2. 太重榆次液压工业有限公司技术中心, 山西 榆次 030600
2. Technology Center of Taiyuan Heavy Machinery Group Yuci Hydraulic Industry, Yuci 030600, Shanxi, P. R. China
插装比例节流阀具有流量大、响应快、结构简单等优点,因而应用广泛。研究人员对其流场、动静态特性、控制算法和结构设计进行了较多研究 [1-10]。插装比例节流阀有多种结构,位移流量反馈[11]便是其中一种,Zhang等[12]对一款适用于中小流量的螺纹插装比例节流阀特性进行研究,指出其性能受传递函数零点位置限制;2007年,Eriksson等[13]对该类比例节流阀进行研究,指出可将其简化成一阶系统,该结论与文献[8]略有不同。2009年,Park[14]将流量放大原理应用到以水为介质的液压阀中,取得了良好效果。2010年,Quan等[15]将该原理应用到比例方向阀中,研究结果表明比例方向阀具有良好的动态响应特性。
综上所述,基于位移流量反馈原理的主阀可对先导阀流量进行放大,因而在大流量控制场合具有优势。因此在本研究中,对主级基于流量放大原理、先导级采用位移电反馈的两级插装比例节流阀动静态特性进行分析,并对关键结构参数进行探讨,为该类型液压阀的研制提供依据。
1、 插装比例节流阀组成与数学建模 (1.1) 插装比例节流阀的组成如图 1所示,其由主级和先导级构成,主级包括阀芯、阀套和盖板等,先导级采用直动式比例阀。主阀芯表面加工有反馈槽(宽度ws,深度t),当t≥ws时,反馈槽与阀套构成通流面积为ws(x0+xm)的先导前置可变液阻并形成内部位置反馈通道。当先导阀关闭时,主阀控制腔压力pc与入口压力pi相等,由于上端面积Ac是下端面积Aa的2倍,故主阀关闭;当先导阀开启时,油液通过反馈槽和先导阀流出,pc降低,当主阀受力平衡遭到破坏,主阀向上运动,ws(x0+xm)随之增大,直至通过反馈槽流量与先导阀流量相等时,主阀才停止运动。
先导阀芯受力平衡式为
${{F}_{e}}={{m}_{p}}{{\ddot{x}}_{p}}+{{B}_{p}}{{\dot{x}}_{p}}+{{k}_{p}}{{x}_{p}}+2{{C}_{dp}}{{C}_{v}}{{w}_{p}}{{x}_{p}}\left( {{p}_{c}}-{{p}_{o}} \right)cos~\theta ,$ | (1) |
式中:Fe为电磁铁输出力; mp为阀芯质量;Bp为阻尼系数;kp为弹簧刚度;
由于先导阀为比例阀,且采用了位移电反馈方案,若忽略电磁铁动态特性和放大器中位置误差控制算法模块影响,则存在
${{F}_{e}}={{k}_{e}}\left( {{u}_{i}}-{{k}_{f}}{{x}_{p}} \right),$ | (2) |
式中:ke为比例电磁铁增益;ui为输入信号;kf为先导位移传感器反馈系数。
通过先导阀流量qp为
${{q}_{p}}={{K}_{p}}{{x}_{p}}\sqrt{{{p}_{c}}-{{p}_{o}}},$ | (3) |
${{K}_{p}}={{C}_{dp}}{{w}_{p}}\sqrt{\frac{2}{\rho }},$ | (4) |
式中:Kp为先导阀流量增益;ρ为油液密度。
主阀芯动力学平衡表达式为
$-2{{C}_{dm}}{{C}_{v}}{{w}_{m}}{{x}_{m}}cos~\theta \left( {{p}_{i}}-{{p}_{o}} \right)-{{A}_{c}}{{p}_{c}}+{{A}_{a}}{{p}_{i}}+\left( {{A}_{c}}-{{A}_{a}} \right){{p}_{o}}=M{{\ddot{x}}_{m}}+{{B}_{m}}{{\dot{x}}_{m}}+k{{x}_{m}}.$ | (5) |
式中:Cdm为主阀流量系数;wm为主阀面积梯度;xm为主阀位移;pi为主阀入口压力;Ac为主阀芯大端面积;Aa为主阀芯小端面积;M为主阀芯质量;Ff为主阀液动力;
当主阀处于稳态时,且忽略液动力和主阀复位弹簧刚度的影响,式(5)可写成
$-{{A}_{c}}{{p}_{c}}+{{A}_{a}}{{p}_{i}}+({{A}_{c}}-{{A}_{a}}){{p}_{o}}\approx 0。$ | (6) |
若Ac=2Aa,式(6)可写成
${{p}_{c}}\approx \frac{{{p}_{i}}+{{p}_{o}}}{2}。$ | (7) |
式(7)表明,当主阀处于稳定时,pc近似等于pi与po之和的一半。
通过主阀口流量qm为
${{q}_{m}}={{K}_{m}}{{x}_{m}}\sqrt{{{p}_{i}}-{{p}_{o}},}$ | (8) |
${{K}_{m}}={{C}_{dm}}{{w}_{m}}\sqrt{\frac{2}{\rho }},$ | (9) |
Km为主阀流量增益。
通过主阀芯反馈槽可变液阻流量qs为
${{q}_{s}}={{k}_{x}}\left( {{x}_{0}}+{{x}_{m}} \right)\sqrt{{{p}_{i}}-{{p}_{c}}},$ | (10) |
$_{kx={{C}_{ds}}}{{w}_{s}}\frac{2}{\rho },$ | (11) |
式中:Ks为反馈槽流量增益;Cds为反馈槽流量系数;ws为反馈槽面积梯度;x0为主阀口预开量。
级间压力变化率为
$\frac{d{{p}_{c}}}{dt}=\frac{{{\beta }_{e}}}{{{v}_{c}}}({{q}_{s}}+{{A}_{c}}{{\dot{x}}_{m}}-{{q}_{p}}),$ | (12) |
式中:βe为弹性模量;vc为先导级与主级间的容腔体积。
若主阀处于稳态,则由式(12)可获得
${{q}_{s}}={{q}_{p}}。$ | (13) |
主阀出口处总流量为
${{q}_{tot}}={{q}_{p}}+{{q}_{m}}。$ | (14) |
稳态时,主阀对先导阀流量的放大倍数g为
$g=\frac{{{q}_{m}}}{{{q}_{p}}}=\frac{\sqrt{2}{{C}_{dm}}{{w}_{m}}}{{{C}_{ds}}{{w}_{s}}1+\frac{{{x}_{m0}}}{{{x}_{m}}}}$ | (15) |
由(15)式可知,g不是常数,只有当xm0很小或xm远大于xm0时,g才近似为常数。
对式(1)(2)(5)(12)(14)进行线性化和拉式变换,整理后得到式(16)~(19)。
$~{{X}_{p}}=\frac{{{k}_{4}}}{{{m}_{p}}{{S}^{2}}+{{B}_{p}}S+{{k}_{p}}+{{k}_{e}}{{k}_{f}}+{{C}_{dp}}{{C}_{v}}{{w}_{p}}({{p}_{i}}-{{p}_{o}})cos~\theta }\text{ }{{U}_{i}},$ | (16) |
${{X}_{m}}=\frac{-{{A}_{c}}{{P}_{c}}}{M{{S}^{2}}+{{B}_{m}}S+k+2{{C}_{dm}}{{C}_{v}}{{w}_{m}}cos~\theta ({{p}_{i}}-{{p}_{o}}),}$ | (17) |
${{P}_{c}}=\frac{({{K}_{s}}+{{A}_{c}}S){{X}_{m}}-{{K}_{p}}{{X}_{p}}}{\frac{{{V}_{c}}}{{{\beta }_{e}}}\sqrt{\frac{2}{{{p}_{i}}-{{p}_{o}}}}S+\frac{{{K}_{s}}({{x}_{0}}+{{x}_{m0}})+\frac{{{K}_{p}}{{k}_{e}}}{{{k}_{p}}}{{U}_{i0}}}{{{p}_{i}}-p}}$ | (18) |
${{Q}_{tot}}=\left( {{K}_{p}}{{X}_{p}}+\frac{{{K}_{p}}{{x}_{p0}}}{{{p}_{i}}-{{p}_{o}}}{{P}_{c}}+\sqrt{2}{{K}_{m}}{{X}_{m}} \right)\sqrt{\frac{{{p}_{i}}-{{p}_{o}}}{2}}。$ | (19) |
式(18)(19)中的下标字母0表示某一稳定工作点。
由式(16)~(19),可发现该比例阀是高阶系统,输出总流量与先导级和主级结构参数、级间容腔体积和主阀口压降等因素相关。若直接利用传递函数进行分析存在困难,故在后续研究中,将利用仿真软件对其进行研究。
2、 实验测试与仿真建模 (2.1) 实验测试原理搭建如图 2所示的试验装置,主阀为16通径插装阀;先导阀为力士乐4WRPEH6型直动比例阀,额定流量12 L/min(阀口压降7 MPa),在100%输入信号和幅值下降3 dB条件下的频率为60 Hz。3个压力传感器分别测量主阀入口、出口以及控制腔压力;两个齿轮流量分别测量先导阀和主阀输出总流量;主阀芯位移由差动电感式直线位移传感器测量。系统采用变量柱塞泵供油,最大流量105 L/min。数据采集和先导阀控制信号均由dSpace完成。
利用SimulationX软件建立如图 3所示仿真模型,在仿真模型中,利用独立节流边、柱塞面积和固定液阻等组合成主阀,采用溢流阀加载;针对由主阀芯与阀套配合间隙引起的微小泄漏量,在仿真模型中利用SimulationX软件提供的环形间隙流动模块(Ring Gap)进行简化替代。此外,模型中还考虑了主阀液动力、阻尼、主阀复位弹簧等因素,以上参数的设置只需利用SimulationX软件提供的相关模,并对相关参数进行设置即可实现。其他主要参数与图 3实验装置中元器件参数一致:主阀芯上、下端直径分别为20 mm和14.14 mm,阀口角度45°,反馈槽宽度ws= 1 mm,预开口量x0 =0.4 mm;油液密度为892 kg/m3,弹性模量为1 660 MPa;不考虑油液中气泡和粘温特性影响;温度设定为20 ℃;模型中计算步长为10-12 s,收敛残差设置为10-5。
图 4为被测比例节流阀压力关系,由图可知,主阀入口压力pi、控制腔压力pc、出口压力po近似满足式(7)中的等式关系,从而说明数学建模中所采用的假设条件是可行的。
由图 5可知,主阀位移阶跃响应的实测结果和仿真结果基本一致,无明显超调和振荡。图 6、7分别说明了xm、 qm和qp静态特性曲线。由图可看出:1)仿真与实验结果基本一致;2)实测xm和qm均存在死区(约0.6 V),但死区范围小于仿真结果(约1.1 V);3)xm和qm均存在5 %左右的滞环。
图 8说明了Δp =1 MPa,ui = 3.5 V时的频率特性,其经互相关原理测试计算获得(幅值L=20lg|Qtot/Ui)。由幅频特性曲线可知,
当幅值下降3 dB时,对应频率约为10 Hz左右。显然,实验中先导级采用的比例阀动态性能完全满足主阀动态响应要求。
通过上述内容可知,研究过程中所建立的仿真模型具有一定可信性和计算精度,可以依据此模型开展后续研究。
由图 9可知,随反馈槽预开量x0增加,主阀流量qm减小,上升时间也随之降低。图 10表明面积梯度ws对qm影响规律与反馈槽预开量x0一致。图 11表明级间容腔体积vc对主阀流量动态响应的影响,由图可知vc越大,流量响应越慢,上升时间越长,但vc对主阀稳态流量的影响不明显。由此可知,在设计该类阀时,应减小vc。
图 12说明了主阀压降对qm动态性能的影响,由图可知:当输入信号ui一定时,qm存在约10 ms的时间滞后;当Δp为2、5和8 MPa时,qm则分别需要43、27.3 ms和25.5 ms就可达到稳态,显然,增加Δp不但增大qm,而且还可提高其动态响应速度。
图 13说明了ui对输出流量响应速度的影响,当ui为3、6和9 V,qm上升到稳态分别需要38.5、47.3和57.3 ms;即当其他条件一定时,qm上升时间随ui增加而增加。
在图 14中,当ui <1.1 V时,qm=0,此结论与实验结果一致(图 7),且主阀流量放大系数g并不是常数,同式(15)吻合。
图 15验证了先导阀通流能力对主阀输出流量死区范围的影响。在图中,qp′通流能力是qp的1.8倍,显然,qp′条件下的qm′死区范围只有0.5 V左右,明显小于qp条件下的qm死区范围(1.1 V),即同等条件下,增大先导阀通流能量,将有助于减小主阀输出流量的死区范围。
1) 主阀反馈槽预开量导致该阀流量放大倍数随输入电压增加而增加,但可以通过改变主阀口过流面积形状,以增大主阀行程,从而减小反馈槽预开量对流量放大倍数的影响。
2) 主阀表面反馈槽预开量与面积梯度是关键结构参数之一,对主阀输出流量动态性能有显著影响。
3) 基于位移流量反馈原理的插装主阀频宽在10~20 Hz范围以内,因此在设计此类比例节流阀时,先导阀频宽无需过大。为了提高此类比例节流阀动态响应,应减小先导阀级与主级之间的过渡容腔体积,体积越小,响应速度将越快。
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