錐閥式液壓單向閥結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計

錐閥式液壓單向閥結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計

0單向閥的應(yīng)用單向閥是方向控制單元，用于控制液流沿方向流動，而不轉(zhuǎn)動。單向閥結(jié)構(gòu)是液壓元件中的一種基本結(jié)構(gòu),許多復(fù)雜的液壓部件最終都能分解為多個的單向閥結(jié)構(gòu),因此單向閥在液壓產(chǎn)品中應(yīng)用廣泛。液壓單向閥在正常工作過程中發(fā)出的稱之為“嘯叫”的刺耳噪聲,多是由于產(chǎn)品中的某個部件發(fā)生了高頻振動而產(chǎn)生的,這種振動將大大降低產(chǎn)品的使用壽命,同時還對產(chǎn)品的功能、性能產(chǎn)生一定影響。本文在綜合分析錐閥式單向閥結(jié)構(gòu)參數(shù)對閥芯振動影響的基礎(chǔ)上,提出解決單向閥“嘯叫”的措施。1彈簧振動的原因錐閥式單向閥主要由閥體、閥芯和彈簧組成,如圖1所示。閥芯有一定質(zhì)量,與彈簧組成一個“質(zhì)量—彈簧”振動系統(tǒng),引起這個振動系統(tǒng)發(fā)生振動的原因有兩種,一是外部因素(共振),另一種由自身特性引起(自振)。當(dāng)外加在振動系統(tǒng)上的能量源的頻率與該系統(tǒng)的固有頻率成整數(shù)倍關(guān)系時,即會發(fā)生共振。1.1運動微分方程的增量錐閥式單向閥的固有頻率推導(dǎo)如下。錐閥式單向閥的開口截面積近似為:式中,f為開口截面積,d'=(d1+d2)/2為開口中徑,x為閥芯開度,α為錐閥角度。另外,根據(jù)薄壁小孔節(jié)流原理可知:式中,Q是通過開口的流量,C是流量系數(shù),ρ是液體密度,Δp是閥芯前后壓差。由式(2)可得,其中,,當(dāng)Q一定時A為常數(shù)。在忽略液動力和摩擦力的情況下,在開度為x0的工作點上,依據(jù)力平衡方程得到閥芯運動微分方程的增量式為:式中,m為閥芯質(zhì)量與1/3彈簧質(zhì)量之和,F為閥芯承受壓力差的有效面積,K為彈簧剛度。式(5)中,左邊第一項為慣性力,第二項為液壓力,第三項為彈簧力。將式(4)代入式(5)得到:式(6)即為“質(zhì)量—彈簧”振動系統(tǒng)的無阻尼振蕩的運動微分方程,其振蕩頻率ω可表示為:將式(3)代入式(7)得,為避免出現(xiàn)共振,在工程設(shè)計時,必須使固有頻率與泵或其他振動源的頻率錯開。1.2單向閥的自振單向閥另一種可能出現(xiàn)的振動是自振,即由閥本身特性帶來的自激振動。由式(3)可知,液體通過單向閥時受到局部阻力,產(chǎn)生的節(jié)流損失為:式中,ζ(x)為阻力系數(shù),p1、p2為閥芯節(jié)流前后壓力。阻力系數(shù)ζ(x)是閥芯開度x的函數(shù)。從式(9)可見,如果進(jìn)口壓力p1為常數(shù),Q不變,則p2完全決定于ζ(x)值。根據(jù)研究結(jié)果,ζ(x)與開度x的關(guān)系曲線如圖2所示,可以看出,ζ(x)為非單調(diào)函數(shù)。圖中實線為閥芯沿打開方向運動時的ζ(x)值,虛線為閥芯沿關(guān)閉方向運動時的ζ(x)值。當(dāng)x處于x1~x2范圍內(nèi),ζ(x)具有上升特性,即當(dāng)x增大,ζ(x)也增大。這是一種不穩(wěn)定狀態(tài),在此開度范圍內(nèi)工作時,閥芯會產(chǎn)生自激振動。自振的產(chǎn)生過程如下:設(shè)閥芯的開度為x1~x2范圍內(nèi)某一點。當(dāng)有一擾動作用使p2上升時,閥芯開始關(guān)閉。但由于x變小時ζ(x)下降,在p1和Q不變時,按式(9),p2卻會繼續(xù)上升。即閥芯向下運動時有向下的附加力,相當(dāng)于負(fù)阻尼力;而當(dāng)閥芯向上運動時,同理有向上作用的附加力,也相當(dāng)于有負(fù)阻尼力。等于在閥芯的“質(zhì)量—彈簧”振動系統(tǒng)中附加了能量,使閥芯的開度在x1~x2范圍內(nèi)無法穩(wěn)定,不論是沿打開方向還是沿關(guān)閉方向運動都要沖出這個范圍,直至附加的能量和耗散的能量相等,振幅不再擴大而保持等幅振動。這就是單向閥的自振。為避免這種自振,應(yīng)使阻力系數(shù)ζ(x)在工作范圍內(nèi)具有單調(diào)下降的特性,即ζ(x)隨x加大而單調(diào)下降,必須避免單向閥的開度x進(jìn)入x1~x2范圍內(nèi)。2不同閥芯開度對“選擇”的影響為了驗證上述分析的正確性,以某型錐閥式單向閥為基礎(chǔ),進(jìn)行了開度與“嘯叫”現(xiàn)象關(guān)系的試驗驗證。根據(jù)產(chǎn)品結(jié)構(gòu),加工了五種不同尺寸的彈簧座,將閥芯的開度限制為1.5、1.0、0.8、0.5和0.4等五種開度。在相同試驗條件下進(jìn)行試驗,統(tǒng)計產(chǎn)品50次工作中出現(xiàn)“嘯叫”的次數(shù)。試驗結(jié)果見表1。試驗中,所用管路和閥芯的開口截面積足以滿足流量的要求,保證了試驗流量的穩(wěn)定。從試驗結(jié)果可以看出,在相同試驗條件下,隨著閥芯開度的減小,單向閥出現(xiàn)“嘯叫”現(xiàn)象的次數(shù)逐漸減少,尤其是在閥芯開度小到一定程度后,“嘯叫”發(fā)生次數(shù)驟減,說明閥芯開度對單向閥的“嘯叫”有直接影響。但是,在隨后的多次試驗中,嘗試將閥芯開度繼續(xù)減小,還是會有一兩次“嘯叫”。這說明只是限制閥芯開度,不能完全消除“嘯叫”。根據(jù)式(6),經(jīng)過再次分析單向閥特性可知,閥芯的“質(zhì)量—彈簧”振動系統(tǒng)是一個無阻尼二階系統(tǒng),該系統(tǒng)的單位階躍響應(yīng)是一個具有固有頻率ωn的等幅振蕩,當(dāng)有外界擾動能量加入該系統(tǒng)時就有可能引發(fā)系統(tǒng)的不衰減振動,產(chǎn)生“嘯叫”。對閥芯開度進(jìn)行限位,只是用外力降低“嘯叫”發(fā)生的概率,系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)參數(shù)并沒有改變,不能從根本上解決問題。因此,要根除“嘯叫”現(xiàn)象,必須改變“質(zhì)量—彈簧”振動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu),將無阻尼二階系統(tǒng)改變?yōu)榍纷枘岫A系統(tǒng),外界擾動能量會在阻尼的作用下被消耗,從而避免發(fā)生振動。3彈簧對自振系統(tǒng)自振特性的分析為了避免“嘯叫”現(xiàn)象的發(fā)生,必須消除閥芯振動。對于由外部引發(fā)的共振,由式(8)可以看出,改變振動系統(tǒng)固有頻率的最簡單途徑就是改變彈簧剛度K。對于沒有閥芯開啟壓力的單向閥,彈簧的剛度可以設(shè)計的很小,只需克服閥芯的摩擦力;對于有閥芯開啟壓力的單向閥,彈簧剛度應(yīng)設(shè)計的大一些。彈簧剛度與彈簧鋼絲的材料、直徑、有效圈數(shù)等參數(shù)有關(guān),在滿足產(chǎn)品設(shè)計空間和性能要求的前提下合理選擇彈簧各參數(shù),使得“質(zhì)量—彈簧”振動系統(tǒng)的固有頻率錯開液壓源的頻率。對于由內(nèi)部因素引發(fā)的自振,控制閥芯開度x,使之不在x1~x2范圍內(nèi),即可有效降低“嘯叫”發(fā)生的次數(shù)。最簡便的辦法就是利用彈簧座對閥芯限位。參見圖1,閥芯最大開度xmax的計算如下。閥開口的最大截面積fmax為:式中,b=xmaxsinα,d1=d-2α,令fmax=f,可得為消除“嘯叫”現(xiàn)象,還必須改變“質(zhì)量—彈簧”振動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu),將無阻尼二階系統(tǒng)改變成欠阻尼二階系統(tǒng),即在系統(tǒng)中增加阻尼,最直接的方法是在閥芯上增加阻尼孔,阻尼孔的大小取決于單向閥的結(jié)構(gòu)參數(shù)。增加了阻尼的系統(tǒng)變?yōu)榍纷枘岫A系統(tǒng),系統(tǒng)的阻尼比ξ為:式中,λ為阻尼系數(shù),m為閥芯質(zhì)量與1/3彈簧質(zhì)量之和,K為彈簧剛度。通過阻尼比ξ確定阻尼系數(shù)λ,從而確定阻尼孔的大小。系統(tǒng)阻尼比ξ應(yīng)在0~1之間取值,阻尼比ξ越大,響應(yīng)的振蕩傾向越弱,平穩(wěn)性越好,但系統(tǒng)響應(yīng)遲鈍,快速性差;阻尼比ξ越小,振蕩越強,平穩(wěn)性越差,雖然響應(yīng)的起始速度較快,但因為振蕩強烈,衰減緩慢,調(diào)節(jié)時間長,快速性不好。因此,最佳阻尼比ξ=0.707。4單向閥動態(tài)響應(yīng)分析對錐閥式單向閥發(fā)生“嘯叫”現(xiàn)象的原因和影響因素進(jìn)行了分析,對解決實際工作中的問題具有重要的指導(dǎo)意義。分析過程中