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        新型電磁閥流通特性研究

        2020-12-28 09:28:22楊揚
        汽車零部件 2020年12期

        楊揚

        (晉中職業(yè)技術學院車輛工程學院,山西晉中 030060)

        0 引言

        由于某企業(yè)研發(fā)生產的高通過性越野車,特殊的工作狀況使得車輛需要連續(xù)不斷地長時間在惡劣環(huán)境下運行,所以對整車性能的穩(wěn)定性要求極高。而該企業(yè)研發(fā)的某型號特種高通過性越野車,在長時間運行中變速器換擋時存在異常響動,同時換擋不能順利完成的故障。針對這一故障現象,本文作者研發(fā)出一種適合于長時間運行的換擋電磁閥[1],并有效解決企業(yè)研發(fā)車輛存在的問題,經過長時間實際行車中,故障現象沒有再次發(fā)生。故通過解決上述問題,將研究方法和產品進行描述;同時也為了滿足國內市場高通過性車輛對液壓元件的特殊需求,以及提供一種液壓元件設計和指導方法。文中主要基于AMESim軟件及數值模擬的方法,來研究換擋電磁閥的動態(tài)特性,從而對其進行優(yōu)化處理[2]。

        1 設計說明

        文中研究的電磁閥屬于一款市場上比較常見的兩位三通閥,其實現的功能也是簡單的開啟和閉合[2],但是在結構上和市場上的換向閥存在很大不同之處,其結構方面擁有新穎和獨創(chuàng)性[1]。

        根據某企業(yè)研發(fā)生產的特種設備車輛,主要考慮到安裝位置的特殊和局限性,以及其工作特殊性的要求,提出如下設計標準。

        (1)換向時間應小于40 ms;

        (2)整個系統(tǒng)在3.2 MPa工作時,測試得到的泄漏量應在15 mL/min以內;

        (3)整個液壓工作時規(guī)定流量為3.0 L/min時,測試得到的壓差應該在0.25 MPa以內;

        (4)總質量應小于500 g,同時在結構方面也有嚴格的要求,否則無法安裝。

        2 電磁閥的結構

        針對某企業(yè)研發(fā)生產的特殊高通過性越野車輛工作特殊性,以及經常和長時間行駛在惡劣的道路環(huán)境;同時考慮到與其他液壓元件的協(xié)調性和安裝位置,設計出來的電磁閥結構示意圖如圖1所示。

        圖1 換擋電磁閥結構

        3 選定最佳運動參數

        3.1 HCD模型

        為了更好地研究該閥來解決特殊車輛換擋的不穩(wěn)定性,在充分解讀和剖析實際車型上換擋閥內部結構,集合需要解決的問題對其進行了合理簡化處理。

        這種結構的閥主要有磁極、閥身及球型芯三部分;其工作過程為沒有接通電源時,球閥閥芯8在內部螺旋彈簧2的強制壓力下球閥與閥座緊緊貼合,這個時候工作介質只能流向油箱中;當磁極通電時產生吸力將彈簧力消除,球閥閥芯在液動力作用下處于開啟狀態(tài),此時工作介質可以通過P到達A,這個時候回油口T關閉[5]。最終確定HCD模型如圖2所示。

        圖2 HCD電磁換擋閥模型

        3.2 原始參數

        液壓閥原始參數見表1。

        表1 液壓閥原始參數

        3.3 流通特性研究

        對于液壓元件的流通能力,可以通過進出口的壓差損失來反應,壓差損失越小流通能力越好,閥的性能也越好[6],壓差損失特性如圖3所示。

        圖3 壓差損失特性

        3.3.1 進油口流量與流通特性關系

        車輛最初設計為2.8 L/min,現在探究流量為2.4、2.8、3.2 L/min流量下進出口壓強特性,仿真數據如圖4和圖5所示。

        圖4 流量對出口端壓力的影響

        圖5 流量對進口端壓力的影響

        由圖可知,2.4 L/min壓力損失為0.139 855 MPa;2.8 L/min壓力損失為0.190 729 MPa;3.2 L/min壓力損失為0.249 068 MPa。由圖還可以看出:系統(tǒng)壓強差隨著進口流量的增加,壓差也在逐漸增大,達到一定程度時趨于穩(wěn)定狀態(tài),表明隨著流量的增大閥的流通能力逐漸降低。

        通過以上對不同進口流量數據可以看出,進油口流量對閥的整體性能有明顯的影響,所以在設計過程中要選擇合理的流量來提升整體閥的流通性能。

        3.3.2 進油口直徑與壓差特性關系

        探究了不同進油口直徑對壓差特性的影響,分別對直徑為1.6、2.0、2.4 mm進行模擬分析,結果如圖6和圖7所示。

        圖6 進油口直徑對出口端壓力的影響

        圖7 進油口直徑對進口端壓力的影響

        通過批處理得到的模擬結果可以看出:進油口直徑是1.6 mm 時,進油口與出油口壓差為0.364 686 MPa;進油口直徑是2.0 mm時,進油口與出油口壓差為0.190 611 MPa;進油口直徑是2.4 mm時,進油口與出油口壓差為0.090 716 MPa。

        在以上得到的數據圖中可以看出:壓力損失隨著進油口直徑增大反而降低,進油口直徑與壓差呈負相關,說明進油口直徑越大閥的流通性能越好[7]。

        3.3.3 閥芯直徑對壓力損失性能的影響

        以下探究球閥閥芯直徑和壓差特性的關系,分別對閥芯直徑為2.6、3.0、3.4 mm進行仿真分析,結果如圖8和圖9所示。

        圖8 閥芯直徑對出口端壓力的影響

        圖9 閥芯直徑對進口端壓力的影響

        由圖可以看出,其中球閥閥芯直徑為2.6 mm時仿真提示邏輯性錯誤,也就是這個參數不符合設計要求仿真無意義;球閥閥芯直徑是3.0 mm時,進油口與出油口之間壓差為0.194 408 MPa;當球閥閥芯直徑是3.4 mm時,進油口與出油口之間壓差為0.086 764 MPa。

        從以上批處理仿真得到的數據可以看出:在球閥設計時一定要符合設計要求,否則閥在運行過程中可能出現機械故障;壓差特性隨著閥芯直徑的增大而降低,可見壓差特性與球閥直徑呈負相關,在一定范圍內球閥直徑越小流體性能越好。

        4 結論

        文中分別探究了進油口流量與壓差特性之間的關系,進油口直徑與壓差特性之間的關系,球閥直徑與壓差特性之間的關系。從模擬得到的數據結果可以看出,進油口流量與壓差呈正相關,進油口直徑與壓差呈負相關,球閥直徑與壓差呈負相關。通過以上得到的模擬結果以及結論,可以為今后同類產品研發(fā)給出指導[8]。

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