郭 健，徐佳龍

●（海軍駐南京地區(qū)航空軍事代表室，江蘇南京 210002）

錐閥式單向閥“嘯叫”現(xiàn)象研究

郭 健，徐佳龍

●（海軍駐南京地區(qū)航空軍事代表室，江蘇南京 210002）

為解決液壓?jiǎn)蜗蜷y在使用過程中出現(xiàn)的“嘯叫”問題，從錐閥式單向閥的結(jié)構(gòu)入手，分析了單向閥閥芯的運(yùn)動(dòng)過程，根據(jù)閥芯的運(yùn)動(dòng)方程確定了單向閥各結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)閥芯振動(dòng)的影響，并提出了解決閥芯振動(dòng)的方法。

錐閥；單向閥；嘯叫

0 引言

單向閥是液壓系統(tǒng)中的一種方向控制元件，用于控制液流只能沿一個(gè)方向流動(dòng)而不能倒流。單向閥的結(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一個(gè)個(gè)的單向閥結(jié)構(gòu)，所以單向閥在液壓產(chǎn)品中應(yīng)用廣泛，其自身特性所帶來的一些問題經(jīng)常成為液壓產(chǎn)品的故障點(diǎn)。本文將探討單向閥使用過程中經(jīng)常出現(xiàn)的“嘯叫”問題，對(duì)“嘯叫”產(chǎn)生的原因及解決方法進(jìn)行研究。

1 “嘯叫”產(chǎn)生的原因分析

在液壓系統(tǒng)中，“嘯叫”是指液壓產(chǎn)品在正常工作過程中發(fā)出刺耳叫聲的現(xiàn)象。這種叫聲是由于產(chǎn)品中某個(gè)部件發(fā)生了高頻振動(dòng)產(chǎn)生的，如果不消除這種振動(dòng)，將會(huì)降低產(chǎn)品使用壽命，同時(shí)，會(huì)對(duì)產(chǎn)品的功能、性能產(chǎn)生影響。

單向閥主要由閥體、閥芯和彈簧組成，如圖1所示。閥芯有球閥式和錐閥式兩種結(jié)構(gòu)。球閥式單向閥結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，易于制造，但在長(zhǎng)期使用中鋼球表面與閥座接觸處易于磨損而出現(xiàn)凹痕，一旦鋼球發(fā)生轉(zhuǎn)動(dòng)便會(huì)失去密封性。在這一方面，錐閥式單向閥具有優(yōu)越性，所以錐閥式是單向閥設(shè)計(jì)中的首選結(jié)構(gòu)。

單向閥中的閥芯有一定的質(zhì)量，它與彈簧一起組成了一個(gè)“質(zhì)量-彈簧”振動(dòng)系統(tǒng)，引起這個(gè)振動(dòng)系統(tǒng)發(fā)生振動(dòng)的原因無非兩種情況：一是外部因素引起，即共振；另一種是由于自身特性引起，即自振。

圖1 錐閥式單向閥結(jié)構(gòu)示意圖

單向閥中的閥芯有一定的質(zhì)量，它與彈簧一起組成了一個(gè)“質(zhì)量-彈簧”振動(dòng)系統(tǒng)，引起這個(gè)振動(dòng)系統(tǒng)發(fā)生振動(dòng)的原因無非兩種情況：一是外部因素引起，即共振；另一種是由于自身特性引起，即自振。

當(dāng)外加在振動(dòng)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(shí)，即會(huì)發(fā)生共振。錐閥式單向閥的固有頻率可按如下推導(dǎo)[1]。如圖1所示，其開口截面積可近似表示為：

式中，f為開口截面積；d′為開口中徑，d′=(d1+d)/2；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：

式中，Q為通過開口的流量；C為流量系數(shù)；ρ為液體密度；Δρ為閥芯前后壓差。

由式（2）得到：

式中，A=(Q2/2(Cπd′sinα)2)(當(dāng)Q一定時(shí)A為常數(shù))；x為閥芯的開度。

在忽略液動(dòng)力和摩擦力情況下，在開度為x0的工作點(diǎn)上，依據(jù)力平衡方程得到閥芯運(yùn)動(dòng)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）左邊第一項(xiàng)為慣性力，第二項(xiàng)為液壓力，第三項(xiàng)為彈簧力。將式（4）代入式（5）得到：

式（6）即為“質(zhì)量-彈簧”振動(dòng)系統(tǒng)的無阻尼振蕩的運(yùn)動(dòng)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(jì)時(shí)，就必須使這個(gè)固有頻率與泵或其它振動(dòng)源的頻率錯(cuò)開。

單向閥另一種可能出現(xiàn)的振動(dòng)是自振，即由閥本身特性帶來的自激振動(dòng)。根據(jù)（3）式知道，液體通過單向閥時(shí)受到局部阻力，產(chǎn)生節(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，p2則完全決定于ζ (x)值。根據(jù)實(shí)際研究的結(jié)果[2]，ζ(x)與開度 x的關(guān)系曲線如圖 2所示。

圖2 阻力系數(shù)曲線

從圖2中可以看出，ζ(x)為非單調(diào)函數(shù)。圖中實(shí)線為閥芯沿打開方向運(yùn)動(dòng)時(shí)的ζ(x)值，虛線為閥芯沿關(guān)閉方向運(yùn)動(dòng)時(shí)的ζ(x)值。并且當(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)。這樣，在x1～x2范圍內(nèi)工作時(shí)，閥芯就會(huì)產(chǎn)生自激振動(dòng)。

自振產(chǎn)生過程描述如下：設(shè)工作點(diǎn)在x1～x2范圍內(nèi)某一點(diǎn)。當(dāng)有一擾動(dòng)作用使 p2上升，閥芯便開始關(guān)閉。但由于x變小時(shí)ζ(x)下降，在p1和Q不變時(shí)，按式(9)p2卻會(huì)繼續(xù)上升。這就是說，在閥芯向下運(yùn)動(dòng)時(shí)有向下的附加力，即相當(dāng)于負(fù)阻尼力。而當(dāng)閥芯向上運(yùn)動(dòng)時(shí)，同理有向上作用的附加力，也相當(dāng)于有負(fù)阻尼力。這就相當(dāng)于對(duì)閥的“質(zhì)量—彈簧”振動(dòng)系統(tǒng)中加進(jìn)了能量，使閥芯開度處于x1～x2范圍內(nèi)不能穩(wěn)定，不論是沿打開方向還是沿關(guān)閉方向運(yùn)動(dòng)都要沖出這個(gè)范圍，直至加進(jìn)的能量和耗散的能量相等，振幅不再擴(kuò)大而保持等幅振動(dòng)。這樣就出現(xiàn)自振。

要避免這種自振，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，要避免x進(jìn)入x1～x2范圍內(nèi)工作。

2 試驗(yàn)驗(yàn)證

為驗(yàn)證上述分析的正確性，以某型產(chǎn)品為基礎(chǔ)，進(jìn)行了開度與“嘯叫”現(xiàn)象關(guān)系的試驗(yàn)驗(yàn)證。首先，根據(jù)產(chǎn)品結(jié)構(gòu)，加工了五種不同尺寸的彈簧座，用于限制活門的開度為1.5、1.0、0.8、0.5和0.4五種數(shù)值，在相同試驗(yàn)條件下，對(duì)5組試驗(yàn)件進(jìn)行試驗(yàn)，統(tǒng)計(jì)產(chǎn)品50次工作中出現(xiàn)“嘯叫”的次數(shù)，試驗(yàn)結(jié)果見表1。

表1 不同開度條件下“嘯叫”次數(shù)統(tǒng)計(jì)表

試驗(yàn)中，所用管路以及活門的開口截面積足以滿足流量的要求，所以保證了試驗(yàn)的流量穩(wěn)定不變，從試驗(yàn)結(jié)果我們可以看出：在相同試驗(yàn)條件下，隨著活門開度的減小，單向閥出現(xiàn)“嘯叫”現(xiàn)象的次數(shù)逐漸減小，尤其是在活門開度小到一定程度后，“嘯叫”的次數(shù)發(fā)生驟減，這說明活門開度對(duì)單向閥的“嘯叫”有直接影響，而且阻力系數(shù)曲線中的拐點(diǎn)應(yīng)該是存在的。但是，在隨后的多次試驗(yàn)中，嘗試將活門開度繼續(xù)減小，但“嘯叫”偶爾還是會(huì)有一到兩次，這說明只是限制開度不能完全消除“嘯叫”。經(jīng)分析知單向閥特性得出如下結(jié)論：根據(jù)式（6）可知，“質(zhì)量-彈簧”振動(dòng)系統(tǒng)是一個(gè)無阻尼二階系統(tǒng)，該系統(tǒng)的單位階躍響應(yīng)是一個(gè)具有頻率為固有頻率ωn的等幅振蕩[3]，也就是說當(dāng)有外界擾動(dòng)能量加入該系統(tǒng)時(shí)就有可能引發(fā)系統(tǒng)的不衰減振動(dòng)，引發(fā)“嘯叫”，對(duì)活門開度進(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。根除“嘯叫”現(xiàn)象必須改變“質(zhì)量-彈簧”振動(dòng)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)，這樣一來當(dāng)有擾動(dòng)能量進(jìn)入系統(tǒng)后就會(huì)在阻尼的作用下被消耗掉，從而避免發(fā)生振動(dòng)。

3 “嘯叫”的解決方法

為避免“嘯叫”現(xiàn)象的發(fā)生，就必須消除閥芯振動(dòng)。對(duì)于由外部引發(fā)的共振，由式（8）可看出，改變振動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率的最簡(jiǎn)單途徑就是改變彈簧剛度K，對(duì)于沒有活門開啟壓力的單向閥來說，彈簧的剛度可設(shè)計(jì)的很小，只要能克服閥芯的摩擦力就可以了。而對(duì)于有活門開啟壓力要求的單向閥來說，彈簧剛度就要設(shè)計(jì)得大一些。彈簧剛度與彈簧鋼絲的材料、直徑和有效圈數(shù)等參數(shù)有關(guān)，在產(chǎn)品設(shè)計(jì)空間和性能要求的前提下需要合理選擇彈簧的各參數(shù)，使得“質(zhì)量-彈簧”振動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率錯(cuò)開液壓源的頻率。

對(duì)于由內(nèi)部因素引發(fā)的自振，從上面自振產(chǎn)生的原因分析和試驗(yàn)結(jié)果得知，控制活門的開度x，使之不在x1～x2范圍內(nèi)，可有效降低“嘯叫”發(fā)生的次數(shù)。控制活門開度最簡(jiǎn)便的辦法就是利用彈簧座將活門限位，而活門最大開度可用式(1)計(jì)算，如圖1所示，閥開口的最大截面積為：

得到：

令fmax=f，可得出

根據(jù)活門最大開度，設(shè)計(jì)彈簧座的尺寸進(jìn)行限位，即可有效減弱閥的“嘯叫”。若要消除“嘯叫”現(xiàn)象的發(fā)生，必須改變“質(zhì)量-彈簧”振動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)，也就是將無阻尼二階系統(tǒng)改變成欠阻尼二階系統(tǒng)，必須在系統(tǒng)中增加阻尼，最直接的方法是在活門上增加阻尼孔，阻尼孔的大小取決于單向閥結(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ζ可由式（16）計(jì)算。

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ζ確定阻尼系數(shù)λ，從而確定阻尼孔的大小。系統(tǒng)阻尼比ζ應(yīng)在0～1取值，阻尼比ζ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ζ越小，振蕩越強(qiáng)，平穩(wěn)性越差，響應(yīng)的起始速度較快。但因?yàn)檎袷帍?qiáng)烈，衰減緩慢，調(diào)節(jié)時(shí)間亦長(zhǎng)，快速性也不好，所以要選擇合適的阻尼比ζ，一般選擇最佳阻尼比ζ=0.707。

4 結(jié)束語(yǔ)

單向閥在工作過程中的振動(dòng)與彈簧剛度、活門開度等結(jié)構(gòu)參數(shù)有直接關(guān)系。為避免閥芯振動(dòng)和“嘯叫”現(xiàn)象的發(fā)生，要合理設(shè)計(jì)單向閥各結(jié)構(gòu)參數(shù)，最好利用軟件進(jìn)行充分仿真，找出最為合理的結(jié)構(gòu)參數(shù)，再進(jìn)行工程設(shè)計(jì)。

[1]李玉琳. 液壓元件與系統(tǒng)設(shè)計(jì)[M]. 北京: 北京航空航天大學(xué)出版社, 1991.

[2]李培滋, 王占林. 飛機(jī)液壓傳動(dòng)與伺服控制[M]. 北京: 國(guó)防工業(yè)出版社, 1979

[3]胡壽松. 自動(dòng)控制原理[M]. 第四版. 北京: 科學(xué)出版社, 2001.

[4]師好智, 萬(wàn)曼影, 劉學(xué)軍, 等. 單向活門充氣振動(dòng)的建模與仿真[J]. 計(jì)算機(jī)仿真, 2006, 23(6): 289-291, 311.

[5]冀宏, 傅新, 楊華勇, 等. 節(jié)流槽型閥口噪聲特性試驗(yàn)研究[J]. 機(jī)械工程學(xué)報(bào), 2004, 40(11): 42-46.

Research on Howling in Cone-valve Typed One-way Valve

GUO Jian, XU Jia-long
(Aeronautics Military Representative Office of Navy in Nanjing Area, Jiangsu Nanjing 210002, China)

To solve the howling problem in hydraulic one-way valve, the configuration of the cone-valve typed one-way valve is studied, and the motion of the valve core is analyzed. According to the motion equations of the valve core, the influences of the structural parameters of one-way valve on the valve core vibration are obtained. The methods for suppressing the core vibration are given in this paper.

cone valve; one way valve; howling

TH12

A

郭健（1963-），男，高級(jí)工程師。主要從事航空液壓伺服控制專業(yè)研究。