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射流管式伺服閥耐久性仿真分析

褚淵博，袁朝輝，李聰英

(西北工業(yè)大學自動化學院，陜西西安710072)

摘要:介紹了射流管式伺服閥的組成結(jié)構(gòu)和工作原理，分析了影響射流管式伺服閥耐久性潛在薄弱項的失效機理，并分別進行了軟件仿真和耐久性壽命計算，通過軟件仿真和理論計算得出了射流管式伺服閥潛在薄弱項的耐久性壽命。仿真和計算結(jié)果表明:影響射流管式伺服閥耐久性潛在薄弱項壽命均滿足國家標準要求。研究方法和結(jié)果對于射流管式伺服閥故障的定性分析、預測和耐久性壽命的定量計算具有重要的參考價值。

關(guān)鍵詞:射流管伺服閥;耐久性;功率譜密度;沖蝕磨損;壽命預測

電液伺服閥是電液聯(lián)合控制的精密液壓元件，它接受輸入的電控信號后相應(yīng)輸出調(diào)制的流量或壓力。射流管式與噴嘴擋板式伺服閥是目前世界上運用最普遍的兩級流量控制電液伺服閥。其中射流管式伺服閥在壓力效率、抗污染能力和低壓工作性能等方面都優(yōu)于噴嘴擋板式［1］，然而射流管式伺服閥在國外主要應(yīng)用于航空艦船等高端行業(yè)，對我國實行技術(shù)封鎖，相應(yīng)的基礎(chǔ)理論和文獻公開較少見［2］。國內(nèi)僅有中船重工七零四研究所研究并成規(guī)模地生產(chǎn)，其理論主要集中在結(jié)構(gòu)及加工工藝的改進、材料的更替及測試方法的改變［3］，對于射流管伺服閥耐久性一般是通過試驗對產(chǎn)生的故障現(xiàn)象進行總結(jié)［4］，大部分都只給出了定性描述，尚無定量計算。

射流管伺服閥耐久性是指在規(guī)定的使用、儲存與維修條件下，達到失效狀態(tài)前，完成規(guī)定功能的能力，一般用壽命度量。本文在對射流管伺服閥組成結(jié)構(gòu)及工作原理分析基礎(chǔ)上，結(jié)合某單位給出的伺服閥故障模式及影響分析(FMEA)報告［4］，確定影響伺服閥耐久性薄弱項并分別進行失效機理分析、軟件仿真和耐久性壽命定量計算。研究方法和結(jié)果對伺服閥故障的定性分析、預測和耐久性壽命的定量計算具有重要的參考價值。

1　射流管式伺服閥組成結(jié)構(gòu)和工作原理

圖1　射流管式伺服閥結(jié)構(gòu)圖

如圖1所示，射流管式伺服閥組成結(jié)構(gòu)包括動鐵式永磁力矩馬達、射流管放大器、滑閥組件和反饋組件四部分，其中反饋組件以力反饋的形式使整個伺服閥系統(tǒng)閉環(huán)協(xié)調(diào)工作。射流管伺服閥的工作過程分為噴嘴處于接收器中位和發(fā)生偏移2種狀態(tài)。當力矩馬達無電流輸入時，閥芯處于中位，伺服閥無流量輸出;當有電流輸入時，銜鐵射流管組件偏轉(zhuǎn)θ角度，油液從偏轉(zhuǎn)的噴嘴中射流至接收器的兩接收孔內(nèi)，兩腔形成的壓差Δp使閥芯運動直到反饋組件產(chǎn)生的力與油液作用于閥芯的力達到動力學平衡，此時伺服閥的輸出流量與輸入電流成正比。

2　射流管式伺服閥耐久性分析

射流管伺服閥壽命周期內(nèi)的工作載荷主要為壓力和行程，環(huán)境載荷主要為振動和溫度，結(jié)合文獻［4］中某單位給出的伺服閥故障模式及影響分析(FMEA)報告，確定并進行整體振動疲勞、閥芯閥體磨損、反饋組件應(yīng)力疲勞和噴嘴接收器沖蝕磨損4個伺服閥耐久性潛在薄弱項的分析。2. 1整體耐久性振動疲勞壽命分析

射流管伺服閥廣泛應(yīng)用于航空工業(yè)中，一般安裝于舵機上，屬于典型的機載設(shè)備。其實際受到的振動作用主要是由發(fā)動機噴氣噪聲和附面層氣動擾流所引起的隨機振動。依據(jù)航空振動標準進行實際振動環(huán)境模擬試驗，可檢驗機載設(shè)備能否經(jīng)受住所處振動環(huán)境引起的振動應(yīng)力，確保良好的工作可靠性。

采用ANSYS14. 0軟件對伺服閥整體進行隨機振動分析。振動試驗方法中以寬帶隨機試驗方法應(yīng)用最為廣泛，圖2所示為GJB150-16A給出的噴氣式飛機機載設(shè)備隨機振動譜氣式飛機機載設(shè)備所受振動譜［5］，以其模擬伺服閥所受的隨機振動工況，表1所示為在X、Y、Z方向施加激勵試驗應(yīng)力幅值，從試驗結(jié)果看X方向應(yīng)力幅值最大，最大值均發(fā)生于力矩馬達簧片處，其余部分的應(yīng)力值均小于19 MPa。應(yīng)用基于高斯分布的三區(qū)間法［6］分析伺服閥振動疲勞壽命，由于1σ、2σ、3σ對應(yīng)的最大應(yīng)力幅值均小于鈹青銅材料的疲勞極限260 MPa［7］，其余部分應(yīng)力值均小于所選材料疲勞極限，在不考慮結(jié)構(gòu)本身缺陷的情況下，伺服閥結(jié)構(gòu)本身不會出現(xiàn)疲勞破壞問題，疲勞壽命也會遠遠大于5 000 h，即振動環(huán)境對伺服閥耐久性疲勞壽命影響不大。

表1　伺服閥隨機振動試驗最大應(yīng)力幅值

圖2　噴氣式飛機機載設(shè)備隨機振動譜

2. 2閥芯閥體耐久性磨損壽命分析

如圖1所示，伺服閥閥芯在兩腔壓差作用下運動，閥芯與閥體相對位置的變化控制油口的通斷。由于加工誤差會將柱塞等加工成有一定錐度的圓錐面，閥芯裝入閥體中便形成了外圓柱面和內(nèi)圓錐面構(gòu)成的環(huán)形間隙流動，當環(huán)形間隙流動為漸擴流動時，便會出現(xiàn)側(cè)向力。此工況下閥芯與閥體間的配合間隙會因磨損而逐漸增大，當間隙增大到泄漏量決定的最大允許值時，伺服閥耐久性磨損壽命隨即結(jié)束。經(jīng)分析決定伺服閥耐久性磨損壽命的部位為閥芯4個凸肩處。

本文采用線磨損度來定量描述閥芯閥體間的磨損值，線磨損度是指摩擦表面法向尺寸變化與滑移距離的比值，該方法考慮了摩擦副表面的微觀特征，在穩(wěn)定磨損階段其線磨損度I為［8］:

式中: K1為由材料表面幾何輪廓沿高度分布所決定的系數(shù); Kt為修正系數(shù);α=Aa/Ar，其中Aa、Ar為名義接觸面積和實際接觸面積;σH為平均接觸應(yīng)力;ξ為材料微觀表面支承曲線參數(shù); ty為材料摩擦疲勞曲線參數(shù);λ為表面粗糙度綜合特性; k為接觸處應(yīng)力狀態(tài)的特性系數(shù); fM為摩擦因數(shù);σ0為材料極限破壞應(yīng)力; E為彈性模量。

閥芯與閥體間的平均接觸應(yīng)力來源于閥芯的液壓側(cè)向力。當圖1中4個凸肩處均為漸擴間隙流動時，閥芯整體所受側(cè)向力最大。第2凸肩閥體配合段的簡化模型如圖3所示。圖中圓錐大端壓力和間隙分別為p1和h1，小端壓力和間隙分別為p2和h2，由加工最大圓柱度偏差決定的倒錐大小端半徑差為0. 002 5 mm，閥芯最大位移L為0. 32 mm，配合段間隙h0處的壓力為p0［8］。

圖3　射流管伺服閥磨損局部放大圖

式中

則側(cè)向力

式中: p1= 21 MPa; p2= 0 MPa; e為閥芯完全偏心距，e = 0. 012 mm; d為閥芯大端直徑，d = 8 mm。

同理可計算出其余3處凸肩的側(cè)向力分別為42. 24 N、11. 83 N及113. 76 N。根據(jù)經(jīng)驗在閥芯凸肩上開3個均壓槽影響因子為0. 06，計算得閥芯位移0. 32 mm時，其側(cè)向力為F為10. 78 N，此時閥芯與閥體接觸面積為S為108. 5 mm2，則接觸應(yīng)力:

表2列出了閥芯偏移量所對應(yīng)的接觸應(yīng)力?？梢钥闯鲩y芯與閥體間的接觸應(yīng)力隨閥芯偏移量在0. 110 ～0. 116 MPa內(nèi)變化，將接觸應(yīng)力最大值0. 116 MPa帶入(1)式，考慮伺服閥實際，(1)式中其余參數(shù)的取值見表3。求得線磨損度I，閥芯開啟一次線性磨損量為:

式中: s為相對運動行程，s = 0. 32 mm。閥芯閥體的耐久性磨損壽命為:

表2　閥芯偏移量、側(cè)向力和接觸應(yīng)力對照表

式中: hmax為由最大允許泄漏量決定的許用磨損量，hmax= 0. 0025 mm。

表3　線磨損度相關(guān)參數(shù)取值表

2. 3反饋組件耐久性應(yīng)力疲勞壽命分析

圖4　射流管反饋組件模型

如圖4所示，伺服閥反饋組件由反饋桿、調(diào)零絲、彈簧管和簧片等組成。反饋桿上端與噴嘴壓裝成一體，末端與閥芯鏈接，將閥芯反饋力矩經(jīng)噴嘴、射流管組件、彈簧管傳遞至銜鐵組件，構(gòu)成滑閥位移力反饋回路。伺服閥接受輸入電流過程中，反饋組件表面存在著應(yīng)力比R=－1的循環(huán)交變應(yīng)力，在此應(yīng)力作用下，反饋組件可能產(chǎn)生局部永久結(jié)構(gòu)變化，一定循環(huán)次數(shù)后形成裂紋進而導致疲勞破壞，此時的循環(huán)次數(shù)即為反饋組件的耐久性應(yīng)力疲勞壽命。

選用ANSYS14. 0有限元分析軟件預測反饋組件的應(yīng)力疲勞壽命，組件的材料性能參數(shù)如表4所示，將供油管、調(diào)零絲及支撐簧片與力矩馬達的接觸區(qū)域進行全約束，在銜鐵兩側(cè)向上和向下分別作用大小為0. 18 N力載荷，反饋桿末端與閥芯連接處施加大小為0. 32 mm的位移約束，選擇Insert/Equivalent選項，設(shè)置相關(guān)參數(shù)進行求解。得到反饋組件應(yīng)力云圖如圖5所示，可以發(fā)現(xiàn)應(yīng)力幅最大值出現(xiàn)在反饋桿的中部為149. 6 MPa，低于鈹青銅材料的疲勞極限260 MPa［7］，其余部分應(yīng)力幅主要集中于1. 95×10－7～66. 49 MPa，低于所選材料的疲勞極限，依據(jù)S-N曲線應(yīng)力疲勞計算方法，反饋組件的耐久性疲勞壽命遠大于107次循環(huán)載荷。

表4　材料性能參數(shù)

圖5　反饋組件交變載荷應(yīng)力云圖

2. 4噴嘴接收器耐久性沖蝕磨損壽命分析

射流管伺服閥元件及液壓介質(zhì)在生產(chǎn)和使用過程中不可避免地會產(chǎn)生固體顆粒污染物，這些顆粒隨液壓介質(zhì)按一定速度和角度流動，會對伺服閥內(nèi)部材料表面產(chǎn)生沖蝕磨損。據(jù)相關(guān)試驗測試，認為噴嘴至接收器的距離大于噴嘴直徑的3. 5倍時即不能保證其工作的穩(wěn)定性和可靠性［1］。

采用FlUENT14. 0軟件進行沖蝕磨損率的數(shù)值模擬。圖6所示為噴嘴接收器沖蝕磨損計算模型，模擬以雷諾時均N-S方程、標準k-ε兩方程模型、離散相流動模型(DPM)和塑性材料沖蝕磨損模型為基礎(chǔ)，采用標準壁面函數(shù)處理壁面邊界層，選擇coupled算法，設(shè)置壓力值21 MPa為入口邊界條件，0 MPa為出口邊界條件，油液密度855 kg/m3，動力粘度0. 012 54 Pa·s。各項殘差收斂精度設(shè)為10－5，并監(jiān)視出口速度，若出口速度基本無變化且殘差滿足要求時，可認為連續(xù)相計算結(jié)果收斂。在連續(xù)相收斂基礎(chǔ)上，設(shè)置離散相模型進行固體顆粒運動軌道模擬和沖蝕磨損率的計算。設(shè)入口平面為固體顆粒的注入平面，設(shè)置顆粒平均直徑50 um，質(zhì)量流率0. 002 67 kg/s，密度1 400 kg/m3，應(yīng)用Discrete Random Walk模型處理顆粒與流體離散渦之間的相互作用，分別對噴嘴不同偏移距離工況進行數(shù)值模擬。

圖6　噴嘴接收器沖蝕磨損計算模型

圖7　噴嘴未偏移時沖蝕磨損率分布圖

圖7為噴嘴未偏移時沖蝕率分布圖孔磨損率沿x方向分布圖。油液從入口進入射流管，在收縮頸處流速變大，液流方向與接收器內(nèi)壁夾角22. 5°，此處沖蝕磨損率最大為1. 16×10－8(kg/m2s)，呈現(xiàn)兩邊對稱且距噴嘴軸線越遠沖蝕率越小。

如表5所示為噴嘴偏移量與最大磨損率的對應(yīng)關(guān)系，可以發(fā)現(xiàn)最大沖蝕率的極大值出現(xiàn)在噴嘴未偏移現(xiàn)時，且隨噴嘴向左向右偏移而對稱。以噴嘴未偏移時的最大沖蝕率計算伺服閥耐久性沖蝕磨損壽命如(7)式所示。

式中，T為伺服閥耐久性沖蝕磨損壽命，h; Lmax為伺服閥可靠工作時噴嘴接收器間的最大距離，m; Rmax為最大沖蝕率的極大值，kg·m－2·s－1;ρ為噴嘴接收器的材料密度，kg/m3。

表5　噴嘴偏移量與最大磨損率的關(guān)系

3　耐久性分析方法驗證

為驗證本文所選用方法在射流管伺服閥耐久性分析中的有效性，針對文中2. 1～2. 4節(jié)依次對文獻［9-12］中的部分試驗進行分析計算。文獻［9］以鍍鋅結(jié)構(gòu)鋼樣件為對象進行隨機振動疲勞損傷試驗，選取0. 07g2/Hz所對應(yīng)實驗條件計算試件疲勞破壞時間(s) ;文獻［10］以鑄鐵材料的缸套為對象進行缸套-活塞環(huán)磨損實驗，選取C組工況計算缸套磨損量(μm) ;文獻［11］對45號鋼樣件進行加載應(yīng)力疲勞實驗，選取305 MPa應(yīng)力組計算樣件疲勞壽命(cycles) ;文獻［12］對工具鋼樣件進行噴射式?jīng)_蝕磨損試驗，以45°沖蝕角工況計算沖蝕率(kg/m2· s)。文獻中的試驗值和本文計算值如表6所示，對比發(fā)現(xiàn)本文關(guān)于伺服閥相似工況耐久性計算方法合理，可用于射流管伺服閥耐久性的分析。

表6　耐久性試驗值和計算值

4　結(jié)論

本文針對射流管伺服閥實際運用情況，確定影響其耐久性潛在薄弱項并進行分析計算。結(jié)果表明振動工況對伺服閥影響不大;閥芯閥體最苛刻工況下的磨損壽命可代表伺服閥耐久性磨損壽命;反饋組件最大應(yīng)力幅位于反饋桿彎曲處，原因是這里存在應(yīng)力集中，最大應(yīng)力幅遠低所選材料的疲勞極限，不存在疲勞破壞問題;噴嘴接收器最大沖蝕磨損率出現(xiàn)在噴嘴未偏移時兩接收孔中間內(nèi)壁區(qū)域且兩邊對稱。實際中采用丁腈橡膠材料的密封圈且會定期檢查更換，杜絕因密封圈老化而產(chǎn)生的泄漏故障。從耐久性壽命計算數(shù)值來看，均滿足國家標準對射流管伺服閥規(guī)定的5 000 h或107次的使用壽命要求［13］。

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Durability Simulation Analysis of Jet Pipe Servovalve

Chu Yuanbo，Yuan Zhaohui，Li Congying

(Department of Automatic Control，Northwestern Polytechnical University，Xi'an 710072，China)

Abstract:The jet-pipe servovalve is widely used in the fields of aeronautics and astronautics; it is a kind of typical two-stage flow control electro-hydraulic servo-valve，whose performance will degradate due to work loads and environmental loads in practical use．The structure and working principle of jet-pipe servo-valve are introduced，the failure mechanism of weak item affecting jet-pipe serv-valve durability is analysed，the software simulation is conducted and the durability lifetime is calculated．The weak item’s durability lives of the jet-pipe servo-valve are obtained with software simulation and theoretical calculation respectively．The results and their analysis show preliminarily that the jet-pipe servo-valve durability life meets its standard requirements．Software simulation and durability life calculation method can be used to predict similar durability lifetime and evaluate product’s durability level; this，we believe，is useful for improving product’s durability design．

Key words:calculations，computer simulation，computer software，control，design，durability，erosion，failure modes，fatigue of materials，flow rate，forecasting，friction，motors，power spectral density，surface roughness，vibrations(mechanical)，wear of materials; erosion wear，jet-pipe servovalve，life prediction

作者簡介:褚淵博(1985—)，西北工業(yè)大學博士研究生，主要從事液壓伺服系統(tǒng)、液壓元件實驗和仿真理論研究。

收稿日期:2014-09-23

文章編號:1000-2758(2015) 02-0326-06

文獻標識碼:A

中圖分類號:TP23