終都能分解為一個個的單向閥結構，所以單向閥在液壓產品中應用廣泛，其自身特性所帶來的一些問題經常成為液壓產品的故障點。本文將探討單向閥使用過程中經常出現的“嘯叫”問題，對“嘯叫”產生的原因及解決方法進行研究。

1 “嘯叫”產生的原因分析

在液壓系統中，“嘯叫”是指液壓產品在正常工作過程中發出刺耳叫聲的現象。這種叫聲是由于產品中某個部件發生了高頻振動產生的，如果不消除這種振動，將會降低產品使用壽命，同時，會對產品的功能、性能產生影響。

單向閥主要由閥體、閥芯和彈簧組成，如圖1所示。閥芯有球閥式和錐閥式兩種結構。球閥式單向閥結構簡單，易于制造，但在長期使用中鋼球表面與閥座接觸處易于磨損而出現凹痕，一旦鋼球發生轉動便會失去密封性。在這一方面，錐閥式單向閥具有優越性，所以錐閥式是單向閥設計中的首選結構。

單向閥中的閥芯有一定的質量，它與彈簧一起組成了一個“質量-彈簧”振動系統，引起這個振動系統發生振動的原因無非兩種情況：一是外部因素引起，即共振；另一種是由于自身特性引起，即自振。

圖1 錐閥式單向閥結構示意圖

單向閥中的閥芯有一定的質量，它與彈簧一起組成了一個“質量-彈簧”振動系統，引起這個振動系統發生振動的原因無非兩種情況：一是外部因素引起，即共振；另一種是由于自身特性引起，即自振。

當外加在振動系統上的能量源的頻率與該系統的固有頻率成整數倍關系時，即會發生共振。錐閥式單向閥的固有頻率可按如下推導[1]。如圖1所示，其開口截面積可近似表示為：

式中，f為開口截面積；d′為開口中徑，d′=(d1+d)/2；x為閥芯開度；α為錐閥角度。

另外，根據薄壁小孔節流原理：

式中，Q為通過開口的流量；C為流量系數；ρ為液體密度；Δρ為閥芯前后壓差。

由式（2）得到：

式中，A=(Q2/2(Cπd′sinα)2)(當Q一定時A為常數)；x為閥芯的開度。

在忽略液動力和摩擦力情況下，在開度為x0的工作點上，依據力平衡方程得到閥芯運動微分方程的增量式為：

式中，m為閥芯質量與1/3彈簧質量之和；F為閥芯承受壓力差的有效面積；K為彈簧剛度。

式（5）左邊第一項為慣性力，第二項為液壓力，第三項為彈簧力。將式（4）代入式（5）得到：

式（6）即為“質量-彈簧”振動系統的無阻尼振蕩的運動微分方程，其振蕩頻率ω可表示為：

將式（3）代入式（7）得：

為避免出現共振，在工程設計時，就必須使這個固有頻率與泵或其它振動源的頻率錯開。

單向閥另一種可能出現的振動是自振，即由閥本身特性帶來的自激振動。根據（3）式知道，液體通過單向閥時受到局部阻力，產生節流損失為：

式中，ζ(x)為阻力系數；p1、p2為閥芯節流前后壓力。阻力系數ζ(x)是閥芯開度x的函數。從式(9)可見，如果進口壓力p1為常數，Q不變，p2則完全決定于ζ (x)值。根據實際研究的結果[2]，ζ(x)與開度 x的關系曲線如圖 2所示。

圖2 阻力系數曲線

從圖2中可以看出，ζ(x)為非單調函數。圖中實線為閥芯沿打開方向運動時的ζ(x)值，虛線為閥芯沿關閉方向運動時的ζ(x)值。并且當x處于x1～x2范圍內，ζ(x)具有上升特性。即當x增大，ζ(x)也增大，這是一種不穩定狀態。這樣，在x1～x2范圍內工作時，閥芯就會產生自激振動。

自振產生過程描述如下：設工作點在x1～x2范圍內某一點。當有一擾動作用使 p2上升，閥芯便開始關閉。但由于x變小時ζ(x)下降，在p1和Q不變時，按式(9)p2卻會繼續上升。這就是說，在閥芯向下運動時有向下的附加力，即相當于負阻尼力。而當閥芯向上運動時，同理有向上作用的附加力，也相當于有負阻尼力。這就相當于對閥的“質量—彈簧”振動系統中加進了能量，使閥芯開度處于x1～x2范圍內不能穩定，不論是沿打開方向還是沿關閉方向運動都要沖出這個范圍，直至加進的能量和耗散的能量相等，振幅不再擴大而保持等幅振動。這樣就出現自振。

要避免這種自振，應使阻力系數ζ(x)在工作范圍內具有單調下降的特性，即ζ(x)隨x加大而單調下降，要避免x進入x1～x2范圍內工作。

2 試驗驗證

為驗證上述分析的正確性，以某型產品為基礎，進行了開度與“嘯叫”現象關系的試驗驗證。首先，根據產品結構，加工了五種不同尺寸的彈簧座，用于限制活門的開度為1.5、1.0、0.8、0.5和0.4五種數值，在相同試驗條件下，對5組試驗件進行試驗，統計產品50次工作中出現“嘯叫”的次數，試驗結果見表1。

表1 不同開度條件下“嘯叫”次數統計表

試驗中，所用管路以及活門的開口截面積足以滿足流量的要求，所以保證了試驗的流量穩定不變，從試驗結果我們可以看出：在相同試驗條件下，隨著活門開度的減小，單向閥出現“嘯叫”現象的次數逐漸減小，尤其是在活門開度小到一定程度后，“嘯叫”的次數發生驟減，這說明活門開度對單向閥的“嘯叫”有直接影響，而且阻力系數曲線中的拐點應該是存在的。但是，在隨后的多次試驗中，嘗試將活門開度繼續減小，但“嘯叫”偶爾還是會有一到兩次，這說明只是限制開度不能完全消除“嘯叫”。經分析知單向閥特性得出如下結論：根據式（6）可知，“質量-彈簧”振動系統是一個無阻尼二階系統，該系統的單位階躍響應是一個具有頻率為固有頻率ωn的等幅振蕩[3]，也就是說當有外界擾動能量加入該系統時就有可能引發系統的不衰減振動，引發“嘯叫”，對活門開度進行限位只是用外力降低“嘯叫”發生的概率，系統的結構參數并沒有改變，不能從根本上解決問題。根除“嘯叫”現象必須改變“質量-彈簧”振動系統的結構，將無阻尼二階系統改變為欠阻尼二階系統，這樣一來當有擾動能量進入系統后就會在阻尼的作用下被消耗掉，從而避免發生振動。

3 “嘯叫”的解決方法

為避免“嘯叫”現象的發生，就必須消除閥芯振動。對于由外部引發的共振，由式（8）可看出，改變振動系統的固有頻率的最簡單途徑就是改變彈簧剛度K，對于沒有活門開啟壓力的單向閥來說，彈簧的剛度可設計的很小，只要能克服閥芯的摩擦力就可以了。而對于有活門開啟壓力要求的單向閥來說，彈簧剛度就要設計得大一些。彈簧剛度與彈簧鋼絲的材料、直徑和有效圈數等參數有關，在產品設計空間和性能要求的前提下需要合理選擇彈簧的各參數，使得“質量-彈簧”振動系統的固有頻率錯開液壓源的頻率。

對于由內部因素引發的自振，從上面自振產生的原因分析和試驗結果得知，控制活門的開度x，使之不在x1～x2范圍內，可有效降低“嘯叫”發生的次數。控制活門開度最簡便的辦法就是利用彈簧座將活門限位，而活門最大開度可用式(1)計算，如圖1所示，閥開口的最大截面積為：

得到：

令fmax=f，可得出

根據活門最大開度，設計彈簧座的尺寸進行限位，即可有效減弱閥的“嘯叫”。若要消除“嘯叫”現象的發生，必須改變“質量-彈簧”振動系統的結構，也就是將無阻尼二階系統改變成欠阻尼二階系統，必須在系統中增加阻尼，最直接的方法是在活門上增加阻尼孔，阻尼孔的大小取決于單向閥結構參數。增加了阻尼的系統變為欠阻尼二階系統，系統的阻尼比ζ可由式（16）計算。

式中，λ為阻尼系數；m為閥芯質量與1/3彈簧質量之和；K為彈簧剛度。

通過阻尼比ζ確定阻尼系數λ，從而確定阻尼孔的大小。系統阻尼比ζ應在0～1取值，阻尼比ζ越大，響應的振蕩傾向越弱，平穩性越好，但系統響應遲鈍，快速性差；阻尼比ζ越小，振蕩越強，平穩性越差，響應的起始速度較快。但因為振蕩強烈，衰減緩慢，調節時間亦長，快速性也不好，所以要選擇合適的阻尼比ζ，一般選擇最佳阻尼比ζ=0.707。

4 結束語

單向閥在工作過程中的振動與彈簧剛度、活門開度等結構參數有直接關系。為避免閥芯振動和“嘯叫”現象的發生，要合理設計單向閥各結構參數，最好利用軟件進行充分仿真，找出最為合理的結構參數，再進行工程設計。

[1]李玉琳. 液壓元件與系統設計[M]. 北京: 北京航空航天大學出版社, 1991.

[2]李培滋, 王占林. 飛機液壓傳動與伺服控制[M]. 北京: 國防工業出版社, 1979

[3]胡壽松. 自動控制原理[M]. 第四版. 北京: 科學出版社, 2001.

[4]師好智, 萬曼影, 劉學軍, 等. 單向活門充氣振動的建模與仿真[J]. 計算機仿真, 2006, 23(6): 289-291, 311.

[5]冀宏, 傅新, 楊華勇, 等. 節流槽型閥口噪聲特性試驗研究[J]. 機械工程學報, 2004, 40(11): 42-46.

Research on Howling in Cone-valve Typed One-way Valve

GUO Jian, XU Jia-long
(Aeronautics Military Representative Office of Navy in Nanjing Area, Jiangsu Nanjing 210002, China)

To solve the howling problem in hydraulic one-way valve, the configuration of the cone-valve typed one-way valve is studied, and the motion of the valve core is analyzed. According to the motion equations of the valve core, the influences of the structural parameters of one-way valve on the valve core vibration are obtained. The methods for suppressing the core vibration are given in this paper.

cone valve; one way valve; howling

TH12

A

郭?。?963-），男，高級工程師。主要從事航空液壓伺服控制專業研究。