新型流量阀

2024-10-22

新型流量阀（共7篇）

新型流量阀篇1

0 引言

在外加磁场的作用下, 材料的尺寸和体积发生改变的效应称为磁致伸缩效应[1]。磁致伸缩材料是将电磁能转换成机械能的功能材料。20世纪70年代初, 美国海军水面武器中心和Iowa大学Ames稀土材料研究所合作发明了Tb0.3Dy0.7Fe1.95材料, 由于其磁致伸缩系数比一般的磁致伸缩材料高约102~103倍, 因此被称为超磁致伸缩材料。超磁致伸缩材料具有大的抗压特性, 可以提供精密的位移输出, 易于实现抵压驱动, 并且无疲劳失效等优点, 为精密微驱动、重载微驱动以及无缆驱动等驱动方式的实现提供了新的解决途径。应用超磁致伸缩材料研制的微执行器、微驱动器和微传感器已在精密超精密加工、微加工、制造、光纤作业、激光制导、生物医疗等高技术领域展现出广阔的应用前景[2]。

微流体系统作为微机电系统的一个主要方向, 它能精确检测和控制流量, 在医药 (如体液检测、药物输送) 、计算机 (如CPU冷却) 、生化 (如微分析系统、基因筛选) 、交通 (如燃料喷射) 和环境监测等方面已显现出广阔的应用前景[3]。作为该系统核心部分的精密泵、微阀已成为近年来国内外学者的研究热点。由于微流量在医药和航天领域的应用潜力十分巨大, 而步进电机等传统技术己逐渐不能满足日益增长的精密控制要求, 智能材料由于其良好的响应特性正被研究作为流量精密控制的驱动元件, 包括智能凝胶、磁流变液、形状记忆合金、压电材料等。几种常用功能材料的性能比较如表一所示。

以上各种流量控制阀存在响应速度慢、流量控制范围小、精度低、不适应于高频率场合等不足, 从而使其应用范围受到限制。本文是研究一种以增大精密流量阀的响应速度、提高流量控制精度、以稀土超磁致伸缩材料Tb Dy Fe合金为驱动源的一种新型精密流量阀。超磁致伸缩材料是一种新型的功能材料, 以其应变大、响应快、输出力大等优良特性而具有很大的发展潜力[4]。但在国内外特别是国内的研究又大多集中于材料的制备和特性的实验研究上, 特别是对精密流量阀及其关键技术的研究还显得很薄弱。

稀土超磁致伸缩材料是继稀土发光、稀土永磁、稀土高温超导等材料之后又一种引人注目的稀土功能材料, 它的出现受到各国科技界、工业界和政府部门特别是军事部门的关注。由于其所具有的优良性能, 目前工业发达国家投入了大量技术财力和财政经费进行理论研究和应用开发, 积极扩展其在机械、电子、军事、国防等方面的应用范围[5,6]。

1 新型流量阀的结构

我国超磁致伸缩液压阀的设计沿用国外的方法, 制造工艺的精度也不够, 使得国内很少有结构紧凑的设计和响应速度超快的液压阀产品[7]。现有的形状记忆合金、压电材料等流量阀在工作时精度低且不适用于高频率场合, 限制了其使用范围。本研究的是一种新型流量阀, 如图一所示, 它是以稀土超磁致伸缩材料Tb Dy Fe合金为驱动源。由图一中可以看出, Te Dy Fe微阀主要由磁—机械转换器、液压位移放大机构及节流阀三部分组成。这种流量阀的结构紧凑、响应速度快、流量控制范围大、精度高。

2 新型流量阀的工作原理

整个精密流量阀的核心部件是稀土Tb Dy Fe合金棒。输入变量是电流, 输出变量是流体的流量。首先建立输入电流 (I) —超磁致伸缩棒线应变 (ε) 转换模型, 然后建立活塞位移 (S1) —柱塞位移 (S2) 放大模型, 最后建立阀芯位移 (S3) —流体流量 (Q) 输出模型。通过大量的实验, 确定各模型相关参数, 最后利用各模型间的关系, 建立起该精密流量阀的输入—输出模型。

以稀土Te Dy Fe合金为驱动源, 构造Te Dy Fe合金新型微阀, 其工作原理如图二所示。Te Dy Fe合金磁—机械转换器在直流电流作用下产生相应的磁场, 在磁场作用下Te Dy Fe合金棒产生轴向位移并通过液压缸 (内充满液压油) 的位移放大驱动阀芯运动, 实现流量的精确控制。通电前, 精密阀芯在弹簧的作用下阀口处于打开状态, 通电后, 通过调节输入电流的大小来控制流量阀流量的大小如图二所示。通入线圈的电流大小与阀口的开度大小成反比, 需要减小流量时, 则增大输入电流, 需要增大流量时, 减小输入电流。

3 结束语

设计的新型流量阀, 采用的是稀土超磁致伸缩材料Tb Dy Fe合金为驱动源, 与智能凝胶、形状记忆合金及压电材料等智能材料相比, 稀土超磁致伸缩材料具有应变大、响应快、输出力大等优良特性。该流量阀结构设计紧凑, 采用超磁致伸缩材料可以增大精密流量阀的响应速度、提高流量控制精度及可靠性。

参考文献

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2D数字阀流量规划补偿死区研究篇2

电液伺服系统是一种比较典型的非线性系统[1]。死区特性表示输入信号在零位附近变化时, 元件或环节无信号输出, 只有当输入信号大于或小于某一数值 (死区) 时, 才有输出信号, 且与输入信号呈或近似呈线性关系[2]。死区特性对系统性能的影响主要体现在两方面:一是死区特性对系统响应具有延滞性;二是死区特性的存在对系统产生了静差, 影响了精度[3]。

刘白雁[4]提出了电液比例方向阀死区的一种智能补偿方法, 为比例阀的伺服控制提供了一种可能途径。Leandro等[5]采用基于遗传算法的自适应控制补偿电液系统的死区特性, 有效地处理了系统参数的不确定性问题。文献[6-7]研究了带死区的三级电液伺服阀的模型和关键技术, 通过PD控制取得了很好的特性。

2D数字伺服阀的主阀采用的是滑阀结构[8]。零开口滑阀由于具有线性流量增益, 性能较好, 因此得到了广泛的应用。但是零开口滑阀加工非常困难, 它需要通过阀芯和阀套的配磨来达到零开口。正开口阀在开口区内的流量增益变化大, 压力灵敏度低。因此, 正开口阀主要应用于需要由连续液流维持合适油液温度的场合或恒流系统。负开口阀由于其流量增益具有死区非线性, 使得系统存在稳态误差, 并且还可能产生游隙导致系统不稳定, 因此很少采用。但是负开口阀零位泄漏小, 对加工工艺要求较低, 因此, 如果能找到某种补偿方法消除负开口阀的死区非线性, 则可以大幅度降低电液伺服阀的加工难度, 提高电液伺服阀的加工效率、成品率, 以及提高电液伺服阀的静态性能。另外, 2D数字阀传动机构齿隙、电-机械转换器死区和加工误差也会引起死区非线性。为此, 笔者提出了流量规划补偿2D数字阀死区的技术[9,10]。

1 2D数字阀工作原理

图1为2D数字阀结构图, 2D数字阀将导阀和主阀融为一体, 通过双自由的伺服螺旋机构实现位置反馈, 无需任何固定阻力小孔来保证其稳定性, 结构简单且加工方便。为保持阀芯的径向力平衡, 阀套采用具有双余度控制功能的双伺服螺旋机构。

2D数字阀具有单个阀芯的旋转和滑动双自由度, 如图2所示, 其中P为系统压力油口, T为回油口, A、B为工作压力油口。在该结构中, 阀右腔通过小孔b, 经阀芯杆内通道和小孔a与进油口 (系统压力) 相通, 其面积为左腔的一半;左腔的压力由开设在阀芯左端台肩上的一对高低压孔和开设于阀芯孔左端的螺旋槽相交的两个微小弓形面积串联的液压阻力半桥控制。在静态时若不考虑摩擦力及阀口液动力的影响, 左敏感腔压力为入口压力 (系统压力) 的一半, 阀芯轴向保持静压平衡, 与螺旋槽相交的高低压侧的弓形面积相等。当以顺时针 (面对阀芯伸出杆) 方向转动阀芯, 则高压侧的弓形面积增大, 低压侧的弓形面积减小, 左腔压力升高, 并推动阀芯右移, 同时高低压孔又回到螺旋槽的两侧, 处于高低压侧弓形面积相等的位置, 敏腔的压力恢复为入口压力 (系统压力) 的一半, 保持轴向力平衡;若逆时针的方向转动阀芯, 变化则正好相反, 阀芯向左移动。

2 流量规划补偿死区原理

在以往的控制系统中, 嵌入式控制器的输入信号往往是芯阀的位移, 相对于2D数字阀来说, 就是阀芯的角位移。这种控制方式是基于阀芯的角位移与流量是线性关系的情况。当两者相对关系为线性关系时, 才有线性的角位移产生线性的流量这样的结果, 同时才会有线性的流量曲线。但是这种控制方式相对于流量来说类似于开环控制, 流量不仅受开口大小影响, 同时也受油压的影响。目前的嵌入式控制器往往不能直接控制外部油源压力的大小, 但是这样做也有一定的好处, 就是使嵌入式控制器有着最大的适应性, 在不同的压力下都可以正常工作。

虽然非线性的产生是由加工等其他因素引起的, 但对于某一个特定的嵌入式控制器来说, 其非线性是有重复性的, 也就是说在该电-机械转换器的寿命里, 这些因素都不会消失。

流量规划补偿原理是将原来的2D数字阀嵌入式控制器的角位移输入信号, 由DSP内部算法转换为流量输入信号, 再通过流量曲线构造流量与角位移的函数关系。在输入角位移信号的同时, 首先由数字控制元件如DSP等通过既定的关系、函数、表格等形式, 转为流量数据, 其次再转化成为电-机械转换器的角位移信号, 这样就能保证流量的线性度。

根据拟合的流量特性曲线, 可以取出若干个点, 组成流量比 (Q/Qmax) -步进电机角位移比 (Q/Qmax) 表格 (表1) 。

2D数字阀用电-机械转换器由DSP控制, 选用最小二乘逼近法来拟合流量曲线不仅简单方便, 还可加快DSP的运算速度, 提高精确度。

由已知的流量特性曲线可得已知的Q=f (θ) 的实验数据, 如表2所示。其中, θ1<θ2<…<θm, 记X={θ1, θ2, …, θm}。

选取集合Hn中关于点集X及权系数{ωi} (i=1, 2, …, m) 上线性无关多项式组{φ0 (θ) , φ1 (θ) , …, φn (θ) } (m>n) , 定义

则有唯一Pn (θ) ∈Hn使

成立。

最小二乘多项式表达式为

系数{aj} (j=0, 1, …, n) 可由如下方程组求得

实验计算表明, 当n=7, 8, …时, 式 (4) 是病态方程, 基的选取对求解误差影响较大, 可以选择Chebyshev正交多项式基或者Legendre正交多项式基。

3 流量规划补偿死区的实验研究

实验装置如图3所示, 采集步进电机角位移与流量信号后, 进行函数拟合, 制成表1所示的表格, 输入给2D数字阀控制器的步进电机角位移信号经DSP运算变为步进电机角位移比信号, 将步进电机角位移比信号当作流量比信号, 经由流量比-步进电机角位移比表格查找到相应的步进电机角位移比, 再转换为步进电机角位移, 去控制步进电机, 因此, 可以消除死区以及电机磁路的不理想造成的滞环。

本次实验采用了流量特性曲线拟合成表格的方法进行了应用研究。工作压力为21 MPa, 阀压降为10 MPa。

由图4可知, 该2D数字阀在未加任何补偿时的流量特性曲线有明显的死区存在, 并且死区十分明显, 达到了5%, 非线性影响严重, 不仅在死区边界出现一定的曲线, 在线性部分也有一定的弯曲, 非线性度达到了7%, 效果十分不理想。

按上述方法制成的流量比-步进电机角位移比的表格 (表3) , 并将该数据应用到实验程序中。该程序中将输入信号作为流量比, 从表格中找到相应的步进电机角位移比, 然后计算出步进电机的角位移, 从而控制2D阀的开口。图5所示为采用流量规划补偿后未加颤振的流量特性曲线, 由图可知, 采用流量规划补偿后, 死区基本上消失, 在流量零位时仍有一定的非线性, 但是非线性度已经减小到3%。这个实验证明, 采用流量规划补偿是有效的, 可以明显减小甚至消除死区的影响, 增加系统的线性度, 滞环依然存在。

图6所示为流量规划同时叠加50%死区量颤振补偿的流量曲线, 由图可知, 死区和滞环都有所减小, 非线性度降低为1.8%, 良好的线性度已经可以满足比例控制系统要求。

图7所示为采用流量规划补偿同时叠加100%死区量颤振的流量特性曲线, 死区已经完全消除, 滞环也明显减小, 流量特性曲线已经接近理想直线, 非线性度已经小于0.5%。该系统已经具有良好的线性特性控制性能, 基本上能够达到伺服系统的要求, 并且不需要加大高频颤振信号幅值, 不存在系统发散、失控的危险。

由叠加不同死区量颤振信号的实验效果可知, 叠加的颤振信号的幅值对补偿非线性有重要影响。采用死区补偿后, 在原有死区范围内的控制分辨率将明显得到提高, 相反, 在原有死区范围外的控制分辨率将有所下降。由于在不同负载压力下, 对阀的压力影响表现为阀压降不一样。为了验证在不同负载下2D数字阀流量规划补偿效果, 可通过改变系统压力的方式改变阀压降。当系统压力为15 MPa, 阀压降为6 MPa时, 流量规划后的流量曲线如图8所示;当系统压力为7MPa, 阀压降为3.5 MPa时, 流量规划后的流量曲线如图9所示。由图7、图8和图9可知, 输入信号-流量输出曲线在不同的油压下呈现出高度的重复性。

4 流量规划补偿死区后的动态特性实验研究

4.1 阶跃响应特性

2D数字阀动态特性测试的液压系统原理见图10。2D数字伺服阀的动态特性通常用它的阶跃响应特性或频率特性来表示。测试所使用的流量计型号为VS 4, 其测量量程为300 L/min, 精度为0.3%, 重复精度为±0.05%。实验时, 信号发生器发出满开口幅值 (±4V) 的低频 (0.02 Hz) 正弦信号, 该信号一方面送给2D数字阀控制器, 另一方面送给记忆示波器。采用颤振补偿技术, 2D数字阀控制器在输入信号和颤振信号的叠加作用下根据跟踪控制算法控制阀的开度。

系统调零后, 关闭阀1、阀2、阀3, 打开阀4、阀5。经过死区补偿后, 输入幅值4 V的阶跃信号, 使阀芯为满开口, 调节系统压力为21 MPa, 待示波器出现稳定的流量信号, 保存流量信号和输入控制信号, 处理数据得阶跃响应特性, 如图11所示, 其中阶跃响应上升时间为5.3 ms。

4.2 频率特性

系统调零后, 关闭阀1、阀2、阀3, 打开阀4、阀5, 输入幅值1 V、频率1 Hz的正弦信号, 使阀芯开口25%, 调节系统压力为21 MPa, 待示波器出现稳定的流量信号, 保存流量信号和输入控制信号。再依次改变频率为10 Hz、20 Hz、50 Hz、80Hz、100 Hz、120 Hz, 或更大频率, 至输出流量信号滞后输入信号90°, 测试结果如图12~图15所示, 死区补偿之后, 该阀在开口25%满量程的正弦波控制下, -3 d B处幅频宽可达141 Hz。

5 结论

(1) 2D数字阀由DSP控制, 通过DSP内部算法, 用函数逼近拟合实际的流量特性曲线, 基本可以消除死区, 但滞环依然存在。

(2) 采用流量规划同时叠加颤振的补偿技术, 不仅可以完全消除死区, 而且滞环也明显减小, 使2D数字阀的非线性度小于0.5%。

(3) 输入信号-流量输出曲线在不同的油压下呈现出高度的重复性。死区补偿之后, 该阀在开口25%满量程的正弦波控制下, -3 d B处幅频宽可达141 Hz。

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新型流量阀篇3

高速开关阀(也称数字阀)具有高精度、小体积、高可靠性、抗污染、低成本的优点,在恶劣环境中有取代伺服阀的趋势。高速开关阀快速响应性能与阀芯质量、阀芯液动力以及驱动器等因素有关。目前,高速电磁开关阀响应速度受到螺线管驱动器体积、电磁力和惯性限制,加上阀芯行程和关闭时间之间的矛盾,使其很难同时获得较高响应特性和较大的流量;提高工作压力可以增大阀流量,但也增加了阀芯运动阻力。提高阀流量、工作压力、响应速度成为高速开关阀当前研究的关键问题之一。高速开关阀存在以下缺点[1,2]:①流量偏小,小于120L/min;②响应速度不够快,通径6～10mm的阀,调制频率大约为20～30Hz,通径小于3mm的阀,调制频率不超过100Hz;③噪声较大;④寿命短、可靠性低。

大流量高速开关阀存在阀芯冲击和阀芯振荡的问题,一般通过设置加装缓冲装置来解决此问题,但缓冲装置的使用会影响阀的响应速度。目前,液压阀阀芯缓冲方式有阻尼油膜[3]、阻尼间隙[4]、阻尼小孔[5]三种形式。王宏达等[4]对往复泵锥阀的“液垫”缓冲装置进行了研究,该缓冲装置利用呼吸孔的阻尼作用实现阀盘回落“软着陆”,从而减小阀盘阀座冲击磨损,提高锥阀的使用寿命。夏胜枝等[5]研究了带中心孔圆板的油缸阻尼缓冲装置,该缓冲装置利用小孔的阻尼作用实现运动圆盘的缓冲。夏胜枝等[6]对高速强力电磁阀阻尼装置进行了研究,利用挤压油膜的缓冲作用增加滑阀阀杆和阀芯组件的运动阻尼,以防止阀杆阀芯组件在阀关闭时发生振动。Burrows 等[7]利用挤压油膜缓冲器的非线性阻尼来消除喷嘴挡板阀阀杆的振动,通过设计挤压油膜缓冲器的结构参数来使挡板快速稳定运动到平衡位置,使导阀获得稳定高增益,导控油路稳定的输出可以使喷嘴挡板阀获得优良性能。Dasgupta等[8]利用带阻尼的空心圆盘对阀杆运动产生的阻尼作用来改善减压阀瞬态性能,并指出,随着阀盘周围流体压力、阀盘直径与缓冲面积的增大,阀输出压力稳定性得到明显改善,阀的工作范围得到提高。 Anderson等[9]建立了中心气囊闭式挤压油膜缓冲器集中参数动态模型,揭示了集中参数质量和阻尼与量纲一油膜厚度之间的关系。Younis等[10]研究了静电驱动微盘挤压气膜缓冲器的压力、静电力与微盘压力分布、固有频率以及品质因素之间的关系。刘金榕[11]针对电液可变气门提出了多孔节流+弹簧缓冲的高速气门缓冲结构,该缓冲结构能够有效减小气门开启和落座时的速度,从而极大地减小气门开启和落座冲击,实现高速气门缓冲。相对于间隙、小孔来说,油膜阻尼研究主要集中在高速液压气动轴承上,在大流量高速开关阀中的应用尚未见报道。

本文提出在高速开关阀的主阀阀芯上加装挤压油膜缓冲器的方案,在不影响阀快速响应的基础上,利用挤压油膜非线性反推力和阻尼来减小阀芯关闭末速度,从而减小阀芯对阀座的冲击并消除阀芯振荡,提高阀的密封性能、可靠性和使用寿命。

1 高速开关阀工作原理

高速开关阀采用直动型数字导阀控制锥阀的两级结构,如图1所示,通过直动型高速数字阀(下称导阀)控制油液方向来实现主阀阀芯的开启和关闭。在主阀不加缓冲装置的情况下,主阀阀芯以高达2.4m/s的速度冲击阀座,产生反弹,引起振荡,为了减小冲击和消除阀芯振荡,在主阀阀芯右端设置挤压油膜,利用挤压油膜来对阀芯运动产生缓冲作用,实现阀芯平稳关闭。初始油膜厚度h0对缓冲性能起决定性作用,特设置油膜厚度调整螺钉进行调整,主阀阀芯的最大位移y0为6mm。

2 挤压油膜缓冲器的数学模型

高速开关阀的挤压油膜缓冲器为环形油膜结构,其结构原理如图2所示。当A板向B板以速度v运动时,两板之间油膜压力p增大,油膜产生与A板运动方向相反的反推力,阻碍A板运动。

当挤压油膜边界处(r=r2)的压力p0为零时,根据流体连续性原理[12],求得挤压油膜沿径向的压力分布规律为

$p = \frac{6 η v}{h^{3}} [\frac{1}{2} (r_{2}^{2} - r^{2}) - r_{1}^{2} \ln \frac{r_{2}}{r}]$ (1)

式中,r为半径(油膜中某点距离油膜中心的距离);r1为油膜内径;r2为油膜外径;η为油液动力黏度;h为油膜厚度(A板运动时油膜的动态厚度)。

如果满足条件r2-r1≪r1,则式(1)运用泰勒公式展开后略去高阶无穷小量可得

$p = \frac{6 η v}{h^{3}} (r_{2} - r)^{2}$ (2)

对环形面积进行积分可得挤压油膜的反推力为

$\begin{array}{l} F = \int_{r_{1}}^{r_{2}} 2 π r p d r = \\ \frac{12 π η v}{h^{3}} (\frac{3}{8} r_{2}^{4} - \frac{1}{2} r_{1}^{2} r_{2}^{2} + \frac{1}{8} r_{1}^{4} + \frac{1}{2} r_{1}^{4} \ln \frac{r_{2}}{r_{1}}) (3) \end{array}$

挤压油膜缓冲器阻尼系数Ba为

$B_{a} = \frac{12 π η}{h^{3}} (\frac{3}{8} r_{2}^{4} - \frac{1}{2} r_{1}^{2} r_{2}^{2} + \frac{1}{8} r_{1}^{4} + \frac{1}{2} r_{1}^{4} \ln \frac{r_{2}}{r_{1}})$ (4)

3 高速开关阀数学模型

依次建立导阀输出转矩方程、导阀阀芯转矩平衡方程、导阀偏心球头传动方程、导阀线性化流量方程、主阀阀芯控制腔流量方程、主阀阀芯受力平衡方程,建立高速开关阀数学模型如下:

T=Tmsin(θm-θ)

$Τ = J_{a} \frac{d^{2} θ}{d t^{2}} + B_{v} \frac{d θ}{d t} + 0.43 x_{v} w (p_{s} - p_{L})$

xv=esinθ

$Q_{v} = c_{d} w x_{v} \sqrt{\frac{p_{s} - p_{L}}{ρ}}$

$Q_{v} = A_{v} \frac{d y}{d t} + \frac{V_{t}}{4 Κ_{e}} \frac{d p_{L}}{d t}$

$A_{v} p_{L} = m_{m} \frac{d^{2} y}{d t^{2}} + B_{a} \frac{d y}{d t} + F_{k} + F$

式中,T为数字导阀步进电机的输出力矩;Qv为数字导阀输出流量;cd为流量系数; Tm为数字导阀最大输出力矩;θ为步进电机转角;θm为旋转磁场转角;Ja为电机转子及导阀阀芯折算到电机轴上的转动惯量;w为数字导阀阀口面积梯度;Bv为数字导阀阀芯阻尼系数; ps为油源压力;e为电机轴上偏心球头的偏心距;ρ为液压油密度;Ke为油液弹性模量;xv为导阀阀芯位移;y为主阀阀芯位移;mm为主阀阀芯质量;Fk为主阀阀芯所受弹簧力;Av为主阀阀芯控制腔面积;Vt为主阀阀芯控制腔容积;pL为主阀阀芯控制腔压力;Ba为主阀阀芯阻尼系数,它主要产生于挤压油膜缓冲器。

4 仿真分析

4.1挤压油膜径向压力分布规律仿真分析

建立挤压油膜有限元二维模型,选用二维单元Fluid141,对挤压油膜的压力分布进行有限元仿真。阀芯运动速度v=2.4m/s,油膜厚度h分别为0.5mm、1.0mm、2.0mm和3.0mm时的挤压油膜压力p沿径向分布情况如图3所示,可以看出,油膜压力沿径向呈抛物线规律分布。

同一圆周上的压力与油膜厚度三次方成反比。

4.2挤压油膜缓冲器阻尼系数Ba仿真分析

如图4所示,挤压油膜缓冲器的阻尼系数Ba随油膜厚度减小急剧增大,当油膜厚度大于0.15mm时,挤压油膜的阻尼系数很小,对主阀阀芯的运动速度影响很小,当挤压油膜厚度小于0.15mm时,缓冲器产生的阻尼系数迅速增大,在阀芯的行程末端对阀芯速度产生巨大的阻尼作用,使阀芯速度迅速下降,减小了阀芯对阀座的冲击速度和冲击力。

4.3挤压油膜缓冲器反推力仿真分析

图5所示为初始油膜厚度不同时反推力F与主阀阀芯位移y变化曲线,可以看出,阀关闭最后阶段,油膜对阀芯反推力很大,初始油膜厚度分别为0.12mm、0.10mm和0.08mm时,对应油膜反推力峰值分别为37kN、42kN和43kN。经计算,当初始油膜厚度为0.10mm时,阀芯位移从5.85mm运动到6.0mm过程中,油膜平均反推力可达到30kN,大大减小了阀芯与阀座之间的撞击力,并消除了阀芯振荡,使阀芯平稳关闭。

4.4高速开关阀主阀阀芯动态过程仿真

理论上,初始油膜厚度越小,缓冲效果越好,因此,初始油膜厚度的合理设置非常重要。由式(4)可知,Ba同h的三次方成反比,挤压油膜越薄,阻尼系数越大,所以随着初始油膜厚度的减小,缓冲效果越来越好,阀芯与阀座的撞击也越来越小,阀芯位移曲线振荡明显减小直至消失。图6所示为不同初始油膜厚度下主阀阀芯位移响应仿真曲线,对比图6a～图6d可知:高速开关阀在不同初始油膜厚度下的响应时间几乎相同,大约为8ms;随着初始油膜厚度的减小,阀芯位移曲线在阀口关闭时的振荡越来越小,当h0=0.1mm时,阀芯位移曲线基本没有振荡。

4.5高速开关阀主阀阀芯速度仿真

主阀阀芯速度曲线如图7所示。开始时主阀阀芯速度在液压力和弹簧力的作用急剧增加,最高时达到2.8m/s,而当阀芯接近阀座时,阀芯速度很快降到较低水平,表明缓冲油膜的缓冲效果非常好。

5 实验研究

5.1实验方法

建立大流量高速开关阀的实验系统,如图8所示,通过直动式数字阀切换控制回路压力油方向来驱动主阀阀芯的开启与关闭,利用非接触式激光位移传感器测量高速开关阀阀芯位移,经数据处理得到高速开关阀的动态特性;泄漏流量的测试是通过关闭主阀阀芯,在一定时间内测量量杯收集的泄漏油液体积,测得阀泄漏流量;高速开关阀通径取40mm,初始油膜厚度h0分别取1mm、0.7mm、0.3mm和0.1mm,分别进行阀动态特性测试;设置最优初始油膜厚度进行锥阀关闭次数的寿命实验,并分别测量关闭次数为1000、2000、3000、4000和5000时高速开关阀阀芯的泄漏流量。

5.2主阀阀芯位移响应实验

图9所示为高速开关阀在初始油膜厚度分别为1mm、0.7mm、0.3mm和0.1mm时阀芯位移实验曲线, 分析可知:高速开关阀关闭的延迟时间为3.9ms,关闭时间为3.7ms,总响应时间基本相同,说明挤压初始油膜厚度大小对阀响应时间几乎没有影响;随着初始油膜厚度的减小,阀芯位移曲线在阀口关闭时振荡越来越小,与仿真结果一致;在实验过程中可以清楚地听到,随着初始油膜厚度减小,高速开关阀关闭时阀芯与阀座间撞击声越来越小,缓冲的效果越来越好;当挤压初始油膜厚度设置在0.1mm时,阀关闭时阀芯位移曲线平滑,没有明显振荡,阀口平稳关闭,说明挤压油膜缓冲器缓冲效果很好。

5.3主阀泄漏量、寿命实验

表1所示为初始油膜厚度为0.1mm时阀开关次数与泄漏量测量数据,分析可知:设置了挤压油膜缓冲器的阀泄漏情况得到明显改善,随着开关次数的增加,初始油膜厚度有所变化,泄漏量有所增大,5000次开关后仍小于7mL/h的许可泄漏量;经历5000次开关撞击后,阀口变形量(与油膜厚度变化相同)大约为25μm;高速开关阀经历5000次的开关实验,没有发现任何故障,可靠性良好。

6 结论

挤压油膜缓冲器的反推力、阻尼与油膜厚度的三次方成反比,其缓冲效果随着初始油膜厚度h0的减小而提升,当初始油膜厚度h0=0.1mm时,挤压油膜缓冲器使阀芯末速度减小至0.25m/s,大大减小了阀芯冲击,消除了阀芯振荡,阀芯位移响应曲线光滑,且挤压油膜缓冲器的应用对高速开关阀快速性影响甚微,几乎没有,应用挤压油膜缓冲器的高速开关阀泄漏情况得到明显改善,密封性、可靠性和使用寿命大大提高,高速开关阀总关闭时间大约为8ms,流量可达到450L/min,满足了大功率液压系统应用要求。

摘要：针对大流量高速开关阀(流量450L/min、关闭时间8ms)阀芯冲击和振荡问题,设计了阀芯挤压油膜缓冲器,利用挤压油膜的非线性输出力和非线性阻尼对阀芯末端行程进行缓冲,在不影响阀关闭时间的情况下,大大减小阀芯冲击,消除阀芯振荡,使阀平稳关闭,从而显著提高阀的使用寿命、可靠性和密封性能。仿真和实验结果表明:当油膜厚度约为0.1mm时,缓冲器具有最佳缓冲效果,阀芯关闭过程接近理想状态。该阀流量大、响应速度快,阀芯缓冲方案新颖,在大功率、快速性场合具有重要应用价值。研究成果对其他液压元件的设计研究具有理论指导和借鉴价值。

关键词：高速开关阀,挤压油膜缓冲器,冲击,振荡,缓冲

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[11]刘金榕.基于高速电液阀的变气门执行系统关键技术研究[D].杭州:浙江大学,2009.

新型流量阀篇4

百柯流体技术公司扩展了电磁隔离阀生产线,使其能够生产具有大流量,强化学惰性的电磁隔离阀。新款电磁隔离阀的独特之处在于它能提供一个带有超大通径的流体通路,该通路完全由惰性非金属材料构成,具有很强的化学耐腐蚀性。

150L系列电磁阀适用于化学分析、体外诊断和环境分析等领域用户,湿件均由PTFE (聚四氟乙烯)材料构成,对众多的腐蚀性溶液都具有很好的化学兼容性。150L系列电磁隔离阀结构紧凑,能够非常方便地与仪器设备整合。

所有来自百柯流体的隔离阀均有一个电磁驱动机构。驱动机构与液路被一个弹性隔膜完全隔离,使得驱动机构不与液体发生任何接触,这就意味着驱动机构的材料不需要具有很强的化学耐腐蚀性,从而大大降低客户的使用成本。驱动机构最多可动作两千万次,确保了150L系列电磁隔离超长的使用寿命。

新型电控变速阀设计及问题分析篇5

变速阀作为变速液压系统中控制动力换挡变速箱的关键零部件, 其可靠性、操控性和稳定性对推土机整机运行起着关键作用, 变速阀性能故障也是推土机故障的一种重要表现形式。目前, 推土机主要是利用机械和液控方式进行变速和换向控制, 这两种方式对于大马力推土机而言存在操作力大等弊端, 因此, 需要研制电控变速阀。

2 原理设计

本文所述新型电控变速阀系统原理如图1所示。该新型电控变速阀的控制策略与某型号的推土机变速箱档位匹配关系如表1所示。该电控变速阀通过电控手柄进行控制, 1、2、3档档位变化采用加或减按钮的方式实现, 方向档位变化采用拇指滚轮方式实现。

3 实验及问题分析

3.1 问题介绍

根据上述原理, 对新型电控变速阀进行了试制, 其性能是否达到推土机的使用要求, 需要经过实验验证。实验所得其余各档压力曲线与前进1档压力曲线相似, 如图2所示。

3.2 问题分析

由图2曲线知:在换挡时各档调压过程不明显, 与理论要求相差比较大。通过对图1中的原理进行分析, 发现节流孔C2原本是在换挡瞬间起补充一定流量的作用, 如果节流孔C2大小不合适, 将造成单向阀A4无法打开, 油液从P口进入后, 经过C2后, 流经1、2或3控油口后, 进入变速箱内部的离合器, 造成主压力控制阀失效。此外, 如果主压力控制阀的调定压力过低, 即主压力控制阀内部的调压弹簧刚度较低, 油液经过压力控制阀时, 主压力控制阀内部弹簧被压并, 造成压力控制阀无法正常工作。

3.3 处理方案及实验结果

根据上述分析, 采用如下处理方案: (1) 将主压力控制阀内部调压弹簧刚度增大, 使其调定压力达到2MPa; (2) 在 (1) 的基础上, 将新型电控变速阀内节流孔C2使用专用堵头进行封堵。对两个方案进行逐一实施后, 分别进行实验, 获得方案 (1) 换挡时各档压力变化曲线如图3所示, 方案 (2) 换挡时各档压力变化曲线如图4所示。方案 (1) 和方案 (2) 其余档位压力变化分别与图3和图4相似。

通过图3实验曲线可以看出, 在换挡时各档压力调整曲线稍好一些, 但仍然比较陡, 并且波动较大, 无法满足推土机使用要求;由图4实验曲线可以看出, 在换挡时各档压力调整曲线拐点明显、柔和、无明显波动, 各档的调压过程约0.6s, 可以满足推土机使用要求。

4 结论

叉车用新型合流及压力控制集成阀篇6

1. 集成阀块工作原理

集成阀块组成如附图所示,主要由阀体1、单向阀2、节流阻尼孔3、OPS控制电磁阀4、直动式减压阀5、驻车制动电磁阀6、节流阻尼孔7、蓄能器8、驻车制动指示灯开关9和压力表10等组成。

阀体1上P1和P2口为集成阀块的进油口,其油液分别取自工作装置液压系统的工作泵和制动系统的制动泵。从P1和P2口进入的压力油在单向阀2处比较,压力值高侧优先供油。进入阀块的油液经节流阻尼孔3后,分别供给OPS控制电磁阀4和直动式减压阀5。

进入OPS控制电磁阀4的油液经驻车制动电磁阀6,再经过节流阻尼孔7后,给驻车制动器供油。进入直动式减压阀5的油液经减压后,直接供给蓄能器8和工作装置液压系统的先导手柄。

1.阀体2.单向阀3.节流阻尼孔4.OPS控制电磁阀5.直动式减压阀6.驻车制动电磁阀7.节流阻尼孔8.蓄能器9.驻车制动指示灯开关10.压力表P1—接工作泵P2——接制动泵At——接驻车制动器A2—接驻车制动指示开关A3——接蓄能器A4——接先导液压系统A5、A6——接压力表T——接回油口

T口为OPS控制电磁阀4、直动式减压阀5和驻车制动电磁阀6共用的回油口;A1口接驻车制动器,A2口接驻车制动指示灯开关9,A3口接蓄能器8;A4口接工作装置液压系统的先导手柄;A5和A6口接压力表10。阀块耐压等级为20.0MPa,入口流量为36L/min。

2. 集成阀块优点

该集成阀块是在原分体式阀组的基础上改进,并增加了一些实用功能,主要有以下5点优点:

一是集成阀块采用双通道供油,即分别从工作装置液压系统和制动系统取油,当某条油路有故障时另一油路还可供油,以确保先导控制手柄和制动系统供油不会中断。

二是在集成阀块内部集成2道节流阻尼孔,减少高压油液对制动器油缸的冲击,提高了制动器蝶形弹簧的使用寿命。

三是集成阀块内部集成了OPS控制电磁阀和驻车制动电磁阀,使得叉车更加安全,操作更加简便。OPS控制电磁阀由驾驶员座椅下的感应开关控制,当驾驶员坐姿不正或离座时,驻车制动无法解除。驻车制动由电控翘板式开关控制,较原液控阀操纵更加方便。

四是先导手柄由集成阀块通过直动式减压阀供油较为稳定,为其提油液的压力为3.0MPa,流量为15L/min。蓄能器在液压系统失去动力源后,可保证先导手柄至少能操作3～5次。

五是使用新型集成阀块后,整车管路布置更加简化,减少了故障点,维修更加简便。

3. 应用效果

高炉无料钟炉顶新型上组合阀篇7

目前, 国内高炉串罐式无料钟炉顶装料设备, 其设备组成自上而下一般为:受料斗、放料阀、上密封阀、料罐、节流阀、下密封阀、波纹补偿器、布料器等, 组成部分均为单体部件, 模块独立, 便于安装维修。本文所诉设计, 基于原放料阀与上密封阀, 改进其传动原理, 改变机械结构, 进行功能组合, 开发出一种结构更紧凑、设备重量更轻, 完全满足高炉炼铁工艺要求的新型上组合阀。

放料阀用于控制物料放料和截止。油缸驱动两侧联杆机构, 联杆机构带动曲臂旋转, 阀板安装于曲臂上, 从而实现两侧阀板的同时打开和关闭, 控制放料和储料。此设备高1100mm, 重约4.6t, 结构比较复杂, 阀板驱动机构由正反两套四连杆机构组成, 只能实现阀板的近似对称打开。轴系零件繁杂, 且加工精度要求高, 难度大。

密封阀是炉顶装置中起均排压密封用的关键设备, 与下密封阀配合使用, 以实现高炉炉顶系统压力控制。此设备高1500mm, 重约3.5t。液压缸安装于设备箱体上, 与连杆连接, 连杆安装于驱动轴上, 驱动轴带动与之连接的阀板旋转, 阀板上安装密封圈, 与压头接触配合实现密封, 压头安装在箱体内。阀板动作由油缸驱动连杆, 连杆带动阀板旋转来实现密封圈与压头的紧密结合, 结构简单, 但设备高度大 (主要是阀板打开所需空间大) , 空间利用率不足, 密封阀关闭时密封圈受力不好时, 阀板定位需适时调整。

新型上组合阀说明

基于以上设备的不足之处, 从结构设计等方面进行组合优化设计, 新型上组合阀设备高1800mm, 重约6.9t。降低炉顶设备总高度800mm, 降低设备总重1.2t。结构型式如下图:

原放料阀功能由新型上组合阀上部结构实现, 设备阀板原四连杆驱动机构替换为齿轮驱动, 双侧液压缸驱动更改为单侧驱动。较原设计, 新型上组合阀放料功能部分机械效率更高, 双侧阀板打开动作更一致, 轴系零件得到大大简化, 有效降低加工制造难度和成本。

原上密封阀功能由新型上组合阀下部结构实现, 原设备密封阀板动作, 由液压缸驱动, 一次旋转打开和关闭。优化后, 在箱体两侧分别设置驱动装置, 两套旋转机构, 由一侧机构驱动实现一级旋转, 另一侧机构驱动实现二级旋转, 配合实现密封阀板在更低空间内完成动作。同时, 两级动作改善密封时设备接触状态, 有效延长密封阀使用寿命。

设备内部结构及动作示意图:

如上图所示, 设备上部为放料阀功能实现, 下部为密封阀功能实现, 前两视图分别表示放料阀板关闭和打开状态;三个视图分别表示密封阀板关闭、一级打开、完全打开三个状态。

由图示可看出, 密封阀板从一级打开状态到关闭, 阀板越接近压头, 两者越趋于平行, 关闭时完全平行, 与原密封阀结构相比, 密封圈受力情况得到极大改善。

综述

通过设备改进, 降低无料钟装料系统总高, 从而降低高炉整体高度, 并且减小设备总重, 有效降低高炉建设成本。优化放料阀结构, 齿轮传动代替联杆传动, 提高机械效率, 降低加工成本。

优化密封阀结构, 采用两级传动, 减小设备动作空间, 改善密封接触状态。无论从经济效益还是技术角度考虑, 新的优化设计都很有意义, 具有较大的应用前景。

摘要：笔者就国内现使用的高炉无料钟炉顶设备进行研究分析, 对其中放料阀和上密封阀进行组合优化设计, 目的在于优化设备结构, 提高设备性能, 降低设备总高和制造成本, 从而减少高炉建设费用。

关键词：无料钟炉顶,放料阀,上密封阀,优化设计

参考文献

[1]王平.炼铁设备.冶金工业出版社, 2006, 2

[2]唐燕.串罐式无料钟炉顶设备.重型机械, 1988.

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