液阻對(duì)組合式插裝閥動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性影響研究*

王小強(qiáng),周海勇,任 旺,崔郎郎,付承偉,孔祥東,曹立鋼

(1.上海海岳液壓機(jī)電工程有限公司,上海 200000;2.燕山大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院,河北 秦皇島 066004;3.中信重工機(jī)械股份有限公司 洛陽礦山機(jī)械工程設(shè)計(jì)研究院,河南 洛陽 471003)

0 引 言

在某海上液壓打樁錘中,液壓系統(tǒng)回路環(huán)形閥組配套使用的是專用高品質(zhì)組合式插裝閥(主閥加先導(dǎo)閥)。作為核心液壓元件,組合式插裝閥具有高壓大流量、快速響應(yīng)、耐沖擊等特性。

在該專用組合式插裝閥的設(shè)計(jì)中,先導(dǎo)快速響應(yīng)橋路設(shè)置不合理,會(huì)導(dǎo)致液壓設(shè)備出現(xiàn)壓力峰值超調(diào)、液錘沖擊等破壞性影響,降低液壓閥和其他液壓件的性能,嚴(yán)重時(shí)會(huì)導(dǎo)致設(shè)備故障,存在重大隱患。因此,有必要對(duì)插裝閥的動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行分析,以便排除重大安全隱患。

插裝閥及其控制技術(shù)具有抗污染能力強(qiáng)、工作可靠、結(jié)構(gòu)簡單、流動(dòng)阻尼小、通流能力大等優(yōu)點(diǎn),且可構(gòu)成方向、流量、壓力等多種控制功能,因而,其在部分液壓機(jī)械中得到了廣泛應(yīng)用[1-4]。

為了提高插裝閥的動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性,國內(nèi)外學(xué)者都進(jìn)行了大量的研究。

羅世榮[5]把閥口設(shè)計(jì)為滑閥形式,進(jìn)一步減小了主閥芯控制腔的面積,提高了主閥的響應(yīng)速度。張威[6]以二通比例流量插裝閥為研究對(duì)象,在考慮負(fù)載特性基礎(chǔ)上,對(duì)其進(jìn)行了動(dòng)態(tài)特性仿真,得出了控制壓力越大,閥芯響應(yīng)時(shí)間越快的結(jié)論。為更可靠地實(shí)現(xiàn)液壓控制單元中的比例流量控制功能,孫燦興等人[7]研究了脈沖寬度調(diào)制(pulse width modulation,PWM)信號(hào)的占空比和頻率,對(duì)二位二通高速開關(guān)電磁閥的影響,并提出了提高比例節(jié)流插裝閥控制性能的措施。YAN Jin-qin等人[8]通過仿真軟件AMESim,分析了高速電磁閥不同輸入信號(hào)和PWM信號(hào)對(duì)不同占空比的影響。CHENG Zhuo-wen等人[9]建立了基于AMESim的系統(tǒng)仿真模型,分析了插裝閥閥芯位移和出口流量的曲線圖,得到了PWM信號(hào)頻率和占空比對(duì)高速開關(guān)控制插裝閥控制性能的影響規(guī)律。董敏等人[10]分析了一些重要的結(jié)構(gòu)參數(shù)和系統(tǒng)參數(shù)對(duì)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)性能的影響,通過對(duì)節(jié)流液阻長度的分析,得到了阻尼活塞長度的增加使系統(tǒng)主閥口的壓力超調(diào)和流量超調(diào)變大的結(jié)論。HAN Ming-xing等人[11]采用了兩級(jí)結(jié)構(gòu),同時(shí)實(shí)現(xiàn)了插裝閥的快速響應(yīng)和大流量性能。鄭樹偉[12]研究了阻尼孔直徑對(duì)主閥芯位移響應(yīng)特性的影響,分析了阻尼孔直徑大小對(duì)控制腔的壓力、壓力沖擊、液壓缸竄動(dòng)等的影響,從而在此基礎(chǔ)上選取了最佳的阻尼孔。DONG Rong-bao等人[13]基于AMESim仿真軟件,分別討論了阻尼、負(fù)載壓力和工作負(fù)荷等對(duì)鍛造設(shè)備插裝閥切換特性的影響,得出了阻尼孔大小等因素對(duì)插裝閥的影響規(guī)律。ZHENG Fei-xia等人[14]為了探索插裝閥動(dòng)態(tài)特性,重點(diǎn)研究了插裝閥的旋轉(zhuǎn)粘滯阻尼系數(shù)。

綜上所述,雖然前人針對(duì)插裝閥動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行了大量研究,但在液阻橋路影響插裝閥動(dòng)態(tài)特性方面的研究還較少。

為此,筆者對(duì)影響組合式插裝閥動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性的液阻因素進(jìn)行仿真研究和分析,設(shè)計(jì)先導(dǎo)閥的快速響應(yīng)液阻橋路,提升先導(dǎo)閥的響應(yīng)能力,形成先導(dǎo)液阻選配方案陣列,以優(yōu)化主閥的動(dòng)態(tài)特性。

1 液壓打樁錘結(jié)構(gòu)及工作原理

海上液壓打樁錘的整體結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 液壓打樁錘結(jié)構(gòu)圖

海上打樁錘主要由控制室、動(dòng)力站、壓力蓋部、閥體部、殼體部、錘芯部、減震部、樁帽部組成。

控制室實(shí)現(xiàn)對(duì)整個(gè)系統(tǒng)的控制;動(dòng)力部提供滿足工況要求的能量;壓力蓋頂部保證工作的平穩(wěn)性及補(bǔ)充沖擊能量;閥體部實(shí)現(xiàn)回路切換;殼體部支撐整個(gè)沖擊系統(tǒng);錘芯部儲(chǔ)存沖擊能量,并實(shí)現(xiàn)能量轉(zhuǎn)化,減震部減少?zèng)_擊瞬間釋放的能量對(duì)沖擊系統(tǒng)的影響。

打樁錘液壓原理如圖2所示。

圖2 液壓系統(tǒng)原理圖

筆者研究的組合式插裝閥中共3個(gè)主閥,分別為P、R、S閥,有3種組合方式,分別是P+先導(dǎo)閥、R+先導(dǎo)閥和S閥。其中,P、R閥分別控制系統(tǒng)的進(jìn)油與回油,S閥為補(bǔ)油閥。在系統(tǒng)運(yùn)行時(shí),先導(dǎo)閥中電磁閥通電則對(duì)應(yīng)的主閥打開。

2 液阻理論分析

從廣義上來說,凡是能局部改變液流的流通面積,使液流產(chǎn)生壓力損失,或者在壓力差一定的情況下,分配調(diào)節(jié)流里的液壓閥口以及類似的結(jié)構(gòu)(如薄壁小孔、短孔、細(xì)長孔、縫隙等),都稱為液阻。流體流動(dòng)時(shí),接觸到的邊壁情況不同,受到的阻力就不同,產(chǎn)生的能量損失也就不同。

在工程上,為了方便分析和計(jì)算,常根據(jù)流體接觸的邊壁沿程變化情況,將能量損失分為沿程損失和局部損失[15]。該類損失形成的液阻在液壓系統(tǒng)中不能對(duì)外做功,有時(shí)對(duì)液壓系統(tǒng)起到消耗能量、發(fā)熱、降低效率的反面作用。但根據(jù)實(shí)際情況,對(duì)液阻加以合理應(yīng)用,在對(duì)功率消耗影響較小或無影響的情況下,可改善液壓系統(tǒng)的響應(yīng)及執(zhí)行過程的穩(wěn)定性,使系統(tǒng)具有更好的性能[16]。

在液壓系統(tǒng)里,阻尼元件具有十分關(guān)鍵的作用。它的特性會(huì)對(duì)系統(tǒng)產(chǎn)生一定的影響;可通過改變液壓阻力來對(duì)系統(tǒng)流量和壓力進(jìn)行控制,達(dá)到提高系統(tǒng)穩(wěn)定性、動(dòng)態(tài)響應(yīng)性能和降低噪音等目的[17]。

不同節(jié)流口流量特性的通用表達(dá)式為:

q=KAΔpn

(1)

式中:A—孔口或縫隙的過流面積,mm2;Δp—孔口或縫隙的前后壓力差,bar;K—節(jié)流系數(shù),由節(jié)流口幾何形狀及流體性質(zhì)等因素決定;n—由節(jié)流口形狀和結(jié)構(gòu)決定的指數(shù),0.5≤n≤1(當(dāng)節(jié)流口近似于薄壁刃口時(shí),n接近0.5;當(dāng)節(jié)流口近似于細(xì)長小孔時(shí),n接近于1)。

由于流體的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)通常比較復(fù)雜,很難通過精確的數(shù)學(xué)表達(dá)式來表示速度和壓力的實(shí)際分布,因此,不能夠應(yīng)用積分的方法來計(jì)算穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力,但可以應(yīng)用動(dòng)量定理,通過求解所選控制體的動(dòng)量變化反求閥芯所受液動(dòng)力[18,19]。

由動(dòng)量定理得:

Fsdt=ρv2Adt

(2)

式中:Fs—流體軸向液動(dòng)力,N;v—流體軸向流速,m/s;ρ—流體密度,kg/m3。

又因流量公式為:

q=Av

(3)

并將式(2)兩邊同時(shí)對(duì)時(shí)間積分,可得:

Fs=ρqv

(4)

將式(1)代入式(4),得液壓軸向液動(dòng)力為:

Fs=KρqΔpn

(5)

插裝閥閥芯開啟的運(yùn)動(dòng)方程為:

(6)

式中:Fp—進(jìn)油口液壓力;Fk—控制口液壓力;k—閥芯復(fù)位彈簧剛度,N/m;cv—速度阻尼系數(shù);cf—油液的黏性阻尼系數(shù);m—閥芯質(zhì)量,kg。

在不考慮液壓油壓縮與泄漏的情況下,根據(jù)流量連續(xù)性方程有:

(7)

式中:Q—控制流量,L/min;W—閥芯控制面積。

由流量連續(xù)性方程可知:控制流量對(duì)閥芯進(jìn)行沖擊,其大小直接影響閥芯的響應(yīng)速度。

閥芯的動(dòng)作受到控制壓力、進(jìn)油壓力、液動(dòng)力、閥芯質(zhì)量、液體阻尼、彈簧剛度等多種因素影響。阻尼孔的阻尼大小(即過流面積)影響過流流量,過流面積越大,流量越大,閥芯動(dòng)作就越迅速,進(jìn)而影響執(zhí)行機(jī)構(gòu)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)性能。

3 液阻對(duì)各閥動(dòng)態(tài)性能的影響分析

組合式插裝閥可局部改變液流的流通面積,以液流產(chǎn)生壓力損失的結(jié)構(gòu)作為局部液阻,針對(duì)不同回路液阻特征,形成差異化的先導(dǎo)橋路及液阻匹配,利用數(shù)據(jù)進(jìn)行分析,形成先導(dǎo)液阻選配方案陣列,提升先導(dǎo)級(jí)閥的響應(yīng)能力,優(yōu)化主閥的動(dòng)態(tài)特性。

利用AMESim仿真軟件,筆者對(duì)整個(gè)液壓回路進(jìn)行了仿真模型的搭建工作,得到的仿真模型如圖3所示。

圖3 系統(tǒng)回路整體仿真模型

組合式插裝閥中各液阻位置及編號(hào)如圖4所示。

圖4 組合式插裝閥中各液阻位置及編號(hào)

3.1 液阻對(duì)P閥動(dòng)態(tài)性能的影響分析

根據(jù)二通插裝閥結(jié)構(gòu)及工作原理,結(jié)合AMESim機(jī)理建模方法,筆者搭建了先導(dǎo)閥與P閥組合的仿真及測(cè)試模型,如圖5所示。

圖5 先導(dǎo)閥與P閥組合模型及動(dòng)態(tài)特性測(cè)試回路

給定的各個(gè)液阻的阻尼孔初值如表1所示。

表1 P閥各液阻的阻尼孔初值

3.1.1 液阻ZD.P的影響

液阻XD.P.x2的阻尼孔初值為φ1.5 mm,XD.P.T的阻尼孔初值為φ10 mm,XD.P.x1的阻尼孔初值為2×φ3 mm。筆者取ZD.P的阻尼孔值分別為φ15 mm、φ20 mm、φ25 mm、φ28 mm、φ30 mm,來分析液阻ZD.P對(duì)P閥動(dòng)態(tài)性能的影響,P閥的響應(yīng)曲線如圖6所示。

圖6 液阻ZD.P取不同值時(shí)P閥的響應(yīng)曲線

由圖6可以看出:阻尼孔變大,過流面積增加,流量變大,閥芯動(dòng)作越迅速。液阻ZD.P的阻尼孔由φ15 mm變?yōu)棣?0 mm,閥芯關(guān)閉速度明顯提高,阻尼孔繼續(xù)增大,ZD.P閥的關(guān)閉速度略微增大,但P閥的開啟時(shí)間幾乎不受影響。

筆者取阻尼孔值分別為φ24 mm、φ24.5 mm、φ25 mm、φ25.5 mm、φ26 mm,對(duì)液阻ZD.P阻尼孔的一系列參數(shù)值進(jìn)行分析,仿真曲線如圖7所示。

圖7 ZD.P對(duì)P閥的動(dòng)態(tài)特性影響分析

由圖7可以看出:液阻阻尼孔直徑每增大0.5 mm,關(guān)閉時(shí)間大約提升0.2%(上一組關(guān)閉時(shí)間的差與該組關(guān)閉時(shí)間之比)。

由于液體沖擊與流量正相關(guān),以控制流量變化,觀察液體對(duì)閥芯沖擊的變化趨勢(shì),但是液阻阻尼孔直徑每增大0.5 mm,沖擊增大1%左右(上一組控制流量的增加值與該組控制流量之比),如圖8所示。

3.1.2 液阻XD.P.x2的影響

液阻ZD.P的阻尼孔初值為φ25 mm,XD.P.T的阻尼孔初值為φ10 mm,XD.P.x1的阻尼孔初值為2×φ3 mm。筆者取XD.P.x2的阻尼孔分別為φ1 mm、φ1.2 mm、φ1.5 mm、φ1.8 mm、φ2 mm、φ3 mm,分析液阻XD.P.x2對(duì)P閥動(dòng)態(tài)性能的影響,P閥的響應(yīng)曲線如圖9所示。

圖9 液阻XD.P.x2取不同值時(shí)P閥的響應(yīng)曲線

由圖9可以看出:XD.P.x2阻尼孔減小,過流面積減小,流量變小,先導(dǎo)閥芯動(dòng)作變慢,導(dǎo)致主閥芯的開啟和關(guān)閉時(shí)間會(huì)向后推遲,小于φ1.5 mm后變化更加明顯,但阻尼孔減小對(duì)開啟和關(guān)閉速度幾乎沒有影響。

為進(jìn)一步研究阻尼XD.P.x2對(duì)P閥響應(yīng)特性的影響,筆者對(duì)阻尼XD.P.x2的阻尼孔的一系列參數(shù)值進(jìn)行分析(取阻尼孔值分別為φ1.3 mm、φ1.4 mm、φ1.5 mm、φ1.6 mm、φ1.7 mm),仿真曲線如圖10所示。

圖10 液阻XD.P.x2對(duì)P閥的快速性影響分析

由圖10可以看出:液阻節(jié)流孔直徑每減小0.1 mm,P閥響應(yīng)時(shí)間向后推遲約0.001 s,對(duì)響應(yīng)速度幾乎沒有影響。

但是增大阻尼孔XD.P.x2的直徑會(huì)對(duì)P閥造成一定的沖擊。阻尼孔直徑每增加0.1 mm,沖擊會(huì)加大10%左右,仿真曲線如圖11所示。

圖11 液阻XD.P.x2對(duì)P閥的沖擊特性影響分析

3.1.3 液阻XD.P.T的影響

液阻XD.P.x2的阻尼孔初值為φ3 mm,ZD.P的阻尼孔初值為φ25 mm,XD.P.x1的阻尼孔初值為2×φ3 mm。筆者取XD.P.T的阻尼孔分別為φ2 mm、φ4 mm、φ5 mm、φ8 mm、φ10 mm、φ15 mm、φ20 mm、φ25 mm、φ28 mm,分析液阻X.D.P.T對(duì)P閥動(dòng)態(tài)性能的影響,P閥的響應(yīng)曲線如圖12所示。

圖12 液阻XD.P.T取不同值時(shí)P閥的響應(yīng)曲線

由圖12可以看出:阻尼孔變大,過流面積增加,通過阻尼孔的流量變大,閥芯動(dòng)作越迅速。當(dāng)阻尼XD.P.T的阻尼孔小于φ10 mm時(shí),XD.P.T的阻尼孔越大,閥芯開啟速度越快;當(dāng)XD.P.T的阻尼孔大于φ10 mm后,增大XD.P.T對(duì)主閥芯響應(yīng)能力影響較小,可以忽略不計(jì),XD.P.T的阻尼孔對(duì)閥芯關(guān)閉速度幾乎沒有影響。

筆者取XD.P.T的阻尼孔直徑分別為φ9.2 mm、φ9.4 mm、φ9.6 mm、φ9.8 mm、φ10 mm,進(jìn)一步分析阻尼XD.P.T對(duì)P閥動(dòng)態(tài)性能的影響,仿真曲線如圖13所示。

圖13 XD.P.T對(duì)P閥的快速性影響分析

由圖13可以看出:阻尼XD.P.T的直徑每增大0.2 mm,P閥的總體開啟時(shí)間會(huì)有0.005 s左右的提高。

但阻尼XD.P.T的直徑每增大0.2 mm,會(huì)導(dǎo)致沖擊增加4%左右,如圖14所示。

圖14 XD.P.T對(duì)P閥的沖擊特性影響分析

3.1.4 液阻XD.P.x1的影響

液阻XD.P.x2的阻尼孔初值為φ3 mm,ZD.P的阻尼孔初值為25 mm,XD.P.T的阻尼孔初值為φ8 mm。筆者取XD.P.x1的阻尼孔直徑分別為2×φ5 mm,2×φ4 mm,2×φ3 mm,2×φ2 mm,2×φ1 mm,分析液阻XD.P.x1對(duì)P閥動(dòng)態(tài)響應(yīng)的影響,P閥的響應(yīng)曲線如圖15所示。

圖15 液阻XD.P.x1取不同值時(shí)P閥的響應(yīng)曲線

由圖15可以看出:阻尼孔變大,過流面積增加,流量變大,閥芯動(dòng)作越迅速。液阻從φ1 mm增大到φ3 mm,P閥的快速性有相對(duì)明顯的提升,繼續(xù)增大阻尼孔直徑,對(duì)P閥的開啟和關(guān)閉速度影響不大。

阻尼孔直徑增大對(duì)P閥的沖擊增大,液阻從φ1 mm增大到φ3 mm，對(duì)P閥的沖擊明顯加大,之后再增大阻尼孔直徑，對(duì)P閥的沖擊影響不再明顯,如圖16所示。

圖16 XD.P.x1對(duì)P閥的沖擊性影響分析

筆者經(jīng)過綜合仿真分析,得出了P閥動(dòng)態(tài)測(cè)試阻尼匹配組,如表2所示。

表2 P閥動(dòng)態(tài)測(cè)試阻尼匹配組

3.2 液阻對(duì)R閥動(dòng)態(tài)性能的影響分析

根據(jù)二通插裝閥結(jié)構(gòu)及工作原理,結(jié)合AMESim機(jī)理建模方法,筆者搭建了先導(dǎo)閥與R閥組合的仿真及測(cè)試模型,如圖17所示。

圖17 先導(dǎo)閥與P閥組合模型及動(dòng)態(tài)特性測(cè)試回路

各個(gè)液阻的阻尼孔初值如表3所示:

表3 R閥各液阻初值

3.2.1 液阻ZD.R的影響

XD.R.X2的阻尼孔初值為φ1.5 mm,XD.R.T的阻尼孔初值為φ10 mm,XD.R.X1的阻尼孔初值為2×φ3 mm。筆者取ZD.R的阻尼孔直徑分別為φ5 mm、φ8 mm、φ12 mm、φ15 mm、φ18 mm、φ20 mm、φ25 mm、φ28 mm,分析液阻ZD.R對(duì)R閥動(dòng)態(tài)性能的影響,R閥的響應(yīng)曲線如圖18所示。

圖18 液阻ZD.R取不同值時(shí)R閥的響應(yīng)曲線

由圖18可以看出:ZD.R的阻尼孔小于φ12 mm時(shí),閥芯的開啟和關(guān)閉速度都較慢,由于阻尼孔變大,過流面積增加,流量變大,閥芯動(dòng)作越迅速。閥芯的開啟和關(guān)閉速度隨液阻ZD.R阻尼孔的增大有明顯提升,大于φ12 mm后閥芯的開啟和關(guān)閉速度隨液阻ZD.R節(jié)流孔的增大提升不明顯。

筆者取阻尼孔直徑分別為φ24 mm、φ24.5 mm、φ25 mm、φ25.5 mm,針對(duì)液阻ZD.R直徑為φ25 mm附近進(jìn)行分析,仿真曲線如圖19所示。

圖19 ZD.R對(duì)R閥的快速性影響分析

由圖19可以看出:不同阻值對(duì)R閥的開啟速度的影響在0.001 s內(nèi),該區(qū)間內(nèi)的阻值對(duì)R閥的關(guān)閉速度幾乎沒有影響。

筆者對(duì)該區(qū)間內(nèi)的阻尼對(duì)R閥的沖擊進(jìn)行分析,可以看出,阻值每增大0.5 mm,對(duì)R閥的沖擊的影響在1%左右,如圖20所示。

圖20 ZD.R對(duì)R閥的沖擊性分析

3.2.2 液阻XD.R.x2的影響

ZD.R的阻尼孔初值為φ25 mm,XD.R.T的阻尼孔初值為φ10 mm,XD.R.X1的阻尼孔初值為2×φ3 mm。筆者取XD.R.X2的阻尼孔直徑分別為φ0.8 mm、φ1.2 mm、φ1.5 mm、φ2 mm、φ2.5 mm、φ3 mm,分析液阻XD.R.x2對(duì)R閥動(dòng)態(tài)性能的影響,R閥的響應(yīng)曲線如圖21所示。

圖21 液阻XD.R.x2取不同值時(shí)R閥的響應(yīng)曲線

由圖21可以看出:液阻XD.R.X2對(duì)R閥主閥芯的開啟速度影響不大。阻尼孔變大,過流面積增加,流量變大,閥芯動(dòng)作越迅速,液阻XD.R.X2由φ0.8 mm到φ1.2 mm,R閥主閥芯的開啟速度有較大提升,之后增大阻尼孔直徑,開啟速度稍有改善。

筆者取XD.R.x2的阻尼孔直徑分別為φ1.1 mm、φ1.3 mm、φ1.5 mm、φ1.7 mm、φ1.9 mm,以進(jìn)一步分析液阻XD.R.x2對(duì)R閥的動(dòng)態(tài)性能的影響,仿真曲線如圖22所示。

圖22 XD.R.x2對(duì)R閥動(dòng)態(tài)特性影響分析

由圖22可知:液阻XD.R.x2主要影響R閥的關(guān)閉過程,阻尼孔直徑每增大0.2 mm,R閥的響應(yīng)時(shí)間大約提高0.02 s。

筆者分析不同阻值下油液對(duì)R閥沖擊特性的影響,由曲線可以看出,阻尼孔直徑每增大0.2 mm,沖擊增大25%左右,如圖23所示。

圖23 XD.R.x2對(duì)R閥的沖擊特性影響分析

3.2.3 液阻XD.R.T的影響

XD.R.X2的阻尼孔初值為φ3 mm,ZD.R的阻尼孔初值為φ25 mm,XD.R.X1的阻尼孔初值為2×φ3 mm。筆者取XD.R.T的阻尼孔直徑分別為φ4 mm、φ7 mm、φ10 mm、φ13 mm、φ15 mm、φ20 mm、φ25 mm,分析液阻X.D.R.T對(duì)R閥動(dòng)態(tài)性能的影響,R閥響應(yīng)曲線如圖24所示。

圖24 液阻XD.R.T取不同值時(shí)R閥的響應(yīng)曲線

由圖24可以看出:液阻XD.R.T主要影響R閥主閥芯的開啟速度,當(dāng)液阻XD.R.T小于φ10 mm時(shí),閥芯的開啟速度較慢,隨著阻尼孔變大,過流面積增加,流量變大,閥芯動(dòng)作越迅速。閥芯的開啟速度隨阻尼孔的增大有明顯提升,當(dāng)液阻XD.R.T大于φ10 mm時(shí),繼續(xù)增大液阻對(duì)閥芯響應(yīng)能力的影響較小。

為了進(jìn)一步分析液阻XD.R.T對(duì)R閥動(dòng)態(tài)性能的影響,XD.R.T直徑分別為φ9 mm、φ9.5 mm、φ10 mm、φ10.5 mm、φ11 mm進(jìn)行分析,仿真曲線如圖25所示。

圖25 XD.R.T對(duì)R閥的動(dòng)態(tài)特性影響分析

由圖25可知:該區(qū)間內(nèi)的不同阻值對(duì)R閥的開啟速度幾乎沒有影響。在該范圍內(nèi),阻尼孔直徑每增大0.5 mm,對(duì)R閥的沖擊性增大約5%,如圖26所示。

圖26 XD.R.T對(duì)R閥的沖擊性影響分析

3.2.4 液阻XD.R.x1的影響

XD.R.X2的阻尼孔初值為φ3 mm,ZD.R的阻尼孔初值為φ25 mm,XD.R.T的阻尼孔初值為φ8 mm。筆者取XD.R.X1的阻尼孔直徑分別為2×φ5 mm,2×φ4 mm,2×φ3 mm,2×φ2 mm,2×φ1 mm,分析液阻XD.R.x1對(duì)R閥動(dòng)態(tài)性能的影響,R閥的響應(yīng)曲線如圖27所示。

圖27 液阻XD.R.x1取不同值時(shí)R閥的響應(yīng)曲線

由圖27可以看出:XD.R.X1對(duì)R主閥芯響應(yīng)能力影響很小。

筆者分析該液阻對(duì)R閥的沖擊特性,阻尼孔增大對(duì)R閥的沖擊有細(xì)小的提升(阻尼孔直徑大于3 mm時(shí),對(duì)R閥的沖擊影響基本可以忽略不計(jì)),仿真曲線如圖28所示。

圖28 XD.R.x1對(duì)R閥的沖擊性影響分析

經(jīng)過仿真分析,筆者綜合得出了R閥動(dòng)態(tài)測(cè)試阻尼匹配組,如表4所示。

表4 R閥動(dòng)態(tài)測(cè)試阻尼匹配組

3.3 液阻對(duì)S閥動(dòng)態(tài)性能的影響分析

根據(jù)二通插裝閥結(jié)構(gòu)及工作原理,結(jié)合AMESim機(jī)理建模方法,筆者搭建了S閥仿真及測(cè)試模型,如圖29所示。

圖29 S閥模型及動(dòng)態(tài)特性測(cè)試回路

ZD.S的阻尼孔初值為φ25 mm。為研究液阻ZD.S的對(duì)S閥動(dòng)態(tài)特性的影響。筆者取液阻ZD.S的阻尼孔直徑分別為φ5 mm、φ10 mm、φ15 mm、φ20 mm、φ25 mm、φ30 mm、φ35 mm、φ40 mm、φ45 mm、φ50 mm,分析液阻ZD.S對(duì)S閥動(dòng)態(tài)特性的影響,得到S閥的響應(yīng)曲線如圖30所示。

由圖30可以看出:阻尼孔直徑越大,過流面積增加,流量變大,S閥芯開啟和關(guān)閉速度都越快,大于φ25 mm后，繼續(xù)增大效果不明顯。

為了進(jìn)一步分析液阻ZD.S對(duì)S閥動(dòng)態(tài)性能的影響,筆者取ZD.S分別為φ24 mm、φ24.5 mm、φ25 mm、φ25.5 mm、φ26 mm分別進(jìn)行仿真,得到的動(dòng)態(tài)特性響應(yīng)曲線如圖31所示。

圖31 ZD.S對(duì)S閥的動(dòng)態(tài)特性影響分析

由圖31可以看到:阻尼孔直徑每增大0.5 mm,S閥的開啟和關(guān)閉初時(shí)間都提高0.002 s左右。

筆者分析該液阻對(duì)S閥的沖擊特性(阻尼孔直徑每增大0.5 mm,沖擊提高7%左右),得到的S閥沖擊特性仿真曲線如圖32所示。

圖32 ZD.S對(duì)S閥的沖擊特性影響分析

由圖32可得:ZD.S取值為φ24 mm～26 mm。

4 結(jié)束語

為了提高某海上液壓打樁錘專用高品質(zhì)組合式插裝閥的動(dòng)態(tài)響應(yīng)性能,筆者對(duì)影響組合式插裝閥動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性的液阻因素進(jìn)行了仿真研究和分析,主要過程及結(jié)論如下:

(1)介紹了液壓打樁錘的結(jié)構(gòu)及液壓系統(tǒng)工作原理,根據(jù)液阻理論,分析了阻尼對(duì)插裝閥動(dòng)態(tài)響應(yīng)影響的作用機(jī)理,建立了組合式插裝閥,基于AMESim的仿真模型,對(duì)“P+先導(dǎo)閥”、“R+先導(dǎo)閥”、“S閥”3種組合式插裝閥形式的動(dòng)態(tài)性能進(jìn)行了仿真分析;

(2)為提升先導(dǎo)閥的響應(yīng)能力,優(yōu)化主閥的動(dòng)態(tài)特性,設(shè)計(jì)了先導(dǎo)閥的快速響應(yīng)液阻橋路,通過調(diào)節(jié)液壓橋路液阻，仿真分析了液阻對(duì)組合式插裝閥動(dòng)態(tài)響應(yīng)的影響,得出了插裝閥的液阻選配方案最優(yōu)陣列(該最優(yōu)陣列ZD.P為φ24 mm～26 mm、ZD.R為φ24 mm～25.5 mm、ZD.S為φ24 mm～26 mm、XD.P.T為φ9.6 mm～10 mm、XD.P.x1為2×φ3 mm～5 mm、XD.P.x2為φ1.4 mm～1.7 mm、XD.R.T為φ9 mm～10 mm、XD.R.x1為2×φ3 mm～5 mm、XD.R.x2為φ1.5 mm～1.9 mm);在該選配方案陣列內(nèi),P閥、R閥、S閥的響應(yīng)時(shí)間分別能夠達(dá)到0.12 s、0.08 s、0.07 s;

(3)結(jié)合仿真分析,得出了液阻對(duì)先導(dǎo)閥+P閥、先導(dǎo)閥+R閥以及S閥動(dòng)態(tài)特性的影響規(guī)律(總體上看,在一定范圍內(nèi)阻尼孔越大,阻尼越小,閥芯的動(dòng)態(tài)響應(yīng)越快,但對(duì)閥芯的沖擊也會(huì)變大);分析得出了動(dòng)態(tài)測(cè)試阻尼最優(yōu)選配方案,經(jīng)比較得出了各阻尼孔的初值與該選配方案陣列吻合,所以先導(dǎo)液阻的初值選擇較為合理。

插裝閥動(dòng)態(tài)特性的參數(shù)眾多,目前,筆者僅是仿真分析了阻尼對(duì)組合式插裝閥動(dòng)態(tài)響應(yīng)的影響。在后續(xù)工作中,筆者將根據(jù)需要對(duì)影響插裝閥響應(yīng)特性的更多參數(shù)進(jìn)行更全面深入地優(yōu)化分析。