0 引言

減壓閥是一種利用液流流過縫隙產(chǎn)生壓力損失，使其出口壓力低于進(jìn)口壓力的壓力控制閥[1～3]。按調(diào)節(jié)要求不同，減壓閥可分為定壓減壓閥、定比減壓閥和定差減壓閥。其中定壓減壓閥具有控制出口壓力為定值，使液壓系統(tǒng)中某一部分得到較供油壓力低的穩(wěn)定壓力等優(yōu)點，而廣泛應(yīng)用于工程機(jī)械、航空航天、水利水電等液壓控制系統(tǒng)，且系統(tǒng)中的夾緊或定位裝置能夠得到低于主油路的恒定壓力。工程中將定壓減壓閥分為直動式和先導(dǎo)式兩種結(jié)構(gòu)形式，且先導(dǎo)式較直動式能夠減少由于流量變動引起的出口壓力波動、性價比高等特點而被廣泛使用。

減壓閥的實用性與特殊性吸引了大批國內(nèi)外學(xué)者的注意，相應(yīng)地開展了一系列研究工作。Amini等[4]通過改變原有扁平的插頭和對閥座的重新設(shè)計，大幅度地消除了氣體減壓閥中常出現(xiàn)的機(jī)械振動，且流量增加了約25%。Zhi等[5]設(shè)計了一套新型附帶節(jié)流孔板的減壓閥，同時提出了減少能量損失對閥體和閥孔板結(jié)構(gòu)的改進(jìn)方法。Jin等[6]提出了一種新型的高壓多級減壓閥，可用于加氫站氫穩(wěn)定減壓。白曉瑞等[7]通過建立典型結(jié)構(gòu)的先導(dǎo)式減壓閥的數(shù)學(xué)和仿真模型，從而在仿真結(jié)果的基礎(chǔ)上分析其輸出壓力、流量等動、靜態(tài)特性。周峰等[8]根據(jù)主閥芯受力平衡方程、壓力流量方程和螺旋槳負(fù)載特性建立系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型，并利用開環(huán)伯德圖和閉環(huán)頻響曲線分析特征參數(shù)對閥穩(wěn)定性的影響。綜上所述，已有研究大多都只考慮減壓閥的應(yīng)用，缺乏對各類型減壓閥的建模分析，且對先導(dǎo)式減壓閥的研究更是屈指可數(shù)。

針對現(xiàn)有文獻(xiàn)的不足，采用三通先導(dǎo)精密減壓閥為研究對象，根據(jù)主閥流量方程、主閥閥芯受力平衡方程和先導(dǎo)閥閥芯受力方程建立了準(zhǔn)確的數(shù)學(xué)模型，同時利用AMESim軟件對數(shù)學(xué)模型和算法進(jìn)行仿真驗證。

1 減壓閥的工作原理

圖1所示為三通先導(dǎo)精密減壓閥（IR412-04型）工作原理。當(dāng)順時針旋轉(zhuǎn)設(shè)定手輪8時，調(diào)壓彈簧9被壓縮，從而推動擋板12，并關(guān)閉噴嘴6，此時輸入氣壓力通過固定節(jié)流孔16流入膜片B的上腔，氣壓力推動膜片C，使主閥芯11開啟，則有壓力輸出。此輸出壓力一方面作用在膜片C的下腔，與膜片B的上腔氣壓力相平衡；另一方面，通過右側(cè)通路，進(jìn)入膜片A下腔，與設(shè)定彈簧力相平衡以維持出口壓力不變。當(dāng)出口壓力增大時，膜片A上移，噴嘴與擋板開啟，膜片B上腔壓力下降，則膜片B、C組件上移，從而使得常泄式排氣閥芯瞬時開啟，出口壓力下降又維持出口壓力不變。由于噴嘴擋板機(jī)構(gòu)和常泄式排氣閥的溢流作用對壓力調(diào)節(jié)極為敏感，因此能實現(xiàn)精密穩(wěn)壓。

圖1 減壓閥工作原理圖

2 減壓閥數(shù)學(xué)模型

根據(jù)三通先導(dǎo)精密減壓閥的基本結(jié)構(gòu)，其靜態(tài)特性可根據(jù)平衡狀態(tài)對動態(tài)方程進(jìn)行簡化得到。忽略閥芯自重和摩擦力，主閥流量方程為：

式中，q為通過主閥閥口流量，Cd1為主閥閥口流量系數(shù)，D為主閥閥芯直徑，y為主閥閥口減壓縫隙長度，p1為減壓閥進(jìn)油口壓力，p2為減壓閥出油口壓力，ρ為油液密度。

主閥閥芯受力平衡方程為：

式中p3為主閥上腔壓力，A為主閥閥芯油壓作用面積，k1為主閥彈簧剛度，y0為主閥彈簧預(yù)壓縮量，ymax為主閥閥口最大開口長度，α為閥口射流角，一般取α=69°。

主閥阻尼孔流量方程為：

式中d0為固定阻尼孔直徑，l0為固定阻尼孔長度，μ為油液動力粘度。

先導(dǎo)閥流量方程為：

式中Cd2為先導(dǎo)閥閥口流量系數(shù)，d為先導(dǎo)閥閥座孔直徑，x為先導(dǎo)閥開口長度，φ為先導(dǎo)閥半錐角。

先導(dǎo)閥閥芯受力平衡方程為：

式中x0為先導(dǎo)閥彈簧預(yù)壓縮量，k2為先導(dǎo)閥彈簧剛度，A2為先導(dǎo)閥閥座孔截面積。

聯(lián)立式(2)和式(4)，消除中間變量p3可得：

由式(6)可知，該減壓閥的出油口壓力p2由三項組成：1為克服主閥彈簧力所建立的油壓值，其中y為變量；2為克服先導(dǎo)閥彈簧力所建立的油壓值，其中x為變量；3為主閥閥口液動力所建立的油壓值。為了減少流量變化對出油口壓力p2的影響，在選擇閥的結(jié)構(gòu)參數(shù)時，一般取x＜＜x0、y＜＜y0+ymax、A2＞＞ Cd2πdxsin2φ，并適當(dāng)增大主閥閥芯直徑D，故可p2近似為：

通過采取上述結(jié)構(gòu)措施可以保證在流經(jīng)減壓閥的流量變化時，出口壓力p2基本不變。

3 減壓閥仿真分析

3.1 減壓閥的AMEsim建模

采用Imagine. Lab的AMEsim進(jìn)行減壓閥建模分析，該平臺能夠更加專注于系統(tǒng)本身的設(shè)計而非繁瑣的數(shù)學(xué)建模[9～11]。根據(jù)減壓閥的工作原理，建立精密減壓閥完整仿真模型如圖2所示，同時參照閥的參數(shù)，設(shè)置仿真模型模型參數(shù)如表1所示。

圖2 精密減壓閥的AMEsim仿真模型

3.2 仿真結(jié)果分析

通過在仿真模型中設(shè)定上述參數(shù)，并設(shè)進(jìn)氣壓為從0階躍到5bar，調(diào)壓旋鈕初始位移為零（先導(dǎo)部分未參與調(diào)壓），仿真時間設(shè)置為10s，仿真最小出氣壓隨時間的變化（如圖3所示）。從圖中容易看出，在0～2.5s之間，出氣壓呈不規(guī)則變化且均為負(fù)值；在2.5～10s之間，氣壓均為正且仍呈不規(guī)則變化，并在4s、6s、8s、10s達(dá)到瞬時穩(wěn)定狀態(tài)。

表1 減壓閥仿真參數(shù)

圖3 精密減壓閥最小出氣壓仿真曲線

對于分析減壓閥的反饋先導(dǎo)部分，除了考慮增益外還需要建立先導(dǎo)腔內(nèi)部氣壓變化的仿真過程，該氣壓主要通過對控制膜片的作用，從而影響主閥口的開度大小。本文通過查閱現(xiàn)有文獻(xiàn)[12,13]，目前對減壓閥常泄氣口的分析側(cè)重考察其直徑和先導(dǎo)腔容積對氣壓建立過程的影響。為了便于區(qū)分，本文將反饋氣壓設(shè)定為6bar，且在平衡狀態(tài)下先導(dǎo)腔內(nèi)的氣壓為3.5bar。仿真結(jié)果如圖4所示，對于不同的常泄氣口直徑，穩(wěn)定氣壓與常泄氣口直徑呈反比例關(guān)系。同時由于常泄氣口增大時，將會使進(jìn)氣先導(dǎo)閥的開口和進(jìn)氣流量也隨之增大，因此先導(dǎo)腔將會在更短時間內(nèi)達(dá)到飽和狀態(tài)。

圖4 不同常泄氣口直徑下的先導(dǎo)腔氣壓響應(yīng)

圖5所示為減壓閥正向流量特性對應(yīng)的主閥口開度，從圖中可以看到隨著用氣流量的逐漸增大，主閥口開度也隨著增大，但由于出氣口處存在節(jié)流孔，從而使主閥口開度無法達(dá)到臨界狀態(tài)（即主閥口開度由閥體上的限位特征來決定的狀態(tài)），因此減壓閥將保持在調(diào)壓狀態(tài)，并能得到較理想的流量特性。由圖5還可以看出，隨著氣流量的逐漸增大，對于4.0bar和2.5bar的出氣壓，主閥口的開度大小與預(yù)期最大開度相差甚遠(yuǎn)，此表明應(yīng)適當(dāng)增大出氣口處的節(jié)流口。由此可見，在液壓系統(tǒng)中選擇減壓閥時，應(yīng)在考慮實際工況的基礎(chǔ)上匹配下游元件的流通能力，以便充分發(fā)揮減壓閥的優(yōu)勢性能。

圖5 減壓閥正向流量特性對應(yīng)的主閥口開度

4 結(jié)束語

首先對減壓閥的實用性和有效性進(jìn)行了分析，并在國內(nèi)外研究學(xué)者的基礎(chǔ)上，以三通先導(dǎo)精密減壓閥為例，研究其工作原理并建立數(shù)學(xué)模型。同時，根據(jù)AMESim軟件建立精密減壓閥的仿真模型，并在小流量精密減壓閥的基礎(chǔ)上對模型進(jìn)行驗證，然后利用仿真模型對大流量精密減壓閥的結(jié)構(gòu)參數(shù)和特性進(jìn)行較全面的仿真研究，優(yōu)化了常泄氣口直徑，最后利用減壓閥正向

【】【】流量特性對應(yīng)的主閥口開度，對減壓閥的優(yōu)勢性能進(jìn)行了概括。本實驗結(jié)果為指導(dǎo)樣機(jī)的設(shè)計提供參考。

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