調(diào)速閥外控恒壓結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)及仿真分析

陶 柳，徐化文，李忠利

(四川省沖壓發(fā)動(dòng)機(jī)先進(jìn)制造技術(shù)工程實(shí)驗(yàn)室，四川 德陽(yáng) 618000)

引言

液壓傳動(dòng)系統(tǒng)中，調(diào)速閥是控制流量的主要元件，其原理是將節(jié)流口前、后壓力油分別引到定差式減壓閥閥芯的兩端，通過(guò)壓差產(chǎn)生的液壓推力和彈簧的彈力相平衡。當(dāng)節(jié)流口的出口壓力隨負(fù)載變化時(shí)，定差式減壓閥閥芯受力平衡被打破，閥芯移動(dòng)，通過(guò)定差式減壓閥閥芯移動(dòng)來(lái)改變減壓閥口開口度的大小進(jìn)行壓力補(bǔ)償，使定差式減壓閥閥芯移動(dòng)到一個(gè)新的平衡位置穩(wěn)定工作，保證節(jié)流口前、后壓差基本不變，進(jìn)而保證通過(guò)閥的流量恒定[1-3]。

但是定差式減壓閥閥芯上的彈簧的彈力并不是固定不變，其彈力與彈簧的壓縮量有關(guān)，而彈簧的壓縮量會(huì)隨定差式減壓閥閥芯的位置變化而變化，進(jìn)而使節(jié)流口前后壓力發(fā)生改變，最終影響通過(guò)閥的流量及執(zhí)行元件因素的穩(wěn)定性。因此，在速度控制精度要求特別高的場(chǎng)合，現(xiàn)有調(diào)速閥無(wú)法滿足其要求[4-7]。

鑒于此，設(shè)計(jì)了一種外控恒壓調(diào)速閥，對(duì)閥的動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行了分析，并利用AMESim仿真軟件建立了仿真模型，對(duì)比分析了兩種閥控液壓回路流量穩(wěn)定性，仿真結(jié)果表明，外控恒壓調(diào)速閥對(duì)系統(tǒng)流量穩(wěn)定性的提升有顯著作用。

1 外控恒壓調(diào)速閥結(jié)構(gòu)及回路工作原理

外控恒壓調(diào)速閥結(jié)構(gòu)及回路原理如圖1所示，結(jié)合以下工作過(guò)程中3種工作情況，具體分析了其工作原理。

1.液壓泵 2.溢流閥 3.外控恒壓調(diào)速閥 4.液壓缸 5.調(diào)節(jié)旋鈕 6.節(jié)流閥芯 7.節(jié)流閥彈簧 8.控制活塞 9.阻尼口 10.減壓閥芯圖1 外控恒壓調(diào)速閥結(jié)構(gòu)及回路原理圖Fig.1 Structure and circuit diagram of external control constant pressure speed control valve

(1) 負(fù)載不變。節(jié)流口開口度h2一定，負(fù)載恒定不變時(shí)，調(diào)速閥出油口壓力p3不變，調(diào)速閥的進(jìn)油口壓力p1為溢流閥調(diào)定值，減壓閥穩(wěn)定工作后，p2也穩(wěn)定不變，故根據(jù)閥芯的受力平衡方程得p2-p3=(p1×S1)/S。式中，S1為控制活塞作用面積，S為減壓閥芯有效作用面積。由于此時(shí)節(jié)流口開口度h2不變，節(jié)流口前、后壓差恒定不變，故流過(guò)節(jié)流口的流量不變，保證了液壓缸速度穩(wěn)定不變。

(2) 負(fù)載增加。負(fù)載增大，導(dǎo)致p3壓力升高，減壓閥閥口開口度h1增大，減壓作用減弱，p2增加，當(dāng)p2增加到滿足p2-p3=(p1×S1)/S時(shí)，減壓閥閥芯9在一個(gè)新的位置達(dá)到受力平衡，重新穩(wěn)定工作，保證了節(jié)流口前、后壓差恒定不變，此時(shí)若節(jié)流口的開口度h2不變，則流過(guò)節(jié)流口的流量不變，保證了液壓缸速度在負(fù)載增大時(shí)仍然穩(wěn)定不變。

(3) 負(fù)載降低。負(fù)載減小，導(dǎo)致p3壓力降低，減壓閥閥芯9向開口減小的方向移動(dòng)，其減壓作用增強(qiáng)，導(dǎo)致p2降低，當(dāng)p2降低到滿足p2-p3=(p1×S1)/S時(shí)，減壓閥閥芯9在一個(gè)新的位置達(dá)到受力平衡，保證了節(jié)流口前、后壓差恒定不變，此時(shí)若節(jié)流口的開口度h2不變，則流過(guò)節(jié)流口的流量不變，保證了液壓缸速度在負(fù)載減小時(shí)仍然穩(wěn)定不變。

2 外控恒壓調(diào)速閥控制回路數(shù)學(xué)模型分析

外控恒壓調(diào)速閥調(diào)速回路如圖1所示，通過(guò)減壓閥閥口的流量方程為[8-10]：

(1)

通過(guò)節(jié)流閥閥口的流量方程為：

(2)

式中，Q1——通過(guò)減壓閥閥口的流量

Q2——通過(guò)節(jié)流閥閥口的流量

C1——減壓閥閥口的流量系數(shù)

C2——節(jié)流閥閥口的流量系數(shù)

W1——減壓閥閥口的面積梯度

W2——節(jié)流閥閥口的面積梯度

m——減壓閥閥口的初始開口量

n——節(jié)流閥閥口的設(shè)定開口量

ρ——油液的密度

p1——調(diào)速閥的進(jìn)口壓力

p2——節(jié)流閥的入口壓力

p3——調(diào)速閥的出口壓力

忽略閥芯與閥體之間的摩擦力，則減壓閥閥芯的力平衡方程為：

p1×S1=S(p2-p3)+Fs

(3)

Fs=2C1CvW1m(p1-p2)cosθ

(4)

式中，S——減壓閥閥芯的有效作用面積

Fs——穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力

特應(yīng)性皮炎是一種慢性皮膚病,臨床上患者常常出現(xiàn)劇烈瘙癢、反復(fù)出現(xiàn)濕疹樣的皮膚損害等現(xiàn)狀,兒童是其主要發(fā)病群體。其中,1歲以內(nèi)的發(fā)病率高達(dá)60%[1]。通常,患兒常出現(xiàn)皮膚干燥、粗糙等早期臨床癥狀,但是濕疹樣的皮損還通常在患兒出生2個(gè)月后開出現(xiàn)。

Cv——流速系數(shù)

θ——液流流入減壓閥閥口的入流角

S1——控制活塞的有效作用面積

根據(jù)流量連續(xù)性方程：

Q1=Q2

(5)

對(duì)于圖中所示執(zhí)行元件而言，活塞的受力平衡方程為：

p3A=p4B+Fx

(6)

液壓缸活塞的運(yùn)動(dòng)速度為：

(7)

式中，A——液壓缸大腔的作用面積

B——液壓缸小腔的作用面積

p4——液壓缸小腔回油壓力

由上述回路特性方程可知，工作過(guò)程中，調(diào)速閥節(jié)流口壓差只與進(jìn)油口壓力相關(guān)，保持恒定不變，不受傳統(tǒng)調(diào)速閥補(bǔ)償彈簧壓縮量的影響，進(jìn)而提高了系統(tǒng)中速度控制精度。

3 AMESim仿真研究

3.1 模型建立

根據(jù)外控恒壓調(diào)速閥結(jié)構(gòu)及回路工作原理[11-14]，利用AMESim軟件搭建元件及回路仿真模型如圖2、圖3所示。

圖3 外控恒壓調(diào)速閥及回路AMESim仿真模型Fig.3 AMESim simulation model of external control constant pressure speed control valve and loop

3.2 參數(shù)設(shè)置

根據(jù)外控恒壓調(diào)速閥結(jié)構(gòu)及工作原理，設(shè)定AMESim各主要模塊的參數(shù)如表1所示，其他參數(shù)保持默認(rèn)。

表1 參數(shù)設(shè)置Tab.1 Parameter settings

3.3 仿真分析

1) 模型正確性及精確性驗(yàn)證

設(shè)定回路負(fù)載變化曲線如圖4所示，可變負(fù)載在0～10 s內(nèi)輸入信號(hào)由0 N線性增加到6000 N，仿真時(shí)間為10 s，仿真步長(zhǎng)為0.01 s，進(jìn)行仿真。仿真得到兩種調(diào)速閥回路節(jié)流閥口壓差及流量曲線如圖5、圖6所示。

圖4 液壓缸負(fù)載輸入變化曲線Fig.4 Input change curve of hydraulic cylinder load

圖5為傳統(tǒng)調(diào)速閥回路節(jié)流閥口壓差及流量變化曲線圖。由圖可知，隨著負(fù)載的變化，兩種調(diào)速閥回路節(jié)流口補(bǔ)償壓差基本保持1.50 MPa；兩種調(diào)速閥節(jié)流口流量保持24.5 L/min。節(jié)流閥口補(bǔ)償壓差和流量與實(shí)際工況一致。

圖5 傳統(tǒng)調(diào)速閥回路節(jié)流閥口壓差及流量變化曲線Fig.5 Pressure difference and flow change curve of throttle valve port in traditional speed control valve circuit

壓力補(bǔ)償壓差計(jì)算公式為：

(8)

并將表1中主閥彈簧預(yù)緊力的大小117 N、主閥閥芯直徑10 mm代入式(14)，計(jì)算得出減壓閥出口穩(wěn)定壓力為1.51 MPa，與仿真結(jié)果基本一致，證明了所建立模型的正確性和精確性。

2) 性能優(yōu)化提升驗(yàn)證

由圖5可知，節(jié)流閥口前后壓差隨著外負(fù)載的增加，由開始的1.50 MPa降低到1.32 MPa；節(jié)流口的流量由開始的24.5 L/min降低到23.0 L/min。

圖6為外控恒壓調(diào)速閥回路節(jié)流閥口壓差及流量曲線，由圖可知，節(jié)流閥口前后壓差隨著外負(fù)載的增加，保持1.50 MPa恒定不變；節(jié)流口的流量隨著外負(fù)載的增加保持24.5 L/min恒定不變。

圖6 外控恒壓調(diào)速閥回路節(jié)流閥口壓差及流量曲線Fig.6 Pressure difference and flow curve of throttle port of external control constant pressure speed control valve circuit

傳統(tǒng)調(diào)速閥利用壓力補(bǔ)償作用來(lái)保持其節(jié)流口前后的壓差不受負(fù)載變化的影響，進(jìn)而穩(wěn)定流量，然而其壓差并非絕對(duì)的恒定值，受到閥開口大小即補(bǔ)償彈簧壓縮量的影響，通過(guò)對(duì)比兩種調(diào)速閥動(dòng)態(tài)回路仿真模型中調(diào)速閥工作之后其節(jié)流口前后壓差及通過(guò)的流量隨線性變化負(fù)載的變化情況證明了外控恒壓調(diào)速閥對(duì)系統(tǒng)流量穩(wěn)定性的提升作用顯著。

3) 關(guān)鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化分析

外控恒壓調(diào)速閥中保持外控壓力恒定關(guān)鍵結(jié)構(gòu)為控制活塞前端阻尼孔，阻尼口直徑設(shè)置過(guò)大，將影響外控壓力的穩(wěn)定性；阻尼口直徑設(shè)置過(guò)小，能量損耗增加。因此利用AMESim后處理功能，設(shè)定控制活塞前端阻尼孔直徑為0.5，1.0，1.5，2.0 mm對(duì)控制活塞前端阻尼孔直徑優(yōu)化分析，研究其對(duì)閥流量特性的影響。仿真得到不同控制活塞前端阻尼孔直徑下，調(diào)速閥節(jié)流閥口流量曲線如圖7所示。

圖7 不同阻尼孔直徑下調(diào)速閥節(jié)流閥口流量變化曲線Fig.7 Change curve of throttle port of speed regulating valve under different diameter of damping hole

從仿真結(jié)果可知：隨著控制活塞前端阻尼孔直徑的增加，節(jié)流閥出口的流量保持24.5 L/min恒定不變；隨著控制活塞前端阻尼孔直徑的增加，節(jié)流閥口流量超調(diào)量逐漸增加，響應(yīng)時(shí)間逐漸減小：控制活塞前端阻尼孔直徑由0.5 mm增加到2.5 mm時(shí)，流量峰值由34.6 L/min增加至39.6 L/min，達(dá)到穩(wěn)定流量響應(yīng)時(shí)間由0.3 s降低到0.02 s；控制活塞前端阻尼孔直徑由2.0 mm增加到2.5 mm時(shí)，達(dá)到流量穩(wěn)定的時(shí)間基本不變，流量峰值由38.5 L/min增加至39.6 L/min。

4 結(jié)論

本研究設(shè)計(jì)了一種外控恒壓調(diào)速閥，對(duì)閥的動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行了分析，推導(dǎo)建立了系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型，利用AMESim仿真軟件建立了仿真模型，對(duì)比分析了兩種閥控液壓回路流量穩(wěn)定特性，得到如下結(jié)論：

(1) 通過(guò)對(duì)比分析的方法驗(yàn)證了模型的正確性及精確性，外載荷變化時(shí)該外控恒壓調(diào)速閥對(duì)系統(tǒng)流量穩(wěn)定性的提升作用顯著;

(2) 對(duì)閥關(guān)鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行了仿真優(yōu)化分析，得出隨著控制活塞前端阻尼孔直徑的增加，節(jié)流閥口流量超調(diào)量逐漸增加，響應(yīng)時(shí)間逐漸減小，并得出了該工況下阻尼孔直徑較優(yōu)值為2 mm。