鍋爐蛇形管彎管機(jī)用電液換向閥液動(dòng)力影響因素仿真分析

胡旭明，劉昱杰

(中國特種設(shè)備檢測研究院，北京 100029)

0 引言

蛇形管彎管機(jī)是國內(nèi)首次自行設(shè)計(jì)制造的計(jì)算機(jī)數(shù)字控制的蛇形管左右回轉(zhuǎn)式頂鐓彎管機(jī)，是加工大型電站鍋爐的重要設(shè)備。該機(jī)采用液壓傳動(dòng)及伺服與PC控制技術(shù)，自動(dòng)完成送料、夾緊和彎管加工[1]。其主要工作部分液壓伺服控制回路控制精度決定于關(guān)鍵元件電液換向閥的性能。電液比例換向閥是電液比例系統(tǒng)中重要的液壓元件，主要用于控制液壓系統(tǒng)的流量，使輸出流量與輸入的電信號成比例。當(dāng)需要液壓系統(tǒng)的流量精確跟隨控制信號變化時(shí),液動(dòng)力成了關(guān)鍵影響因素[2-3]。國內(nèi)外許多學(xué)者對液動(dòng)力進(jìn)行了深入研究。吳小鋒等[4]通過計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)方法對液壓換向閥受到的瞬態(tài)液動(dòng)力進(jìn)行研究,以減小噪聲因子對瞬態(tài)液動(dòng)力的影響; KRISHNASWAMY K等[5]對大流量多位電液換向閥的液動(dòng)力進(jìn)行研究,通過理論、CFD 仿真和試驗(yàn)相結(jié)合的方法,利用液動(dòng)力來提高電液換向閥的靈敏性。劉曉紅等[6]建立了具有配合間隙的閥芯CFD 模型,仿真與試驗(yàn)結(jié)果表明,流體在滑閥節(jié)流口的能量損失會(huì)使油溫升高、閥芯膨脹,閥芯與閥體之間的配合間隙減小,最終導(dǎo)致閥芯卡滯。綜上,學(xué)者們對于定量分析徑向間隙等關(guān)鍵參數(shù)對電液比例換向閥液動(dòng)力的影響研究較少。

鑒于此，本文以鍋爐蛇形管彎管機(jī)用電液換向閥為例，建立其仿真模型，仿真分析了不同徑向間隙等參數(shù)對閥液動(dòng)力的影響。

1 電液換向閥工作原理

圖1為電液換向閥結(jié)構(gòu)圖。先導(dǎo)閥采用兩個(gè)三通比例減壓閥。工作時(shí)，先導(dǎo)閥接受外加電信號并由比例放大器放大，作用在比例電磁推桿上，所形成的先導(dǎo)推力驅(qū)動(dòng)先導(dǎo)閥芯移動(dòng)，先導(dǎo)油源經(jīng)先導(dǎo)閥輸出液壓力，進(jìn)而驅(qū)動(dòng)主閥芯軸向運(yùn)動(dòng)，直到主閥液動(dòng)力與彈簧力平衡，主閥芯靜止，其位移比例與電磁鐵輸入電流成比例。當(dāng)主閥液動(dòng)力因?yàn)橥饧迂?fù)載變化而發(fā)生變化時(shí)，主閥受控腔將壓力變化反饋至先導(dǎo)閥，先導(dǎo)閥通過其壓力補(bǔ)償作用，調(diào)節(jié)先導(dǎo)閥節(jié)流口面積大小來穩(wěn)定受控即先導(dǎo)閥出口壓力，進(jìn)而使系統(tǒng)流量穩(wěn)定。

1—主閥彈簧；2—受控腔；3—主閥芯；4—閥體調(diào)節(jié)閥；5—電磁鐵；6—先導(dǎo)閥閥芯；7—先導(dǎo)閥閥體。

2 考慮徑向間隙的液動(dòng)力方程推導(dǎo)

研究表明，實(shí)際穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力受徑向間隙和工作邊圓角的影響，徑向間隙和工作邊圓角使閥口的過流面積增大，從而使液動(dòng)力增大。

圖2為電液比例閥閥口示意圖。

圖2 電液比例閥閥口示意圖

在不考慮徑向間隙時(shí)，滑閥閥口的有效通流面積為

A1=πdsΔx

(1)

考慮徑向間隙時(shí)滑閥閥口的有效通流面積為[7]

(2)

式中：rc為圓角半徑；dc為閥芯和閥套之間的間隙；d為閥套直徑；Δx為閥負(fù)重疊量。

本例中，以電磁鐵a得電，B口減壓，A口回油；電磁鐵b得電，A口減壓，B口回油運(yùn)行工況為例，可得出考慮間隙的液動(dòng)力方程：

(P-PB)cosθ

(3)

3 建模及仿真分析

3.1模型建立

根據(jù)電液換向閥的工作原理，利用AMESim[8]仿真軟件，建立閥及回路AMESim仿真模型，如圖3所示。

圖3 電液換向閥換向回路AMEsim模型

3.2 參數(shù)設(shè)置

在AMESim參數(shù)模式下，根據(jù)閥實(shí)際結(jié)構(gòu)，設(shè)定閥參數(shù)如表1所示。其他參數(shù)保持默認(rèn)。

表1 參數(shù)設(shè)置表

3.3 仿真分析

設(shè)定先導(dǎo)閥的電磁鐵a輸入信號在0～10 s為30 Hz。設(shè)置仿真時(shí)間為10 s，仿真步長為0.01 s，進(jìn)行仿真分析，得到液壓缸速度曲線如圖4所示。

圖4 液壓缸速度曲線

液壓缸運(yùn)動(dòng)速度計(jì)算公式為

(4)

將表1中液壓缸活塞直徑25 mm代入式(4)，計(jì)算得出液壓缸的運(yùn)動(dòng)速度為0.153 m/s，仿真結(jié)果與之基本一致，證明了所建立模型的正確性和精確性。

1)徑向間隙對閥液動(dòng)力響應(yīng)影響分析

通過AMESim批處理功能，設(shè)定主閥徑向間隙分別為0.01 mm、0.05 mm、0.10 mm、0.50 mm進(jìn)行仿真，得到不同徑向間隙下主閥閥芯所受液動(dòng)力變化曲線如圖5所示。由仿真結(jié)果可以看出，隨著系統(tǒng)設(shè)定主閥徑向間隙增加，主閥液動(dòng)力逐漸增加，間隙由0.01 mm增加到0.50 mm時(shí)，主閥液動(dòng)力由0.029 N增加到0.032 N。同時(shí)隨著徑向間隙的增加，在階躍響應(yīng)信號輸入下，主閥液動(dòng)力瞬時(shí)峰值也有所增加。

圖5 不同徑向間隙下液動(dòng)力變化曲線

2)主閥閥套直徑對閥液動(dòng)力影響分析通過AMEsim批處理功能，設(shè)定主閥閥套直徑分別為20 mm、15 mm、10 mm，主閥徑向間隙為0.1 mm進(jìn)行仿真，得到不同閥套直徑下主閥液動(dòng)力變化曲線如圖6所示。由仿真結(jié)果可以看出，當(dāng)主閥徑向間隙一致，隨著主閥閥套直徑的降低，主閥液動(dòng)力急劇增加，主閥閥套直徑由20 mm降低到10 mm時(shí)，主閥液動(dòng)力由0.029 N增加至0.794 N。

圖6 不同主閥閥套直徑下液動(dòng)力曲線

3)系統(tǒng)流量對閥液動(dòng)力影響分析

通過AMESim批處理功能，設(shè)定系統(tǒng)的流量分別為4.5 L/min、9.0 L/min、13.5 L/min、45.0 L/min，徑向間隙為0.1 mm，閥套直徑為20 mm，進(jìn)行仿真，得到不同系統(tǒng)流量下主閥液動(dòng)力變化曲線如圖7所示。由仿真結(jié)果可以看出，當(dāng)主閥徑向間隙一致，隨著系統(tǒng)流量的增加，主閥液動(dòng)力急劇增加，系統(tǒng)流量由4.5 L/min增加到45.0 L/min時(shí)，主閥液動(dòng)力由0.029 N增加至1.99 N。

圖7 不同系統(tǒng)流量時(shí)主閥液動(dòng)力曲線

4 結(jié)語

本文針對穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力影響電液換向閥響應(yīng)時(shí)間、換向精度等主要性能參數(shù)的問題，以鍋爐蛇形管彎管機(jī)用電液換向閥為例，推導(dǎo)并建立了考慮徑向間隙液壓動(dòng)力方程，并利用AMESim建立其仿真模型，仿真分析了不同徑向間隙，閥套直徑、系統(tǒng)流量對閥液動(dòng)力的影響。得到如下研究結(jié)果。

1)隨著系統(tǒng)設(shè)定主閥徑向間隙增加，主閥液動(dòng)力逐漸增加，間隙由0.01 mm增加到0.50 mm時(shí)，主閥液動(dòng)力由0.029 N增加到0.032 N。

2)隨著主閥閥套直徑的降低，主閥液動(dòng)力急劇增加，主閥閥套直徑由20 mm降低到10 mm時(shí)，主閥液動(dòng)力由0.029 N增加至0.794 N。

3)隨著系統(tǒng)流量的增加，主閥液動(dòng)力急劇增加，系統(tǒng)流量由4.5 L/min增加到45.0 L/min時(shí)，主閥液動(dòng)力由0.029 N增加至1.99 N。

研究結(jié)果為電液換向閥的優(yōu)化設(shè)計(jì)和研究提供了一定的理論依據(jù)。