劉智鍵

(中國地質(zhì)調(diào)查局 北京探礦工程研究所, 北京 100083)

引言

高壓氣動(dòng)領(lǐng)域是一個(gè)重要發(fā)展方向,其不僅可以提高氣動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性,而且減少了組件和安裝空間的大小[1]。高壓氣動(dòng)減壓閥是高壓氣動(dòng)系統(tǒng)的重要組成元件[2],其作用是維持出口壓力[3], 廣泛應(yīng)用于航空航天領(lǐng)域。將某型高壓氣動(dòng)減壓閥應(yīng)用于液壓系統(tǒng)中,可實(shí)現(xiàn)控制壓力范圍在0.1～0.35 MPa,流量范圍0.05～0.2 L/min的穩(wěn)定控制。

以往學(xué)者對氣動(dòng)減壓閥的研究主要有:David J.Kukulka[4]對活塞式高壓氣動(dòng)減壓閥進(jìn)行數(shù)值仿真,得出氣壓波動(dòng)幅度可通過精心確定限流孔的大小和位置加以控制,上、下游容腔的大小和連通方式對氣壓響應(yīng)有重要影響。SAM O Saifullah[5]設(shè)計(jì)一款應(yīng)用于機(jī)械人系統(tǒng)中的小型氣動(dòng)減壓閥,通過仿真與試驗(yàn)獲得滿意的性能。徐志鵬[6]提出一種高壓氣動(dòng)比例減壓閥,在介紹結(jié)構(gòu)及工作原理的基礎(chǔ)上分析了該減壓閥的特點(diǎn),利用AMESim建立了考慮氣源壓力和負(fù)載流量波動(dòng)的仿真模型。訚耀保[7]通過(CFD)方法得到高壓氣動(dòng)減壓閥流場分布的數(shù)據(jù), 為減壓閥和錐形閥芯等形狀與結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供理論依據(jù)。馬俊功[3]設(shè)計(jì)一種智能氣動(dòng)壓力調(diào)節(jié)系統(tǒng),對其特性分析并提出壓力控制算法。Tomonori Kato[2]和賴林[8]主要針對氣體減壓閥振動(dòng)故障進(jìn)行分析和研究。王濤[9]提出一種對氣動(dòng)減壓閥流量特性進(jìn)行連續(xù)測量的方法。

目前,高壓氣動(dòng)減壓多集中在電比例控壓和流體計(jì)算仿真研究,而對高壓氣動(dòng)減壓閥應(yīng)用在液壓系統(tǒng)中的特性分析鮮見研究。本研究利用活塞式氣動(dòng)減壓閥的節(jié)流特性將其應(yīng)用于液壓系統(tǒng)中,實(shí)現(xiàn)液壓系統(tǒng)的小壓力和小流量可控,并采用理論分析和仿真試驗(yàn)相結(jié)合的方法,分析高壓氣動(dòng)減壓閥在液壓系統(tǒng)中的特性。通過關(guān)鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)化對比研究,更好地研究參數(shù)對閥在液壓系統(tǒng)中的影響程度。

1 工作原理和結(jié)構(gòu)參數(shù)

1.1 工作原理

氣動(dòng)減壓閥受壓部分的結(jié)構(gòu)有活塞式和膜片式兩種,膜片式?jīng)]有機(jī)械摩擦,具有高精度和高敏感性,但不能應(yīng)用于高壓氣動(dòng)系統(tǒng)中;活塞式具有抗干擾能力強(qiáng),可應(yīng)用于高壓系統(tǒng)中。

如圖1所示為某型兩通高壓活塞式氣動(dòng)減壓閥結(jié)構(gòu)圖,該閥進(jìn)口最高壓力為41.4 MPa,出口壓力為0～1.5 MPa。兩通減壓閥當(dāng)出口壓力達(dá)到設(shè)定壓力后減壓閥關(guān)閉[11]。高壓活塞式氣動(dòng)減壓閥是通過主閥2與閥座3構(gòu)成的錐環(huán)型節(jié)流效應(yīng),將進(jìn)口壓力p1降至設(shè)定所需的出口壓力p2,并且能在進(jìn)口壓力和流量變化時(shí),利用主閥彈簧1、調(diào)壓彈簧6、主閥2和閥座3共同作用保持出口壓力p2基本不變。通過是改變減壓閥的節(jié)流面積,使氣流流過閥節(jié)流部位的流動(dòng)速度及氣流自身動(dòng)能改變,從而引起不同的壓力損失,以達(dá)到減壓目的[10]。主閥彈簧1的作用是迫使主閥2與閥座3接觸。當(dāng)負(fù)載側(cè)(出口處)壓力低于目標(biāo)壓力時(shí),主閥1與閥座3打開,并實(shí)現(xiàn)節(jié)流控制;當(dāng)負(fù)載側(cè)壓力增加將導(dǎo)致活塞8上提,以減少主閥2與閥座3過流面積,進(jìn)而降低負(fù)載側(cè)壓力;當(dāng)負(fù)載側(cè)壓力超過目標(biāo)值后,主閥1與閥座3關(guān)閉。

1.主閥彈簧 2.主閥 3.閥座 4.連接器 5.調(diào)壓旋鈕 6.調(diào)壓彈簧 7.活塞密封圈 8.活塞 9.閥體圖1 高壓活塞式氣動(dòng)減壓閥Fig.1 High pressure piston pneumatic pressure reducing valve

1.2 主要結(jié)構(gòu)參數(shù)

高壓氣動(dòng)減壓閥結(jié)構(gòu)圖1可簡化為圖2和圖3,圖2為減壓閥結(jié)構(gòu)簡化圖,圖3為減壓閥節(jié)流減壓剖面圖,其主要結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。

表1 高壓活塞式氣動(dòng)減壓閥初始結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab.1 Initial structural parameters of high pressure piston pneumatic pressure reducing valve

1.主閥彈簧 2.主閥 3.閥座 4.連接器 5.活塞 6.活塞密封圈 7.調(diào)壓彈簧圖2 高壓活塞式氣動(dòng)減壓閥結(jié)構(gòu)簡化圖Fig.2 Simplified structure of high pressure piston pneumatic pressure reducing valve

圖3 節(jié)流減壓剖面圖Fig.3 Profile of throttling and decompression

2 減壓閥數(shù)學(xué)模型

高壓活塞式氣動(dòng)減壓閥以氣體為介質(zhì)特性分析,文獻(xiàn)[4]中已進(jìn)行了詳盡表述。本研究將以液體為介質(zhì),分析該閥在液壓系統(tǒng)中的特性,分別建立主閥受力平衡方程、活塞受力平衡方程和流量連續(xù)方程。

主閥受力平衡方程:

(1)

式中,m1—— 主閥質(zhì)量,kg

x—— 主閥位移,mm

β—— 引力角,(°)

Fo—— 油液作用在主閥芯上的力,N

k1—— 主閥彈簧剛度,N/mm

x1—— 主閥彈簧預(yù)緊位移,mm

Fc—— 主閥與活塞相互作用力,N

Kv1—— 主閥阻尼系數(shù)

活塞受力平衡方程:

(2)

式中,m2—— 活塞質(zhì)量,kg

Ap—— 油液作用在活塞上的面積,mm2

patm—— 大氣壓力,MPa

p2—— 減壓閥出口壓力,MPa

k2—— 調(diào)壓彈簧剛度,N/mm

x2—— 調(diào)壓彈簧預(yù)緊位移,mm

Ffr—— 活塞密封圈摩擦力,N

Kv2—— 活塞阻尼系數(shù)

作用在主閥上的液體力Fo為:

(3)

式中,p1—— 減壓閥入口壓力,MPa

p2—— 減壓閥出口壓力,MPa

p0—— 節(jié)流減壓處平均力,N

d1—— 主閥直徑,mm

dp—— 主閥節(jié)流減壓處入口直徑,mm

da—— 主閥節(jié)流減壓處出口直徑,mm

dr—— 主閥閥針直徑,mm

fjet—— 主閥液動(dòng)力,N

通過氣動(dòng)減壓閥節(jié)流口的質(zhì)量流量有亞音速流動(dòng)和超音速流動(dòng)兩種形式[12],而在液壓系統(tǒng)中,液體流速不易出現(xiàn)超音速流動(dòng),本閥屬于內(nèi)流式流動(dòng)[13],故減壓閥流量連續(xù)方程如下:

(4)

(5)

由式(4)和式(5)合并后,得式(6):

(6)

由式(6)可知,減壓閥壓力流量與閥芯位移x、主閥錐角σ、主閥節(jié)流減壓處出口直徑da和流量系數(shù)Cv有關(guān),故有Cv得[14]:

(7)

3 特性研究

本研究根據(jù)圖1高壓活塞式氣動(dòng)減壓閥(以下簡稱:氣動(dòng)減壓閥)結(jié)構(gòu)參數(shù)在AMESim軟件中建立高壓活塞式氣動(dòng)減壓閥仿真模型,如圖4所示,并按表1所示參數(shù)設(shè)置仿真邊界條件,通過此仿真模型對高壓活塞式氣動(dòng)減壓閥在液壓系統(tǒng)中的特性進(jìn)行深入研究。在研究整個(gè)過程中,假定減壓閥出口后端的負(fù)載結(jié)構(gòu)尺寸相關(guān)參數(shù)不變;液壓介質(zhì)不可壓縮;閥內(nèi)相關(guān)固定容積不定。

圖4 高壓活塞式氣動(dòng)減壓閥仿真模型Fig.4 Simulation model of high pressure piston pneumatic pressure reducing valve

3.1 氣動(dòng)與液壓系統(tǒng)性能差異研究

高壓活塞式氣動(dòng)減壓閥的最重要的性能指標(biāo)是壓力-流量特性,即在控制流量范圍內(nèi)控制壓力的變化特性[9]。圖5a為某品牌高壓活塞式氣動(dòng)減壓閥樣本中出口壓力p2與流量特性曲線,測試介質(zhì)為氮?dú)?。圖5b為此閥在液壓系統(tǒng)中壓力流量曲線,其中流量為系統(tǒng)供應(yīng)流量,并不是實(shí)現(xiàn)通過減壓閥的流量,由于液壓系統(tǒng)中液壓油介質(zhì)的不可壓縮性(邊界條件設(shè)定),實(shí)際通過閥體的流量不超過8 L/min。

圖5 氣動(dòng)減壓閥在氣動(dòng)系統(tǒng)和液壓系統(tǒng)中壓力與流量特性曲線Fig.5 Pressure and flow characteristic curves of pressure reducing valve in pneumatic system and hydraulic system

在氣動(dòng)系統(tǒng)中,隨著通過氣流流量的不斷增加,減壓閥出口壓力隨之降低;起初當(dāng)入口壓力為20.7 MPa時(shí),減壓閥出口壓力略高于當(dāng)入口壓力為41.5 MPa,這個(gè)特性與液壓系統(tǒng)相同,但當(dāng)氣體流量超過350 L/min 后,入口壓力為20.7 MPa的減壓閥出口壓力略低于當(dāng)入口壓力為41.5 MPa的出口壓力,當(dāng)氣體流量超過700 L/min后,閥的出口壓力兩者出現(xiàn)明顯差異。由式(6)可知,是由于Cv變化所致。液壓系統(tǒng)中,當(dāng)Δp為定值后,Cv為常數(shù),所以閥的通流能力不超過8 L/min,減壓閥出口壓力曲線也如圖5b所示。

3.2 基本性能研究

1) 動(dòng)態(tài)特性

按表1參數(shù)設(shè)定仿真模量各項(xiàng)參數(shù),其中調(diào)壓彈簧預(yù)緊力F2為500 N定值,減壓閥入口壓力p1為0～42 MPa。主閥閥芯位移和閥出口壓力隨閥入口壓力變化曲線,如圖6所示。初始主閥閥芯位移為4 mm(最大位移),這是由于調(diào)壓彈簧預(yù)緊力F2=500 N,將主閥壓至最大位移處,隨著閥出口壓力p2不斷增加,出口壓力作用在活塞上移,主閥閥芯位移逐漸減小,閥的出口壓力也趨于平衡。隨著閥入口壓力不斷增加,閥出口壓力有逐漸下降趨勢,但變化較小,為0.2 MPa左右。

圖6 氣動(dòng)減壓閥動(dòng)態(tài)性能變化曲線Fig.6 Dynamic performance change curve of pneumatic pressure reducing valve

2) 調(diào)壓特性研究

氣動(dòng)減壓閥的調(diào)壓特性研究是在減壓閥入口壓力恒定時(shí),線性調(diào)整調(diào)壓彈簧力,對閥出口壓力、流量變化規(guī)劃的研究,亦是檢驗(yàn)閥可調(diào)可控性的最基本的研究。將減壓閥入口壓力p1設(shè)定為42 MPa,調(diào)壓彈簧力F2由0調(diào)至600 N,閥的對應(yīng)壓力、流量曲線如圖7a和圖7b所示。

圖7 氣動(dòng)減壓閥調(diào)壓特性曲線Fig.7 Pressure regulating characteristic curve of pneumatic pressure reducing valve

由圖7a可知,當(dāng)調(diào)壓彈簧力大于5 N時(shí),閥出口壓力隨調(diào)壓彈簧力呈線性增加,最小線性可控制出口壓力在0.01 MPa以內(nèi);當(dāng)調(diào)壓彈簧力小于5 N時(shí),由于此時(shí)主閥閥芯2與閥座3接觸關(guān)閉,閥出口壓力為零。由圖7a和圖7b局部放大圖可知,5 N為氣動(dòng)減壓閥開啟閥值,大小由主閥彈簧預(yù)緊力F1決定。由于氣動(dòng)減壓閥出口后端的負(fù)載結(jié)構(gòu)尺寸相關(guān)參數(shù)不變,氣動(dòng)減壓閥流量隨調(diào)壓彈簧力變化曲線如圖7b所示,仿真曲線符合式(6)關(guān)系。

3.3 關(guān)鍵參數(shù)研究

1) 彈簧參數(shù)研究

彈簧和阻尼參數(shù)將影響閥的動(dòng)態(tài)響應(yīng)能力, 并有可能影響閥的穩(wěn)定性, 現(xiàn)就氣動(dòng)減壓閥內(nèi)兩種彈簧參數(shù)進(jìn)行研究。圖8是主閥2上所安裝的主閥彈簧剛度與閥出口壓力的關(guān)系曲線,氣動(dòng)減壓閥入口壓力p1由0～42 MPa,調(diào)壓彈簧預(yù)緊力F2為500 N定值,分別對主閥彈簧的預(yù)緊力和彈簧剛度進(jìn)行分析研究。

圖8 閥出口壓力與主閥彈簧參數(shù)關(guān)系Fig.8 Relationship between valve outlet pressure and main spring parameters

圖8a中主閥彈簧剛度k1為3 N/mm,主閥彈簧的預(yù)緊力分別為1, 3, 5 N,由圖8a可知,無論是動(dòng)態(tài)調(diào)壓變化過程中還是達(dá)到目標(biāo)壓力后,主彈簧預(yù)緊力對閥輸出口壓力影響不大。

圖8b中主閥彈簧預(yù)緊力F1為5 N,主閥彈簧的彈簧剛度分別為1, 3, 5, 20 N/mm,由圖8b可知,彈簧剛度不同對閥輸出口壓力影響不大,但在變化過程中還是有所區(qū)別,如圖8b中放大圖,彈簧剛度大響應(yīng)快,彈簧剛度小響應(yīng)慢。

圖9為閥出口壓力與調(diào)壓彈簧參數(shù)的關(guān)系圖,減壓閥入口壓力p1由0～42 MPa,圖9a中調(diào)壓彈簧剛度k2為39.5 N/mm,調(diào)壓彈簧的預(yù)緊力分別為0,50,150,300, 500 N,由圖可知,出口壓力穩(wěn)定曲線呈比例關(guān)系,調(diào)壓彈簧預(yù)緊力為0 N,閥出口壓力始終為0 MPa,主閥與閥座有很好的關(guān)閉性,圖7a亦已證明,這是內(nèi)流式流動(dòng)減壓閥的優(yōu)點(diǎn)所在。

圖9 閥出口壓力與調(diào)壓彈簧參數(shù)關(guān)系Fig.9 Relationship between valve outlet pressure and pressure regulating spring parameters

圖9b中調(diào)壓彈簧的預(yù)緊力F1為500 N, 調(diào)壓彈簧剛度分別為20, 39.5, 60 N/mm時(shí),由于可知調(diào)壓過程中與彈簧剛度基本無關(guān),穩(wěn)定后壓力有區(qū)別,彈簧剛度大穩(wěn)定壓力低,這可由式(2)證明,Fc為主閥與活塞相互作用力和Ffr為活塞密封圈摩擦力等值為定值,當(dāng)k2增大后,p2將隨之減小,仿真結(jié)果與理論相符。

2) 閥芯關(guān)鍵參數(shù)研究

主閥閥芯的關(guān)鍵參數(shù)為節(jié)流減壓處出口直徑da,其與閥座孔徑de、主閥節(jié)流減壓處入口直徑dp的關(guān)系式為de≤da≤dp,即1.5 mm≤da≤2.0 mm。將減壓閥入口壓力p1設(shè)定為42 MPa,調(diào)壓彈簧力F2由0調(diào)至160 N,da分別為1.5, 1.8, 2.0 mm,閥出口的對應(yīng)壓力、流量曲線如圖10a和圖10b所示。

由圖10a可知, 節(jié)流減壓處出口直徑變化與閥出口壓力隨調(diào)壓彈簧力增加呈線性變化。當(dāng)da=1.5 mm時(shí),最小可控穩(wěn)定壓力為0.2 MPa;當(dāng)da=1.8 mm時(shí),最小可控穩(wěn)定壓力為0.1 MPa;當(dāng)da=2.0 mm時(shí),最小可控穩(wěn)定壓力實(shí)現(xiàn)從0 MPa開始,即全域控制。

由圖10b可知,當(dāng)da=1.5 mm時(shí),最小可控穩(wěn)定流量為0.9 L/min;當(dāng)da=1.8 mm時(shí),最小可控穩(wěn)定流量為0.5 L/min;當(dāng)da=2.0 mm時(shí),最小可控穩(wěn)定流量為0 L/min開始,即全域控制。

綜上所述,此閥節(jié)流減壓處出口直徑da=2.0 mm時(shí),可實(shí)現(xiàn)微小流量和微小壓力的穩(wěn)定控制。此閥在液壓系統(tǒng)中,可實(shí)現(xiàn)控制壓力范圍在0.01～0.35 MPa、流量范圍0.05～0.2 L/min的穩(wěn)定控制,可用于航空類液壓閥(包括伺服閥和活門)的低壓(10 kPa)的密封性測試,還可用于污染度等傳感器的低流量(50 mL/min)調(diào)速控制。如需要進(jìn)行小流量或小壓力控制時(shí),可更換小范圍低剛度的調(diào)壓彈簧進(jìn)行精準(zhǔn)控制。

3.4 油液黏度對比研究

按表1參數(shù)設(shè)定仿真模量各項(xiàng)參數(shù),其中調(diào)壓彈簧預(yù)緊力F2為500 N定值,氣動(dòng)減壓閥入口壓力p1由0～42 MPa,并將系統(tǒng)液壓油的動(dòng)力黏度依次設(shè)為0.001,0.015,0.045 Pa·s,得主閥閥芯位移、閥出口壓力和閥入口壓力曲線,如圖11所示。

圖11 不同黏度對氣動(dòng)減壓閥動(dòng)態(tài)性能影響曲線Fig.11 Influence curve of different viscosity on dynamic performance ofpneumatic pressure reducing valve

由圖11可知,當(dāng)閥出口壓力未達(dá)到設(shè)定值時(shí),由于動(dòng)力黏度值不同導(dǎo)致閥出口壓力的不同。當(dāng)閥出口壓力達(dá)到設(shè)定值時(shí),動(dòng)力粘度值不再影響閥出口壓力。

4 結(jié)論

本研究以一種二通高壓活塞式氣動(dòng)減壓閥結(jié)構(gòu)形式為研究基礎(chǔ),將其應(yīng)用在液壓系統(tǒng)中,通過結(jié)構(gòu)形式分析,建立活塞式氣動(dòng)閥數(shù)學(xué)模型,并利用AMESim軟件搭建仿真模型,對其關(guān)鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)在液壓系統(tǒng)中特性進(jìn)行研究,得出以下幾點(diǎn)結(jié)論,并指導(dǎo)后續(xù)該類閥的設(shè)計(jì)研制:

(1) 二通高壓活塞式氣動(dòng)減壓閥在液壓系統(tǒng)中應(yīng)用時(shí),由于液壓油介質(zhì)的不可壓縮性,閥的通流量有限。同等條件下閥入口壓力高時(shí),閥的出口壓力反而略低。進(jìn)而可實(shí)現(xiàn)控制壓力范圍在0.01～0.35 MPa,流量范圍0.05～0.2 L/min的穩(wěn)定控制;

(2) 當(dāng)調(diào)壓彈簧力大于主閥彈簧預(yù)緊力時(shí),主閥被壓至最大位移處,隨著閥出口壓力p2不斷增加,出口壓力作用在活塞上移,主閥閥芯位移逐漸減小,閥的出口壓力也趨于平衡。隨著閥入口壓力不斷增加,閥出口壓力有逐漸下降趨勢,但變化較小;

(3) 此類閥出口壓力隨調(diào)壓彈簧力呈線性增加,主閥閥芯與閥座接觸關(guān)閉時(shí),閥出口壓力為0,這是內(nèi)流式流動(dòng)減壓閥的優(yōu)點(diǎn)所在,也不同傳統(tǒng)液壓減壓閥。亦可通過更換不同調(diào)壓范圍的調(diào)壓彈簧,可實(shí)現(xiàn)0.01 MPa的最小可控出口壓力;

(4) 主閥閥芯的關(guān)鍵參數(shù)為節(jié)流減壓處出口直徑da,直接影響閥出口最小流量和最小壓力的可控值。節(jié)流減壓處出口直徑da與節(jié)流減壓處入口直徑dp相等時(shí),可實(shí)現(xiàn)壓力和流量的全域控制,故主閥的加工裝配精度直接影響閥的最小可控值。故此閥可應(yīng)用于航空類液壓閥(包括伺服閥和活門)的低壓(10 kPa)的密封性測試,還可用于污染度等傳感器的低流量(50 mL/min)調(diào)速控制;

(5) 閥內(nèi)彈簧參數(shù)和系統(tǒng)介質(zhì)黏度影響閥的動(dòng)態(tài)性能,當(dāng)閥出口壓力穩(wěn)定后,彈簧參數(shù)和系統(tǒng)介質(zhì)黏度對閥出口壓力影響不大。