液压冲击机构配流阀的设计

液压冲击机构配流阀的设计液压冲击机构配流阀有多种结构形式，根据其配流系统工作原理的不同，一般可分为行程反馈配流、压力反馈配流和电液控制强制配流二种配流方式。轻型独立回转液压开口机冲击机构采用行程反馈配流方式。这类冲击机构实际上是一种具有行程反馈的阀控活塞随动系统，它工作时，配流阀从缸体反馈信号孔获得高压油推动阀芯换向，以实现油路的切换，活塞则随供油规律的改变作周期性回程、冲程变速运动。具体地说，阀芯的运动是通过活塞在缸体内的行程反馈信号来控制的，从而实现了配流阀控活塞系统中阀与活塞的互动控制。1・1配流阀设计的基本要求配流阀是液压冲击机构的重要组成部分，它对活塞的控制属于开关型控制，阀芯的运动速度和运动时间直接决定着活塞的运动频率，因此，必须保证阀芯运动的快速性。配流阀阀芯质量越小、推阀面积越大、运动行程越小，则阀的运动频率越高。但增加推阀面积，必然会增加配流阀的耗油量，虽然阀芯运动所消耗的压力油对于液压冲击机构的工作是必不可少的，但对液压冲击机构的输出功来说却是一种能量损失，所以增加推阀面积会降低冲击机构的效率。阀芯的运动行程越小，则阀的开口量就越小，油液流经阀口时的压力损失越人，可见阀芯的运动行程也不能太小。所以，在设计配流阀时，必须在保证阀芯动作快速、稳定的基础上，使配流阀的能量损失最小。具体设计时应遵循以下原则：1） 阀芯两端受力应始终处于不平衡状态，以保证阀芯稳定在冲程或回程的配油位置；2） 在保证阀口全流量时不致有过大阻力的情况下，行程尽可能短些，重量尽可能轻些，以减少耗油量和提高换向速度；3） 要保证最小封油长度和进入缓冲油垫的长度；4） 保证阀芯两端推阀面积满足参数计算的要求。1.2配流阀的结构设计目前国内外有阀型液压开口机冲击机构的配流阀主要有芯阀、套阀二种形式，其中以三通阀和四通阀居多。本文研究的液压冲击机构配流阀为四通滑阀结构，其结构如图4-4所示［13］：通往活塞腔图4-4配流阀结构示意图配流阀的结构参数有阀芯运动行程S、开口处阀芯直径d、推阀腔油压作v v用面积A和定位腔油压作用面积A、d的确定，主要受结构尺寸的限制，从油t d v液流经阀口的压降越小越好出发，考虑到阀芯行程受换向时间与耗油量的限制不能大，则阀芯直径越大越好。按这一原则再根据冲击机构的整体结构确定合理的阀芯直径d。然后可根据冲击机构的最大瞬时流量确定阀的最大开口量以及油v路、油槽尺寸。根据最大开口量和密封长度可初步确定阀芯行程S。为了确定v推阀腔和定位腔的油压作用面积，可先根据已初步确定的参数估算阀芯质量，然后根据冲击机构换向时间的要求，采用理想线性模型进行计算。1.3配流阀行程的设计计算（1）配油阀的能量损失分析口2，16〕配油阀部分由阀芯和阀体组成。在一个工作周期内，阀芯往返运动各一次，以改变冲击机构前后腔的油流状态。配油阀在左位和右位停顿时消耗的能量可分为如下三部分：a）泄漏损失

根据流体力学可知，环形缝隙上由于泄漏引起的功率损失为:冗dAp253(4-19)N= (1+1.5e2(4-19)x12卩l式中：Ap环形缝隙两侧的压力差，Pa卩油液的动力粘度，Pa.s；l封油长度，m；d圭寸油段公称直径，m；5环形缝隙的间隙，m；£相对偏心比。由于配油阀为对称结构，所以阀芯在左位与在右位时的泄漏流量是相同的。由流体力学可得阀芯在右位时的泄漏功率损失：冗dAp253 冗dAp253N= 6 1L(1+1.5£2)+ 5 1L(1+1.5£2)v1 12卩l 6 12卩l 56 5冗dAp冗dAp253+v1 —12卩lv(1+1.5£2)+v冗dAp253v■—2v~12卩lv(1+1.5£2)v(4-20)式中:l==l--S63vl==l--S54vl==S—Av vAp=p-Ap -pv 0Ap =p-p20阀芯运动行程可表示为:式中:y—负开口量，m。则在一个工作周期内，配流阀因泄漏造成的能量损失为:冗dAp252 冗dAp253E=[ 6 1 6 (1+1.552)+ 5T5 (1+1.552)TOC\o"1-5"\h\zv1 12卩(l—S) 6 12卩(l—S) 53 v 4 v(4-21)冗d53+ …——(1+1.5£2)(AP2+AP2)](4-21)6卩(S+y) v1 2v阀口压力损失

无论阀芯处于左位还是右位，在阀的进油开口处总有高压油流过。油流经阀口的压力损失为:PQ2v(4-22)2C2冗2d2A(4-22)d v式中：P—油液密度,kg/m3；C—流量系数;dQ—流量，m3/s。v若不考虑泄漏的影响，则当活塞回程加速时，阀芯处于左位，流经阀口的流量为：Q=A文TOC\o"1-5"\h\zv 1p当活塞回程制动时，阀芯处于右位，流经阀口的流量为:Q=A|文v 2p当活塞冲程加速时，阀芯处于右位，流经阀口的流量为:Q=AXTv 2p则高压油流经阀口的能量损失为：v2C2v2C2兀2d2(S(J'A3X2 pttr1(4-23)整理得:A3V4v2 2A3V4v2 2C2兀2d2(S1——rar1+-y)2A3V42rmA3V4

+ 2m)(4-24)c）阀芯运动油耗损失阀芯运动是由高压油来推动的。阀芯运动所消耗的压力油对于液压开口机的正常工作是必不可少的，但对开口机的输出能来说，却是一种能量损失。在活塞的一个运动周期内，阀芯左右各换向一次所消耗的压力油体积为：(4-25)V=2(A+A)S(4-25)uv 5 6v式中:兀A= (d2一d2)545 6

兀A=d2TOC\o"1-5"\h\z6 4 6因此，在一个冲击周期内，阀芯运动所消耗的能量为:兀E=d2Spkv3 2 5v式中:k—考虑阀芯运动阻力而引入的系数。综上所述，在一个冲击周期内，配油阀的能量损失为：E=E+E+Ev v1 v2 v3上式中，e、E、E分别由(4-21),(4-24)和(4-26)式决定。v1 v2 v3(2)运动行程的计算将(4-21),(4-24)和(4-26)式代入式(4-27)并令性=o，可得:dSvTOC\o"1-5"\h\z\C C C〕 Bkpd2+T<i + 2 3 \- =0v 〔(l-S)2(l-S)2(S-y)2J(S-y)33 v 4 v v r(4-26)(4-27)(4-28)式中：C=dAp283(1+1.5£2)/6(4-26)(4-27)(4-28)16166C=dAp283(1+1.5£2)/6卩2 5 15 5C=d83(1+1.5£2)(Ap2+Ap2)/3卩A3V4一rmA3V4一rm+ar1A3V4■2 rm—一+A3V4—2 m_)解方程式，可以求得使配油阀能量损失最小的阀芯运动行程。由流体力学可求得配油阀的稳态液动力为:r2厂4pCcos0(Q2+Q)F=v vv(4-29)C兀d(S一y)(4-29)dvv式中:Q'一通过配油阀回油口的流量，m3/s

vC—流速系数v0—阀口处的液流角。由图4-3，配油阀在冲程换向前以及回程换向前的瞬间，两端推阀腔的压力

均等于回油压力，所以，此时阀芯所受的液压力为:(4-30)F=(p一p)A一(4-30)v 0 5由此可知，若使阀芯定位稳定，必须使:(P-P。)A5-F>0 (4-31)将安全系数g引入式(4-32)，并将冲程和回程时进油口和回油口的最大流量代入，可得下面两个方程：(P一P0)A5(P一P0)A(P一P0)A5(P一P0)A5一v 1m 2m(4-32)(4-33)C冗d(S—y)(4-32)(4-33)4gpCcos9(A2v2+A2v2)v 1rm 2rmC冗d(S—y)2

dry很显然，由(4-28)、(4-3