超高壓位移隨動(dòng)式二通比例插裝閥結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計(jì)

李 昊，蔣東廷，田 月，薛雄偉，姚 靜

(1.燕山大學(xué) 車輛與能源學(xué)院，河北 秦皇島 066004； 2.燕山大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，河北 秦皇島 066004)

引言

在液壓系統(tǒng)中，當(dāng)壓力超過32 MPa時(shí)，通常就稱為超高壓[1]。超高壓液壓系統(tǒng)具有重量輕、體積小、功重比大等優(yōu)點(diǎn)，是液壓系統(tǒng)未來的發(fā)展方向之一[2-3]，在要求功重比大或特殊工藝的領(lǐng)域有所應(yīng)用，主要集中于大噸位壓機(jī)、石油化工等特殊領(lǐng)域。目前，力士樂研制了42 MPa的插裝閥，奧蓋爾公司研制了50 MPa和70 MPa兩個(gè)系列閥產(chǎn)品，成功應(yīng)用于各類超高壓系統(tǒng)，包括壓機(jī)、注塑機(jī)等。國內(nèi)也重視超高壓控制元件的研發(fā)，并列入國家強(qiáng)基計(jì)劃，支持國內(nèi)的企業(yè)與高校等研究機(jī)構(gòu)展開樣機(jī)的研發(fā)。

關(guān)于國外企業(yè)對超高壓插裝閥設(shè)計(jì)的相關(guān)資料，并未找到相關(guān)的報(bào)道。國內(nèi)機(jī)構(gòu)對超高壓控制元件的研究與生產(chǎn)集中于小流量領(lǐng)域，包括結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、建模分析、密封分析等方面[4-9]；對插裝閥的研究主要集中于常壓工況下，包括對閥口通流進(jìn)行流場分析，得出對流場的影響規(guī)律和流體對閥的作用力，提出合適的閥口結(jié)構(gòu)[10-12]；對插裝閥的建模、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和結(jié)構(gòu)優(yōu)化等方面的問題也有研究[13-19]。但以上研究都應(yīng)用于常壓工況。

比例插裝閥按照反饋形式可以分為4類，分別為位移-電反饋、位移-力反饋、位移-液壓反饋和位移隨動(dòng)式。對比上述四種結(jié)構(gòu)的插裝閥，發(fā)現(xiàn)位移隨動(dòng)式的結(jié)構(gòu)可以實(shí)現(xiàn)先導(dǎo)部分與主閥芯分離，使先導(dǎo)的控制效果受主閥部分的影響較小，適用于超高壓大流量的結(jié)構(gòu)。所以本研究選用位移隨動(dòng)式結(jié)構(gòu)的比例插裝閥進(jìn)行超高壓工況下的設(shè)計(jì)。

因此，將以63通徑位移隨動(dòng)式超高壓比例插裝閥為研究對象。首先，根據(jù)強(qiáng)度理論確定主閥部分的閥套尺寸，詳細(xì)分析主閥芯上三角形節(jié)流口的通流面積，確定主閥芯的外形尺寸，并根據(jù)響應(yīng)時(shí)間指標(biāo)確定主閥芯上的固定節(jié)流口和可變節(jié)流口尺寸；然后對先導(dǎo)部分進(jìn)行受力和運(yùn)動(dòng)狀態(tài)分析，確定先導(dǎo)活塞的結(jié)構(gòu)尺寸及內(nèi)部導(dǎo)油孔尺寸，并給出先導(dǎo)閥選取原則。研究結(jié)果可以為同類結(jié)構(gòu)閥的設(shè)計(jì)提供一些理論參考。

1 超高壓二通插裝閥簡介

1.1 位移隨動(dòng)插裝閥結(jié)構(gòu)

以位移隨動(dòng)式結(jié)構(gòu)的比例插裝閥為設(shè)計(jì)對象，插裝閥結(jié)構(gòu)如圖1所示。

主要零部件包括位移傳感器、上蓋、上彈簧座、彈簧、下彈簧座、導(dǎo)套、先導(dǎo)伺服閥、蓋板、先導(dǎo)活塞、過渡套、阻尼塞、閥套、導(dǎo)向環(huán)、主閥芯等。先導(dǎo)部分由伺服閥控制，上側(cè)加位移傳感器與先導(dǎo)閥形成閉環(huán)，控制導(dǎo)桿的精確位移。主閥則是由導(dǎo)桿與主閥芯構(gòu)成的B形半橋液壓回路。主閥芯上包括1個(gè)固定液阻，主閥與導(dǎo)桿之間形成1個(gè)可變液阻。通過導(dǎo)桿的移動(dòng)破壞液阻的平衡實(shí)現(xiàn)主閥芯的跟隨移動(dòng)。先導(dǎo)部分與主閥部分結(jié)構(gòu)通過間隙密封實(shí)現(xiàn)了高低壓的分離，可以實(shí)現(xiàn)低壓源對高壓的控制。

1.位移傳感器 2.上蓋 3.上彈簧座 4.彈簧 5.下彈簧座 6、8、10、13、14、15、17、19.密封圈 7.上蓋螺釘 9.導(dǎo)套 11.先導(dǎo)伺服閥 12.蓋板 16.先導(dǎo)活塞 18.過渡套 20.阻尼塞 21.閥套 22.導(dǎo)向環(huán) 23.主閥芯圖1 插裝閥結(jié)構(gòu)圖

1.2 工作原理

根據(jù)液壓的橋路理論，位移隨動(dòng)式插裝閥先導(dǎo)部分為典型的閥控缸結(jié)構(gòu)，主閥部分的油路實(shí)質(zhì)為B形半橋結(jié)構(gòu)，其原理如圖2所示。

圖2 位移隨動(dòng)式插裝閥原理圖

主閥芯的運(yùn)動(dòng)是靠控制先導(dǎo)活塞移動(dòng)改變B形半橋中的可變液阻而實(shí)現(xiàn)的。給定先導(dǎo)活塞向上的位移，可變液阻R2阻力值變小，通流能力增強(qiáng)，控制腔壓力pC變小，主閥芯受到向上的合外力開始向上運(yùn)動(dòng)。隨主閥向上運(yùn)動(dòng)，可變液阻的阻力值再次變增大，控制腔壓力pC升高，主閥芯受力達(dá)到新的平衡并停止運(yùn)動(dòng)，實(shí)現(xiàn)主閥芯的開啟與位移控制。同樣，先導(dǎo)活塞向下運(yùn)動(dòng)使可變液阻R2阻力值變小，控制腔壓力pC升高，主閥芯受到向上的合外力開始向上運(yùn)動(dòng)，實(shí)現(xiàn)主閥芯的關(guān)閉動(dòng)作。此外，關(guān)閉過程中，當(dāng)先導(dǎo)活塞運(yùn)動(dòng)較快，且先導(dǎo)活塞與主閥芯之間的距離較小時(shí)，會出現(xiàn)先導(dǎo)活塞位移小于主閥芯位移的趨勢，由于機(jī)械結(jié)構(gòu)的限制，先導(dǎo)活塞的位移不能小于主閥芯，所以會出現(xiàn)先導(dǎo)活塞推動(dòng)主閥芯一起運(yùn)動(dòng)的工況，此時(shí)可變節(jié)流口會完全關(guān)閉。

1.3 性能指標(biāo)要求

本閥應(yīng)用于70 MPa超高壓的系統(tǒng)控制中，閥的控制部分為普通比例閥，所以需要低壓的系統(tǒng)進(jìn)行外控。同時(shí)，參考同類通徑閥的通流能力與響應(yīng)時(shí)間等參數(shù)，最終確定此閥的設(shè)計(jì)指標(biāo)參數(shù)為：

額定壓力：70 MPa

先導(dǎo)壓力：14 MPa

公稱通徑：63 mm

響應(yīng)時(shí)間：80 ms

通流流量：1900 L/min (0.5 MPa壓降)

2 主閥結(jié)構(gòu)參數(shù)確定

為保證主閥小開口條件下的穩(wěn)定性與小流量的可控性，主閥芯上選用大三角口的開口形式。主閥部分的裝配圖，如圖3所示。主要確定尺寸包括過渡套外徑d1、閥套外徑d2、閥套內(nèi)徑d3、閥套小徑d4、閥芯上固定節(jié)流孔d5和可變節(jié)流孔d6。

圖3 主閥芯部分裝配圖

2.1 閥套結(jié)構(gòu)參數(shù)

本閥安裝符合標(biāo)準(zhǔn)GB/T 2877，因此，為保證閥的通用性，導(dǎo)套與過渡套的外形尺寸d1，d2可以由閥塊插裝孔的結(jié)構(gòu)確定。

插裝閥安裝后與閥塊的底部留有一定的間隙，閥套在軸向方向可以進(jìn)行變形與移動(dòng)，所以在此方向上不受力。閥套工作在最高70 MPa的壓力下，閥套應(yīng)力最大的工況為閥套外側(cè)受到最高壓力、內(nèi)側(cè)零壓工況。閥套在薄弱位置的受力示意圖如圖4所示，其中pb=70 MPa，pa=0。

圖4 閥套受力示意圖

根據(jù)材料力學(xué)知識，當(dāng)閥套受到外側(cè)壓力時(shí)，閥套上任意位置的軸向應(yīng)力與切向應(yīng)力分別為：

(1)

(2)

式中，a—— 閥套內(nèi)徑(d3/2)

b—— 閥套外徑(d2/2)

r—— 閥套上任意位置半徑

qb—— 閥套外側(cè)壓力

根據(jù)材料力學(xué)中的第四強(qiáng)度理論可得最大應(yīng)力為：

(3)

可以看出當(dāng)r=a時(shí)，閥套上的應(yīng)力達(dá)到最大，此時(shí)的最大應(yīng)力值為：

(4)

將材料的許用應(yīng)力、閥套內(nèi)外壓力和閥套外徑等已知條件帶入式(1)～式(4)，可得閥套內(nèi)徑尺寸d3。

2.2 主閥外形結(jié)構(gòu)參數(shù)及行程尺寸

本小結(jié)將確定閥芯行程L2、大徑dA和小徑dB尺寸。主閥芯運(yùn)動(dòng)的上下極限位置距離為主閥芯的行程，其運(yùn)動(dòng)位置與外形尺寸如圖5所示。

圖5 閥芯閥套圖

主閥芯與閥套為間隙配合，兩者主尺寸大小相同，即主閥芯的大徑與閥套的內(nèi)徑大小相同：

dA=d3

(5)

插裝閥主閥口的通流方程為：

(6)

式中，Cd—— 閥口通流系數(shù)

q1—— 閥口通流流量

Az—— 閥口通流面積

ρ—— 液壓油密度

Δp—— 閥口壓降

由上述式(6)求得插裝閥理論最小通流面積。為保證閥口下側(cè)的面積(即閥芯小徑處面積)大小不影響通流，取其面積A2大于理論最小通流面積Az的1.5倍，即：

(7)

由式(5)和式(6)分別可以計(jì)算閥芯的大徑dA和小徑dB尺寸。

為實(shí)現(xiàn)小開口的可控性，減小流量突變產(chǎn)生沖擊，同時(shí)為了保證閥芯大開口的通流能力，主閥芯上選用120°的三角形作為異形閥口。閥口的開度與閥口通流面積的關(guān)系分為兩部分，分別是三角弧形開口階段與全圓周開口階段。主閥口通流面積示意圖如圖6所示。

主閥芯底端脫離閥套之前為三角弧形開口，與閥芯底端脫離閥口以后為全圓周開口，利用幾何關(guān)系可以得到通流弧長s與開口度大小的關(guān)系如下式：

(8)

式中，s—— 通流弧長

R—— 閥芯小徑的半徑(d4/2)

h—— 閥芯開口度

圖6 主閥芯通流示意圖

所以通流面積變化的微元為：

dA=s×dh

(9)

通過對上述微元的積分，可得閥口通流面積變化與閥口開度關(guān)系：

(10)

式中，A為插裝閥主閥芯通流面積。

把已知的數(shù)據(jù)與流量的要求帶入式(8)～式(10)進(jìn)行求解，可以確定閥芯最大行程L1尺寸。

2.3 固定節(jié)流孔結(jié)構(gòu)參數(shù)

主閥芯上節(jié)流孔結(jié)構(gòu)如圖7的剖面圖所示。

圖7 閥芯結(jié)構(gòu)圖

關(guān)閉過程中，先導(dǎo)桿先向下運(yùn)動(dòng)，可變節(jié)流孔變小甚至關(guān)閉，此時(shí)可變節(jié)流口不通油。油液通過固定節(jié)流口進(jìn)入控制腔，推動(dòng)閥芯向下運(yùn)動(dòng)。加速階段為控制腔壓力最高，此時(shí)的流量最小，所以為極端條件。選用加速下降階段，且可變節(jié)流口處于無油液通流狀態(tài)為設(shè)計(jì)條件進(jìn)行考慮。

(11)

式中，a1—— 閥芯加速階段的加速度

x—— 閥芯的行程

t—— 閥芯的響應(yīng)時(shí)間

此時(shí)閥芯受力公式可表示為：

paAa+pbAb-pcAc+Ff=ma

(12)

式中，pa,pb,pc—— 分別為閥口回油口壓力、進(jìn)油口壓力和控制腔壓力

Aa,Ab,Ac—— 分別為pa,pb,pc的作用面積

Ff—— 閥芯所受摩擦力

m—— 閥芯質(zhì)量

這時(shí)閥芯所需的流量與管路通流能力相同，管路通流過程中存在著局部阻力損失和沿程阻力損失兩種，所以可以表示為：

(13)

式中，q1—— 節(jié)流孔R1通流流量

d5—— 節(jié)流孔R1的直徑

ρ—— 油液密度

λ—— 沿程阻力系數(shù)

ζ—— 局部阻力系數(shù)

v1—— 閥芯下降的最大速度

把已知的數(shù)據(jù)與開啟時(shí)間帶入式(11)～式(13)進(jìn)行求解，可以確定閥芯上固定節(jié)流孔d5的尺寸。

2.4 可變節(jié)流孔結(jié)構(gòu)參數(shù)

開啟過程中，先導(dǎo)桿先運(yùn)動(dòng)，運(yùn)動(dòng)速度快于主閥芯。控制腔油液通過可變節(jié)流孔排出，此時(shí)可變節(jié)流孔發(fā)揮主要作用。由此確定這部分節(jié)流孔的尺寸，開啟時(shí)間80 ms，假設(shè)運(yùn)動(dòng)過程為先加速后減速的過程則，加減速度的加速度為恒值。閥芯的加速度與最大下降速度與上述分析一致，受力計(jì)算公式等同式(11)、式(12)，不再重復(fù)寫出。

此時(shí)的管路為一條直線，所以僅存在沿程能量損失，管路的通流能力為：

(14)

式中，q2—— 可變節(jié)流孔R2通流流量

d6—— 可變孔R2的直徑

把已知的數(shù)據(jù)與關(guān)閉時(shí)間帶入式(14)進(jìn)行求解，可以確定閥芯上可變節(jié)流孔d6的尺寸。

設(shè)計(jì)計(jì)算參數(shù)和主閥結(jié)構(gòu)參數(shù)分別如表1和表2所示。

表1 設(shè)計(jì)計(jì)算參數(shù)

表2 主閥結(jié)構(gòu)參數(shù) mm

3 先導(dǎo)部分結(jié)構(gòu)參數(shù)確定

為保證先導(dǎo)活塞的受力較小，在先導(dǎo)活塞上打孔，引導(dǎo)高壓油進(jìn)入上側(cè)，減小主閥的高壓對先導(dǎo)活塞的作用力，結(jié)構(gòu)如圖8所示。先導(dǎo)部分主要確定先導(dǎo)活塞的尺寸，結(jié)構(gòu)參數(shù)主要包括先導(dǎo)活塞小徑d7、先導(dǎo)活塞大徑d8、先導(dǎo)活塞中徑d9、導(dǎo)油口直徑d10與導(dǎo)油口長度L3。

圖8 先導(dǎo)活塞結(jié)構(gòu)圖 圖9 先導(dǎo)活塞受力圖

先導(dǎo)桿的下端與主閥芯可變阻孔上端形成間隙，通過面密封，留出Cmm的倒角密封，可以確定先導(dǎo)活塞小徑大小為：d7=(d6+2C) mm。

3.1 導(dǎo)油孔結(jié)構(gòu)參數(shù)

為保證先導(dǎo)的響應(yīng)不會影響主閥，同時(shí)不使先導(dǎo)頻率過高而與先導(dǎo)閥發(fā)生沖突，故先導(dǎo)活塞的最大速度取主閥的1.5倍。即：

v2=1.5v1

(15)

通過導(dǎo)油孔的最大流量：

(16)

式中，q3—— 通過導(dǎo)油口的流量

d7—— 先導(dǎo)活塞的下端直徑

為保證先導(dǎo)部分受負(fù)載力的影響較小，所以去先導(dǎo)運(yùn)動(dòng)過程中，兩腔的壓力差不大于1 MPa。同樣管路通流方程為：

(17)

式中，q3—— 通過導(dǎo)油口的流量

d10—— 導(dǎo)油孔的直徑

l3—— 導(dǎo)油孔長度

Δp—— 兩側(cè)壓差(小于1 MPa)

由此，可以確定導(dǎo)油孔的尺寸d10。

3.2 先導(dǎo)活塞結(jié)構(gòu)參數(shù)

雖然先導(dǎo)活塞受到的超高壓力可以引入上端進(jìn)行平衡，但由于密封過程中可能會在底端出現(xiàn)下側(cè)密封，會收到很大的向上的力。此時(shí)受力大小為：

(18)

式中，F(xiàn)y—— 先導(dǎo)活塞收到的液壓力

p—— 使用工況下的壓力(0～70 MPa)

先導(dǎo)活塞運(yùn)動(dòng)的動(dòng)力學(xué)示意圖如圖9所示。可以用下式表示為：

F1-F2=Ffsign(v)+FB-Fy1+Fy2+Fy+ma

(19)

式中，F(xiàn)1—— 活塞下腔作用力

F2—— 活塞上腔作用力

Ff—— 摩擦力

FB—— 流體阻尼力

Fy1—— 高壓對活塞下側(cè)作用力

Fy2—— 高壓對活塞上側(cè)作用力

其中，流體阻尼力與速度成正比，可以表示為：

FB=Bpv2

(20)

控制部分對先導(dǎo)活塞的最大輸出力為：

FL=max|F1-F2|

(21)

式中，F(xiàn)L為先導(dǎo)部分對閥芯的最大控制力。

根據(jù)負(fù)載功率最佳匹配原則，先導(dǎo)閥最大輸出功率點(diǎn)有：

(22)

式中，ps—— 控制油壓力

Ap—— 先導(dǎo)活塞受力面積

為了便于控制，設(shè)計(jì)過程中使先導(dǎo)活塞上下受力面積對稱，所以根據(jù)面積公式可得：

(23)

將閥芯的受力與運(yùn)動(dòng)帶入上述方程，可得先導(dǎo)活塞的大徑d8與中徑d9。

3.3 先導(dǎo)閥選取

由負(fù)載最佳匹配原則，可得先導(dǎo)閥的空載流量表達(dá)式為:

(24)

因此，有先導(dǎo)閥口壓降Δp=7 MPa時(shí)對應(yīng)的先導(dǎo)閥額定流量為:

(25)

式中，qe—— 額定流量

pe—— 額定壓力

為補(bǔ)償泄漏，改善整閥的控制性能，并為負(fù)載分析中考慮不周之處留有余地，選先導(dǎo)閥時(shí)取額定流量為式(25)計(jì)算流量的1.1倍。

計(jì)算參數(shù)和先導(dǎo)活塞結(jié)構(gòu)參數(shù)分別如表3和表4。

4 試驗(yàn)研究

為了驗(yàn)證設(shè)計(jì)的合理性，對閥進(jìn)行超高壓的耐壓試驗(yàn)、動(dòng)態(tài)響應(yīng)、通流能力和穩(wěn)態(tài)誤差的性能試驗(yàn)。試驗(yàn)分別在超高壓小流量與常壓大流量試驗(yàn)臺進(jìn)行。

表3 計(jì)算參數(shù)與取值

1.截止閥 2.減震喉 3.電機(jī) 4.定量泵 5.變量泵 6.安全閥 7.比例溢流閥 8.精過濾器 9.開關(guān)閥 10.流量傳感器 11.被測閥 12.合流閥 13.位移傳感器 14.壓力傳感器 15.測壓接頭 16.油箱圖10 大流量試驗(yàn)臺原理圖

表4 先導(dǎo)活塞結(jié)構(gòu)參數(shù) mm

4.1 試驗(yàn)臺簡介

低壓大流量試驗(yàn)臺原理圖和實(shí)物圖分別如圖10、圖11所示。

測試試驗(yàn)臺包括控制系統(tǒng)和主系統(tǒng)兩部分。其中，控制系統(tǒng)使用定量泵，主要通過比例溢流閥調(diào)節(jié)壓力，實(shí)現(xiàn)控制泵輸出壓力的控制。主系統(tǒng)使用3臺變量泵，泵口連接比例溢流閥，可以實(shí)現(xiàn)流量控制與壓力控制。3臺主泵流量經(jīng)合流閥塊與合流閥把3組流量并聯(lián)，通過開啟不同的合流閥與調(diào)節(jié)泵的排量實(shí)現(xiàn)流量調(diào)節(jié)。主泵泵口壓力傳感器與輸入信號閉環(huán)控制比例溢流閥開口度，實(shí)現(xiàn)主泵輸出壓力的控制。所用泵的出口都安裝安全閥，起保護(hù)作用，防止壓力過高，破壞系統(tǒng)與元件。被測試閥閥塊的A，B口上分別安裝壓力傳感器，用于測量記錄主閥閥口的壓降。閥芯下部加工螺紋孔并安裝傳感器延長桿，用于在主閥芯上固定傳感器，測量主閥芯位移。主系統(tǒng)回油路加流量傳感器用于記錄閥口通流流量。

圖11 大流量試驗(yàn)臺實(shí)物圖

超高壓試驗(yàn)臺原理圖與實(shí)物圖分別如圖12、圖13所示。

圖13 超高壓試驗(yàn)臺實(shí)物圖

超高壓測試試驗(yàn)臺由兩部分構(gòu)成，分別由兩套液壓系統(tǒng)組成，分別為常壓控制系統(tǒng)和高壓主系統(tǒng)兩部分。其中，控制系統(tǒng)使用定量泵，主要通過比例溢流閥調(diào)節(jié)壓力，實(shí)現(xiàn)控制泵輸出壓力恒定。主系統(tǒng)輸出高壓通過增壓缸實(shí)現(xiàn)。

大流量試驗(yàn)臺和超高壓試驗(yàn)臺參數(shù)分別如表5和表6所示。

表5 大流量試驗(yàn)臺參數(shù)

表6 超高壓試驗(yàn)臺參數(shù)

4.2 耐壓試驗(yàn)

耐壓試驗(yàn)在超高壓試驗(yàn)臺上進(jìn)行，先導(dǎo)位移信號給定下極限位置。令主閥B口壓力逐漸升高至105 MPa，觀察各安裝面的密封效果，有無變形、裂紋，有無油液外漏，提取主閥A口壓力數(shù)據(jù)、流量傳感器數(shù)據(jù)。每個(gè)壓力等級保壓5 min，至105 MPa時(shí)保壓10 min，然后再勻速率降壓，降壓時(shí)長1 min。試驗(yàn)最高壓力如圖14所示。

圖14 耐壓試驗(yàn)圖

試驗(yàn)過程中，最高壓力達(dá)到110 MPa，超過使用壓力的1.5倍。插裝閥閥體和表面無異常情況出現(xiàn)，無外泄現(xiàn)象。B口連接的流量計(jì)示數(shù)為0，且保壓成功，說明在超高壓條件下可以做到完好的B→A密封。隨后在大流量試驗(yàn)臺進(jìn)行主閥芯動(dòng)作過程中，動(dòng)作流暢，無卡滯現(xiàn)象，仍然可以正常使用。

4.3 輸入信號-位移試驗(yàn)

由于主閥芯與先導(dǎo)活塞是分開的，而直接控制的是先導(dǎo)活塞的位移，所以首先對此閥的主閥位移與給定信號之間進(jìn)行試驗(yàn)，結(jié)果如圖15所示。

由圖15可以看出先導(dǎo)活塞位移閉環(huán)跟隨良好；閥芯位移與先導(dǎo)活塞之間的間隙大小在起始階段約為1.2 mm，隨著開口度的增大逐漸減小，最小到0.8 mm左右。主要原因是隨著閥開口度增大，主閥口射流角增大，受到向上的力增大，控制腔需要輸出更大的壓力；先導(dǎo)活塞與主閥芯之間的間隙值變化較小，為實(shí)現(xiàn)良好的控制特性奠定基礎(chǔ)。

圖15 輸入信號-位移圖

4.4 啟閉試驗(yàn)

通過啟閉實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證閥芯的響應(yīng)是否滿足要求，由于試驗(yàn)臺的限制，閥的最大流量只有600 L/min，因此試驗(yàn)行程選擇為4～8 mm進(jìn)行測試，其動(dòng)態(tài)響應(yīng)曲線如圖16所示。

圖16 啟閉特性曲線

從圖16可知，在4～8 mm的行程下，閥的開啟時(shí)間約為42 ms，關(guān)閉時(shí)間約為39 ms，在此行程下的響應(yīng)時(shí)間明顯短于設(shè)計(jì)時(shí)的假設(shè)，與設(shè)計(jì)時(shí)假設(shè)的速度基本相同。目前測試行程不能滿足全行程，因此利用上述數(shù)據(jù)對仿真參數(shù)進(jìn)行修正，利用仿真分析全行程下的動(dòng)態(tài)響應(yīng)，可得響應(yīng)曲線如圖17所示。

從圖17可知，插裝閥主閥芯在1 MPa的壓降條件下開啟時(shí)間約為60 ms，關(guān)閉時(shí)間約為80 ms，滿足設(shè)計(jì)的要求。

圖17 全行程仿真曲線

4.5 流量-壓差試驗(yàn)

在大流量試驗(yàn)臺流量范圍內(nèi)，分別調(diào)定主閥位移為2, 4, 5, 6, 7, 8 mm，其中死區(qū)1.5 mm，調(diào)節(jié)主閥進(jìn)油壓力不同值，待壓力穩(wěn)定后取進(jìn)、回油口壓力傳感器數(shù)值之差和流量值。

圖18 流量壓差曲線

通過圖18可以看出，在閥開口度較小的狀態(tài)下，閥的通流流量與壓差關(guān)系曲線基本滿足拋物線形狀，與滑閥的通流特性基本一致；當(dāng)閥口開度較大時(shí)，閥的通流流量與壓差關(guān)系曲線呈線性關(guān)系。

4.6 通流能力試驗(yàn)

在不同大小的開口下，測試流量曲線。由于試驗(yàn)臺的流量不能滿足全行程要求，所以采用流場仿真與試驗(yàn)相結(jié)合的方法進(jìn)行分析。首先，利用試驗(yàn)驗(yàn)證仿真模型的適用性，在此基礎(chǔ)上使用仿真模型驗(yàn)證最大流量是否滿足要求。

本試驗(yàn)臺由于在0.5 MPa的壓降下不能穩(wěn)定，所以用1 MPa壓降為試驗(yàn)條件。同時(shí)，以1 MPa為仿真條件進(jìn)行對比分析，結(jié)果如圖19所示。

圖19 通流能力與仿真

由圖19可以看出，在1 MPa條件下，流量小于600 L/min的時(shí)候，試驗(yàn)與有限元仿真的通流曲線存在30 L/min的穩(wěn)態(tài)差值，主要原因是通過阻尼孔有流量流過。因此可以利用有限元仿真的方法進(jìn)行通流能力驗(yàn)證，在1 MPa的壓降下閥通流能力達(dá)到2300 L/min。在0.5 MPa工況下的閥口通流能力結(jié)果如圖20所示。

圖20 0.5 MPa通流仿真

通過圖20可以看出，在0.5 MPa的壓差下，閥芯開口度為20 mm時(shí)，閥口的流量已大于1900 L/min，滿足設(shè)計(jì)要求。

5 結(jié)論

以63通徑的超高壓比例插裝閥為研究對象進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。通過試驗(yàn)與仿真相結(jié)合的方法驗(yàn)證設(shè)計(jì)方法的可用性與正確性，解決了超高壓大流量元件的研制問題。試驗(yàn)結(jié)果表明使用壓力、響應(yīng)時(shí)間和通流能力均滿足設(shè)計(jì)指標(biāo)的要求。

(1) 位移隨動(dòng)型結(jié)構(gòu)的插裝閥適用于超高壓的結(jié)構(gòu)，且主閥芯的響應(yīng)較快。本次設(shè)計(jì)閥試驗(yàn)壓力超過100 MPa，啟閉響應(yīng)時(shí)間小于80 ms，1 MPa壓降的通流能力達(dá)到1923 L/min;

(2) 主閥芯通油口為120°的異形閥口結(jié)構(gòu)，設(shè)計(jì)過程中對三角形結(jié)構(gòu)形式的閥口通流面積進(jìn)行詳細(xì)分析，保證設(shè)計(jì)的準(zhǔn)確性;

(3) 設(shè)計(jì)過程中，閥芯的啟閉過程的速度變化，存在假設(shè)條件。試驗(yàn)結(jié)果顯示，閥芯的加減速過程在很短的時(shí)間內(nèi)完成，主要在勻速階段運(yùn)動(dòng)。假設(shè)的過程為極端惡劣工況，可以作為設(shè)計(jì)的條件;

(4) 在試驗(yàn)條件不能完全滿足超高壓大流量的情況下，分別對各項(xiàng)要求進(jìn)行單獨(dú)的試驗(yàn)。同時(shí)對部分無法進(jìn)行的試驗(yàn)，使用試驗(yàn)數(shù)據(jù)修正仿真模型，利用仿真的方法進(jìn)行驗(yàn)證。