劉 輝 戈 亮 嚴(yán) 軍

1中國(guó)艦船研究設(shè)計(jì)中心，湖北 武漢430064 2海軍裝備部 裝備采購(gòu)中心，北京100071

船用蝶閥液壓控制系統(tǒng)的數(shù)值仿真

劉 輝1戈 亮2嚴(yán) 軍1

1中國(guó)艦船研究設(shè)計(jì)中心，湖北 武漢430064 2海軍裝備部 裝備采購(gòu)中心，北京100071

液控蝶閥以其啟閉扭矩大、壓力損失小和適合用于大中口徑管道等特點(diǎn)，在船舶領(lǐng)域得到了廣泛應(yīng)用?；诖爸心骋怀Ｓ靡?guī)格的中線對(duì)稱(chēng)閥瓣的液控蝶閥，建立該液控蝶閥在實(shí)際工況下啟閉控制液壓系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型，并進(jìn)行數(shù)值仿真和試驗(yàn)研究。仿真及試驗(yàn)結(jié)果表明：液控蝶閥啟閉時(shí)的轉(zhuǎn)動(dòng)角速度及其誤差受蓄能器排油量、管路壓力損失、液壓介質(zhì)的溫度以及液控蝶閥的負(fù)載影響較大。這一仿真分析及試驗(yàn)結(jié)果可為蝶閥液壓控制系統(tǒng)中蓄能器總?cè)萘亢凸苈吠◤降倪x擇、液控蝶閥結(jié)構(gòu)型式和規(guī)格的確定及其所輸送流體運(yùn)動(dòng)參數(shù)的設(shè)計(jì)提供依據(jù)。

液控蝶閥；啟閉控制；轉(zhuǎn)動(dòng)角速度；數(shù)值仿真

1 引言

液控蝶閥以其啟閉扭矩大、壓力損失小和適合用于大中口徑管道等特點(diǎn)，在船舶領(lǐng)域廣泛用于對(duì)消防水、日用燃油、壓載水等流體介質(zhì)的輸送進(jìn)行控制。液控蝶閥必須通過(guò)液壓系統(tǒng)向液壓執(zhí)行器提供能源來(lái)控制其啟閉動(dòng)作。由于液控蝶閥啟閉時(shí)其軸上所受的負(fù)載扭矩變化較大，加之液壓系統(tǒng)的控制方式和油溫等因素影響，使得液控蝶閥在啟閉過(guò)程中其轉(zhuǎn)動(dòng)角速度發(fā)生變化，從而對(duì)其啟閉時(shí)間的確定有很大影響［1］。為了準(zhǔn)確監(jiān)控液控蝶閥的啟閉狀態(tài)，有必要對(duì)液控蝶閥在啟閉過(guò)程中轉(zhuǎn)動(dòng)角速度的變化規(guī)律、轉(zhuǎn)動(dòng)角速度誤差及其影響因素進(jìn)行深入分析。

2 系統(tǒng)組成及工作原理

如圖1所示，蝶閥液壓控制系統(tǒng)由變量泵2、壓力繼電器7、蓄能器8、電磁換向閥9、單向節(jié)流閥11和12、液壓執(zhí)行器13及液控蝶閥14等元件組成。通常液控蝶閥從全關(guān)到全開(kāi)的位置所需時(shí)間較長(zhǎng)（一般為5～70 s），驅(qū)動(dòng)液控蝶閥的液壓執(zhí)行器有效排液量較小，使得各液壓執(zhí)行器所需流量較小（一般為 0.4～1 L／min）。 因此，為了延長(zhǎng)液壓泵的使用壽命，液壓執(zhí)行器在工作過(guò)程中可采用蓄能器供油，蓄能器起著輸送能源的作用［2］。

根據(jù)液壓系統(tǒng)中各管道及元件的壓力損失及液控蝶閥輸入軸上的負(fù)載扭矩，可將系統(tǒng)的工作壓力設(shè)定為11～14 MPa。當(dāng)圖1中蓄能器8的進(jìn)口壓力低至11 MPa時(shí)，壓力繼電器7發(fā)出信號(hào)使變量泵2啟動(dòng)向蓄能器供油；當(dāng)壓力上升至14 MPa時(shí)，壓力繼電器發(fā)出信號(hào)使變量泵停止工作，液壓執(zhí)行器由蓄能器供給壓力油。分別調(diào)節(jié)液壓執(zhí)行器上單向節(jié)流閥11或單向節(jié)流閥12的通流面積，即可調(diào)節(jié)液控蝶閥14的啟閉速度。

由于液壓執(zhí)行器是由蓄能器供油，當(dāng)蓄能器的排油量增加時(shí)，單向節(jié)流閥的進(jìn)油壓力將逐漸下降；此外，液控蝶閥轉(zhuǎn)軸上所受的動(dòng)水力矩隨著啟閉角度的變化而變化。因此，當(dāng)單向節(jié)流閥的通流面積調(diào)定后，通過(guò)單向節(jié)流閥的流量也會(huì)發(fā)生變化，從而導(dǎo)致液控蝶閥的啟閉速度出現(xiàn)誤差。通常圖1中蓄能器的出口（A點(diǎn)）到電磁換向閥的進(jìn)口（B點(diǎn)）、電磁換向閥的總回油口（C點(diǎn)）到油箱的進(jìn)油口 （D點(diǎn)），以及電磁換向閥的出／回油口（分別為E點(diǎn)和F點(diǎn)）至液壓執(zhí)行器控制閥組進(jìn)／回油口（分別為G點(diǎn)和H點(diǎn)）之間的管路較長(zhǎng)，管路中油液的壓力損失不可忽視，且受環(huán)境溫度的影響較大，這些因素也會(huì)對(duì)液控蝶閥的啟閉速度及其誤差產(chǎn)生重要影響。

3 數(shù)學(xué)模型的建立

圖1中除單向節(jié)流閥外，其余液壓元件的壓力損失相對(duì)于管路及單向節(jié)流閥的壓力損失較小，可忽略不計(jì)。因此，圖1所示的液壓原理可簡(jiǎn)化為如圖2所示的用液阻表示的液壓系統(tǒng)原理圖。由于液控蝶閥開(kāi)啟和關(guān)閉時(shí)具有相反的特性，因此，本文只須對(duì)液控蝶閥的開(kāi)啟狀態(tài)進(jìn)行分析。

圖2 用液阻表示的液壓系統(tǒng)原理圖Fig.2 The hydraulic system principle represented by fluid resistance

3.1 蓄能器數(shù)學(xué)模型的建立

蓄能器的流量連續(xù)性方程為［3］：

式中，q為蓄能器排出液體的流量，m3／s；V為氣腔膨脹時(shí)蓄能器氣腔容積，m3。

由熱力學(xué)波義耳定律有［4］：

式中，p0為變量泵設(shè)定壓力下蓄能器氣腔壓力，Pa；V0為變量泵設(shè)定壓力下蓄能器氣腔容積，m3；n為氣體的多變過(guò)程指數(shù)，由于蓄能器排油時(shí)間較長(zhǎng)，排油過(guò)程可近似為等溫過(guò)程，取 n＝1。

將式（2）在工作點(diǎn) p0、V0附近泰勒展開(kāi)，并略去高次項(xiàng)，根據(jù)式（1）有：

3.2 管路及單向節(jié)流閥液阻的計(jì)算

3.2.1 管路液阻的計(jì)算

設(shè)圖2中AB段和CD段管路的長(zhǎng)度和管徑相同，分別為l1和d1，這兩段管路的流量q、壓差Δp1和液阻R1相等；EG段和FH段管路的長(zhǎng)度和管徑相同，分別為l2和d2，這兩段管路的流量q、壓差Δp2和液阻R2相等。

那么，AB段和CD段管路的壓力損失為［1］：

式中，υ1為AB段和CD段管路內(nèi)油液的平均流速，m／s；ρ為油液的密度，kg／m3；ξ為管道的局部阻力系數(shù)，取ξ＝ 1.5；γ 為油液的運(yùn)動(dòng)粘度，m2／s；λ1為AB段和CD段管路的沿程阻力系數(shù)，由于各管路的流量小，雷諾數(shù)Re1∠2320，管路內(nèi)油液的流動(dòng)狀態(tài)為層流，因此：

式中，n1為AB段或CD段管路內(nèi)的彎頭數(shù)。

由式（4）可得AB段和CD段管路的液阻為：

式中，n2為EG段或FH段管路內(nèi)的彎頭數(shù)。

3.2.2 單向節(jié)流閥液阻的計(jì)算

將圖2中的單向節(jié)流閥3看作可變液阻R3，通過(guò)液阻 R3的流量為［5］：

根據(jù)式（6），可寫(xiě)出EG段和FH段管路的液阻為：

式中，Cd為單向節(jié)流閥的流量系數(shù)，取Cd＝0.62；A3為單向節(jié)流閥3的通流面積，m2。

根據(jù)式（8），單向節(jié)流閥的液阻R3為：

3.3 系統(tǒng)壓力平衡方程

根據(jù)圖2可寫(xiě)出系統(tǒng)的壓力平衡方程：

如圖2所示可計(jì)算出液壓執(zhí)行器進(jìn)口壓力p′，則：

3.4 負(fù)載扭矩平衡方程及液控蝶閥角速度方程

由于液控蝶閥的啟閉速度較慢，其慣性力矩可以忽略，因此，液壓執(zhí)行器負(fù)載扭矩平衡方程及液控蝶閥轉(zhuǎn)速方程如式（12）和式（13）所示［1］。

式中，T為液控蝶閥啟閉時(shí)其軸上所受的負(fù)載扭矩，N·m；kT為液壓執(zhí)行器的扭矩放大系數(shù)，m；kω為液壓執(zhí)行器角速度放大系數(shù)，rad／m；A為液壓執(zhí)行器有效面積，m2。

根據(jù)式（13）可計(jì)算出經(jīng)過(guò)時(shí)間t后，液控蝶閥的轉(zhuǎn)動(dòng)角度φ的值為：

3.5 液控蝶閥啟閉時(shí)其軸上所受的負(fù)載扭矩

液控蝶閥在啟閉過(guò)程中，其軸上所受的負(fù)載扭矩主要有動(dòng)水力矩、軸承摩擦力矩、密封力矩和軸封力矩。

3.5.1 動(dòng)水力矩

對(duì)于中線對(duì)稱(chēng)閥瓣的液控蝶閥，其動(dòng)水力矩Td可按式（15）的經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算。

式中，μ（φ）為開(kāi)度為α角時(shí)的動(dòng)水力矩系數(shù)；ξ（φ）為開(kāi)度為 α 時(shí)的阻力系數(shù)；ξ（0）為開(kāi)度為 0°時(shí)的阻力系數(shù)；υ0為全開(kāi)時(shí)的流速，m／s；H 為計(jì)算升壓在內(nèi)的最大靜水頭，m；D為蝶閥進(jìn)口通道直徑，m；g 為重力加速度，m／s2；ρ為介質(zhì)密度，kg／m3。式（15）中H按下式計(jì)算：

式中，b為閥瓣中心處厚度，mm。

3.5.2 軸承摩擦力矩、密封力矩和軸封力矩

針對(duì)某一公稱(chēng)通徑D＝100 mm、閥瓣厚度b＝10 mm的液控蝶閥，當(dāng)管道內(nèi)流體速度υ＝1 m／s，流體壓力p′=2.5×105Pa時(shí)，蝶閥的靜水力矩Tj=12.31 N·m， 軸承處的摩擦力矩 Tc＝0.046 N·m；密封力矩 Tm=131.45 N·m；軸封力矩 Tφ＝0.104 N·m［6］。

3.5.3 液控蝶閥啟閉時(shí)其軸上所受的負(fù)載扭矩

液控蝶閥啟閉時(shí)其軸上所受的負(fù)載扭矩按下式計(jì)算：

式（17）中，當(dāng)?shù)y完全關(guān)閉或完全開(kāi)啟時(shí)，Td＝0；當(dāng)?shù)y在開(kāi)啟或關(guān)閉過(guò)程中，Tj＝0。

根據(jù)式（14）～（17）可得上述液控蝶閥啟閉時(shí)其軸上所受負(fù)載扭矩的擬合曲線，如圖3所示。由圖3可見(jiàn)，當(dāng)液控蝶閥轉(zhuǎn)動(dòng)角度為70°～80°時(shí)，液控蝶閥軸上所受的負(fù)載扭矩最大。

圖3 某一中線對(duì)稱(chēng)閥瓣的液控蝶閥啟閉時(shí)其軸上所受的負(fù)載扭矩Fig.3 The load torque on the axle of hydraulic control butterfly valve with centerline symmetry flap when it opens or closes

4 系統(tǒng)的數(shù)值仿真

以上述蝶閥液壓控制系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型為基礎(chǔ)，在 Matlab 7.5／Simulink 7.0 下完成仿真建模［7-8］。

液壓系統(tǒng)采用水-乙二醇難燃液為工作介質(zhì)，各參數(shù)取值如下：p0=1.4 ×107Pa，V0=2 ×10-2m2，l1=180 m，l2=75 m，d1=0.018 m，d2=0.006 m，n1=35，n2=18，Aj=3 × 10-7m2，kT=1.528 × 10-2m，kω=57.381 × 10-2rad／m，A ＝ 1.962 5 × 10-3m2，ρ＝1 080 kg／m3； 當(dāng)工作介質(zhì)的溫度分別為 0℃、30℃和50℃時(shí)，工作介質(zhì)的運(yùn)動(dòng)粘度γ的值分別為1.642 8 × 10-4m2／s、2.942 3 × 10-5m2／s 和 1.335 2×10-5m2／s。

由式（3）、（5）、（6）、（8）～（13）以及圖 3 可得擬合后的仿真曲線如圖4～6所示。

圖4所示為蓄能器的排油壓力p、液壓執(zhí)行器的進(jìn)口壓力p′與液控蝶閥轉(zhuǎn)動(dòng)角度φ的變化曲線。由圖4可見(jiàn)，在液控蝶閥轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)程中，溫度變化對(duì)蓄能器的排油壓力p和液壓執(zhí)行器的進(jìn)口壓力p′的影響極小。隨著液控蝶閥旋轉(zhuǎn)角度的增加，蓄能器的排油量增大，導(dǎo)致蓄能器的排油壓力p和液壓執(zhí)行器的進(jìn)口壓力p′幾乎成比例地下降。

圖5所示為工作介質(zhì)在3種不同的溫度下，液控蝶閥的轉(zhuǎn)動(dòng)角速度ω與其轉(zhuǎn)動(dòng)角度φ的變化曲線。由圖5可見(jiàn)，當(dāng)工作介質(zhì)的溫度為某一值時(shí)，隨著液控蝶閥旋轉(zhuǎn)角度的增加，蓄能器的排油量增大，導(dǎo)致蓄能器的排油壓力p和液壓執(zhí)行器的進(jìn)口壓力p′下降，通過(guò)單向節(jié)流閥的流量q也隨之下降，因此，當(dāng)液控蝶閥轉(zhuǎn)動(dòng)角度φ增大時(shí)，其轉(zhuǎn)動(dòng)角速度ω必然降低。

圖5 轉(zhuǎn)動(dòng)角速度ω與其轉(zhuǎn)動(dòng)角度φ的變化曲線Fig.5 The change curves between the rotational angular velocity ω and the rotational angular φ

工作介質(zhì)的溫度越高，粘度越小，管路中的壓力損失也越小，通過(guò)單向節(jié)流閥的流量就越大，液控蝶閥的轉(zhuǎn)動(dòng)角速度也就越大，反之亦然。

圖6所示為工作介質(zhì)在3種不同的溫度下，液控蝶閥的開(kāi)關(guān)時(shí)間t與其轉(zhuǎn)動(dòng)角度φ的變化曲線。由圖6可見(jiàn)，當(dāng)工作介質(zhì)的溫度為某一值時(shí)，隨著液控蝶閥旋轉(zhuǎn)角度的增加，其開(kāi)關(guān)時(shí)間也成比例地增加。

工作介質(zhì)的溫度越高，其粘度值越小，通過(guò)單向節(jié)流閥的流量q越大，液控蝶閥的啟閉時(shí)間也就越短。

圖6 開(kāi)啟時(shí)間t與轉(zhuǎn)動(dòng)角度φ的變化曲線Fig.6 The change curves between the switch time t and the rotational angular φ

5 試驗(yàn)研究

如上所述，當(dāng)液控蝶閥所輸送的流體介質(zhì)不同以及隨著液控蝶閥啟閉角度的變化，其輸入軸上所受的負(fù)載扭矩有較大差異。由于受現(xiàn)有試驗(yàn)條件的限制，難以準(zhǔn)確模擬出液控蝶閥輸入軸上所受的負(fù)載扭矩。為了驗(yàn)證液控蝶閥的控制性能和克服其輸入軸上最大負(fù)載扭矩的能力，在試驗(yàn)過(guò)程中，建立了如圖7所示的負(fù)載模擬裝置。

該負(fù)載模擬裝置通過(guò)纏繞在鉸盤(pán)4上的鋼絲繩3將筒體5兩側(cè)的重錘吊起，鉸盤(pán)的直徑以及兩只重錘的重量 （根據(jù)液控蝶閥輸入軸上的最大負(fù)載扭矩設(shè)定）在傳動(dòng)軸6上產(chǎn)生的扭矩即為所模擬的液控蝶閥輸入軸上的最大負(fù)載扭矩。

當(dāng)液壓執(zhí)行器8通過(guò)傳動(dòng)軸6帶動(dòng)鉸盤(pán)4作順時(shí)針?lè)较蛐D(zhuǎn)（從上部往下看）時(shí)，鉸盤(pán)通過(guò)鋼絲繩帶動(dòng)兩重錘作上升運(yùn)動(dòng)，模擬液控蝶閥的開(kāi)啟狀態(tài)；當(dāng)液壓執(zhí)行器帶動(dòng)鉸盤(pán)作逆時(shí)針?lè)较蛐D(zhuǎn)時(shí)，兩重錘作下降運(yùn)動(dòng)，使液壓執(zhí)行器回程。

試驗(yàn)前，根據(jù)圖1所示的系統(tǒng)原理建立試驗(yàn)裝置。當(dāng)工作介質(zhì)的溫度分別為30℃和50℃時(shí)，測(cè)出液控蝶閥從關(guān)閉到開(kāi)啟的時(shí)間分別為66.3 s和33.1 s。試驗(yàn)結(jié)果與圖6所示的仿真結(jié)果（分別為 63.8 s和 30.5 s）相近。

圖7 負(fù)載模擬裝置Fig.7 The load imitating device

6 結(jié) 論

1）由于船用液控蝶閥數(shù)量多，且總有一部分處于啟閉工作狀態(tài)，如系統(tǒng)采用恒壓源的供油方式，系統(tǒng)中的液壓泵將一直處于工作狀態(tài)，勢(shì)必造成能量損失過(guò)大和液壓泵使用壽命縮短。因此，液控蝶閥液壓控制系統(tǒng)多采用蓄能器供油的方式；

2）采用蓄能器供油時(shí)，隨著蓄能器排油量的增加，液控蝶閥的轉(zhuǎn)動(dòng)角速度降低。為了減小液控蝶閥轉(zhuǎn)動(dòng)角速度誤差，增大液壓泵啟、停的間隔時(shí)間，可采取適當(dāng)加大蓄能器的總?cè)莘e和充氣壓力的措施，以使液控蝶閥轉(zhuǎn)動(dòng)角速度誤差在規(guī)定的范圍以?xún)?nèi)；

3）工作介質(zhì)的溫度對(duì)液控蝶閥轉(zhuǎn)動(dòng)角速度的影響很大。溫度越低，工作介質(zhì)的粘度越大，液控蝶閥的轉(zhuǎn)動(dòng)角速度越低，轉(zhuǎn)動(dòng)角速度誤差也越大，液控蝶閥啟閉時(shí)間越長(zhǎng)。因此，液壓介質(zhì)的溫度應(yīng)保持在30℃～50℃之間，不僅可減小速度誤差，還可減小管路的壓力損失；

4）通常船用液控蝶閥與蓄能器相連接的管路長(zhǎng)，為了減小管路的壓力損失，提高液控蝶閥的開(kāi)關(guān)速度，可采取加大管路的通徑，保持工作介質(zhì)的溫度在適宜的范圍以?xún)?nèi)等措施；

5）液控蝶閥啟閉時(shí)其軸上所受負(fù)載扭矩的變化受動(dòng)水力矩的影響較大。液控蝶閥的開(kāi)啟角度為70°～80°時(shí)，動(dòng)水力矩最大，液控蝶閥軸上所受負(fù)載扭矩也最大，液控蝶閥的轉(zhuǎn)動(dòng)角速度受動(dòng)水力矩的影響而逐漸降低。因此，在選用船用液控蝶閥時(shí)，應(yīng)綜合考慮液控蝶閥的結(jié)構(gòu)型式、規(guī)格和所控制流體的運(yùn)動(dòng)參數(shù)，以便盡可能減小液控蝶閥的啟閉速度誤差。

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Numerical Simulation of Hydraulic Control System for Marine Butterfly Valve

Liu Hui1Ge Liang2Yan Jun1

1 China Ship Development and Design Center，Wuhan Hubei 430064，China 2 Armament Procurement Agency，Naval Armament Department of PLAN，Beijing 100071，China

Hydraulic control butterfly valve is widely used in marine area due to the following features：high torque，low pressure loss and be suitable for medium and large diameter pipeline， etc.In this paper， hydraulic control butterfly valve adopted common centerline symmetry flap， and mathematical model of the switch control hydraulic system for hydraulic control butterfly valve was established.Numerical simulation and experiment results show that： row oil of the accumulator， pipeline pressure loss， temperature of hydraulic medium and the load have great impact on the rotational angular velocity and its error when the hydraulic control valve is opening and closing.The results can be applied to selection of the total capacity of accumulator and pipeline path，and to determination of structure type and specifications for hydraulic control butterfly valve and design of the motion parameters for the fluid transported by the system.

hydraulic control butterfly valve； switch control； rotational angular velocity； numerical simulation

U664.8

A

1673－3185（2012）02－97－05

10.3969/j.issn.1673-3185.2012.02.018

2010-07-14

劉 輝（1971－），男，碩士，高級(jí)工程師。研究方向：船舶系統(tǒng)。E-mail：l10925＠163.com

戈 亮（1972－），男，碩士，工程師。研究方向：船舶工程。E-mail：glsl_2001@163.com

劉 輝。

［責(zé)任編輯：張智鵬］