数字开关液压系统中流体惯性效应分析与实验
发布时间：2020-12-07 08:02
以数字开关液压系统中的流体惯性效应为研究对象,基于高速开关阀动力学模型与动态管路传输模型,结合管路中压力波传播特性,构建两位两通高速开关阀匹配惯性管的阀控缸液压系统分析模型,实现高速开关阀输出特性与惯性管内流体动态压力变化的实时耦合,分析了两者之间的耦合作用,并通过实验验证了流体惯性效应的存在.实验结果与分析模型Ⅱ(包含阀芯动力学模型与流体惯性效应)结果一致性较好,表明分析模型Ⅱ下的压力波传播过程可以表征惯性管内的流体惯性效应与寄生液感效应,高速开关阀的动态特性直接影响惯性管内压力波传播特性,可为数字开关惯性液压系统的设计提供依据.
【文章来源】：华中科技大学学报(自然科学版). 2020年06期 第70-76页 北大核心
【文章页数】：7 页
【部分图文】：
数字开关液压系统工作回路2液压系统数学模型1—液压泵；2—溢流阀；3—高速开关阀；4—惯性管；5—电磁换向阀；6—液压缸．
·72·华中科技大学学报(自然科学版)第48卷高速开关阀由脉宽调制(PWM)信号控制，当信号为高电平时，电磁铁推动顶杆使得球阀打开，高压油液经p1口进入，从p2口流出；当信号为低电平时，阀芯靠液压力与弹簧力复位．2.2球阀动力学方程高速开关阀阀芯运动受到电磁力、液压力、弹簧力与稳态液动力的制约，球阀受力情况如图3所示．图3高速开关阀阀芯受力示意图球阀阀芯动力学平衡方程如下2vvm12amdx/dtF(pp)Av0vsfvk(xx)FBdx/dt，(1)式中：mv为阀芯及运动部件质量；Fm为电磁吸力；p1和p2分别为进出口压力；Aa为油液在阀芯上的作用面积；kv为弹簧刚度；x0为弹簧预压缩量；xv为阀芯位移；Fs为稳态液动力；Bf为黏性阻力系数．当高速开关阀线圈得电时，在衔铁与阀座之间产生电磁场，形成电磁吸力Fm，由下式表示[12]222mw0FL(t)i(t)/(2NSμ)，(2)式中：L(t)为线圈电感；i(t)为线圈电流；Nw为线圈匝数；S为极化面积；μ0空气磁导率．由式(2)可知高速开关阀电磁力大小与线圈上瞬时电流及电感密切相关．当阀口开度一定时，因流速与流动方向变化造成的阀芯上的反作用力即为稳态液动力Fs，其可由下式求得[13]sdjF2CApcosθ，(3)式中：Δp为阀口压差；Aj为阀口过流面积；θ为阀口射流角度；Cd为阀口流量系数，ddmaxcritCCtanh(2λ/λ)，(4)其中，Cdmax为阀口最大流量系数，λcrit为临界雷诺数，雷诺数λ可由下式求得sλ(d/ν)2p/ρ，(5)ds为节流孔直径；ν为油液运动黏度；ρ为
」苷?Ｒ貉瓜低彻ぷ餮沽?细?(10MPa以上)，但本研究从高速开关阀阀后压力响应的角度反映流体惯性效应，在避免因压力波传播引起的逆压力梯度而导致的流体惯性效应减弱的前提下，应选用较低供油压力(2MPa左右)开展流体惯性效应的验证性实验．4.2实验结果分析在实验测试系统平台完成不同供油压力下高速开关阀后(惯性管进口)动态压力测定，并与分析模型所得结果对比．在工作频率为5Hz、占空比为0.5的PWM电压驱动信号下，2MPa与3MPa供油压力下的惯性管进口处压力变化曲线如图8所示．由图8可知：显然考虑高速开关阀阀芯动力学特性的模型Ⅱ结果与实验测得惯性管进口的动态压力变化更为符合，且在阀芯开启关闭瞬间，模型Ⅱ与实验结果均有一定程度的压力峰值；在阀芯开启/关闭瞬间，模型Ⅱ压力响应要快于实验测得压力变化曲线，实测动态压力曲线较为光滑，这是因为高速开关阀阀体工作腔较为复杂，造成初始压力响应滞后严重，且压力传感器难以测得小幅高频压力波传播效应．此外，当阀芯关闭时实测压力始终处于0.1MPa左右，但模型Ⅱ所得却逼近0MPa，这是因为传感器工作压力范围为0.1～10.0MPa，其在低于0.1MPa的情况下，测试结果仍为0.1MPa，这也再次说明模型Ⅱ可以通过惯性管进口动态压力变化反映惯性管内的流体惯性效应．图8不同供油压力下的惯性管进口压力变化曲线5结论本研究以数字开关液压系统中的流体惯性效应为研究对象，基于两种高速开关阀等效模型与管路动态传输模型，得到以下结论．a.阶跃信号下，因模型Ⅰ与模型Ⅱ均考虑流体惯性效应，惯性管进口处均出现了相似的压力脉动；但考虑阀芯动力学模型的模型Ⅱ所得惯性管进口动态压力响?
本文编号：2902919
【文章来源】：华中科技大学学报(自然科学版). 2020年06期 第70-76页 北大核心
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数字开关液压系统工作回路2液压系统数学模型1—液压泵；2—溢流阀；3—高速开关阀；4—惯性管；5—电磁换向阀；6—液压缸．
·72·华中科技大学学报(自然科学版)第48卷高速开关阀由脉宽调制(PWM)信号控制，当信号为高电平时，电磁铁推动顶杆使得球阀打开，高压油液经p1口进入，从p2口流出；当信号为低电平时，阀芯靠液压力与弹簧力复位．2.2球阀动力学方程高速开关阀阀芯运动受到电磁力、液压力、弹簧力与稳态液动力的制约，球阀受力情况如图3所示．图3高速开关阀阀芯受力示意图球阀阀芯动力学平衡方程如下2vvm12amdx/dtF(pp)Av0vsfvk(xx)FBdx/dt，(1)式中：mv为阀芯及运动部件质量；Fm为电磁吸力；p1和p2分别为进出口压力；Aa为油液在阀芯上的作用面积；kv为弹簧刚度；x0为弹簧预压缩量；xv为阀芯位移；Fs为稳态液动力；Bf为黏性阻力系数．当高速开关阀线圈得电时，在衔铁与阀座之间产生电磁场，形成电磁吸力Fm，由下式表示[12]222mw0FL(t)i(t)/(2NSμ)，(2)式中：L(t)为线圈电感；i(t)为线圈电流；Nw为线圈匝数；S为极化面积；μ0空气磁导率．由式(2)可知高速开关阀电磁力大小与线圈上瞬时电流及电感密切相关．当阀口开度一定时，因流速与流动方向变化造成的阀芯上的反作用力即为稳态液动力Fs，其可由下式求得[13]sdjF2CApcosθ，(3)式中：Δp为阀口压差；Aj为阀口过流面积；θ为阀口射流角度；Cd为阀口流量系数，ddmaxcritCCtanh(2λ/λ)，(4)其中，Cdmax为阀口最大流量系数，λcrit为临界雷诺数，雷诺数λ可由下式求得sλ(d/ν)2p/ρ，(5)ds为节流孔直径；ν为油液运动黏度；ρ为
」苷?Ｒ貉瓜低彻ぷ餮沽?细?(10MPa以上)，但本研究从高速开关阀阀后压力响应的角度反映流体惯性效应，在避免因压力波传播引起的逆压力梯度而导致的流体惯性效应减弱的前提下，应选用较低供油压力(2MPa左右)开展流体惯性效应的验证性实验．4.2实验结果分析在实验测试系统平台完成不同供油压力下高速开关阀后(惯性管进口)动态压力测定，并与分析模型所得结果对比．在工作频率为5Hz、占空比为0.5的PWM电压驱动信号下，2MPa与3MPa供油压力下的惯性管进口处压力变化曲线如图8所示．由图8可知：显然考虑高速开关阀阀芯动力学特性的模型Ⅱ结果与实验测得惯性管进口的动态压力变化更为符合，且在阀芯开启关闭瞬间，模型Ⅱ与实验结果均有一定程度的压力峰值；在阀芯开启/关闭瞬间，模型Ⅱ压力响应要快于实验测得压力变化曲线，实测动态压力曲线较为光滑，这是因为高速开关阀阀体工作腔较为复杂，造成初始压力响应滞后严重，且压力传感器难以测得小幅高频压力波传播效应．此外，当阀芯关闭时实测压力始终处于0.1MPa左右，但模型Ⅱ所得却逼近0MPa，这是因为传感器工作压力范围为0.1～10.0MPa，其在低于0.1MPa的情况下，测试结果仍为0.1MPa，这也再次说明模型Ⅱ可以通过惯性管进口动态压力变化反映惯性管内的流体惯性效应．图8不同供油压力下的惯性管进口压力变化曲线5结论本研究以数字开关液压系统中的流体惯性效应为研究对象，基于两种高速开关阀等效模型与管路动态传输模型，得到以下结论．a.阶跃信号下，因模型Ⅰ与模型Ⅱ均考虑流体惯性效应，惯性管进口处均出现了相似的压力脉动；但考虑阀芯动力学模型的模型Ⅱ所得惯性管进口动态压力响?
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