怎么计算升降车变幅平衡阀的液动力??    江门鹤山升降车出租,  江门升降车出租,  升降车出租    流体的流动性质极其复杂，但其内在依然有一些规律可循。常用的基本规律有质量守恒定律、能量守恒定律和动量守恒定律。同时，流体作为特定形态的物质，其运动规律满足牛顿力学体系。在研究流体运动时必须引入几个概念，其中“系统”是指确定不变的物质集合，其特点是质量不变但其边界形状可能在不停的改变；“控制体”是根据需要所选取的具有一定位置和形状的流场空间，其边缘称为“控制面”。在实际工程应用中，在研究流体对于壁面的作用力时，通常需要选择一个固定位置的“控制体”，但牛顿力学体系通常是针对质点或者刚体的，应用于流体时，适用于流体“系统”，但并不适用于“控制体”，因此需要将通常的数学描述转换为适用于“控制体”，转换过程使用的公式为输运公式：控制体内包含的流体系统的变化率=控制体内的变化率+流入流出量第三部分为等截面三角槽，其阀芯出流表面积为：变幅平衡阀阀口控制体液动力在变幅平衡阀的工作过程中具有重要的影响，为计算由于液压油流经平衡阀时动量变化而引起的液动力，取虚线表示的进出口过流断面、节流槽壁面、平衡阀芯壁面和阀体内表面组成的封闭空间为控制体，以该控制体为研究对象。液压油在单位时间内流经控制面时，由于流速方向及大小发生变化引起稳态力。在阀芯移动过程中，或者系统压力出现变化时，控制体内液压油的流速将随时间变化而产生瞬态力。需要注意的是，此处讨论的稳态力和瞬态力都是外界对控制体产生的作用力，现在需要计算的是液压油对阀芯的作用力，因此需要根据牛顿第三定律，即作用力与反作用力定律，将稳态力和瞬态力转换为阀芯所承受的稳态液动力和瞬态液动力.  

     本文对平衡阀内的流体系统进行了一些简化：假设该流体系统是稳态流动系统，即平衡阀芯所受瞬态液动力为0；液压油不可压缩，即液压油的密度为定常值；另外出口和入口的流速均用平均速度代替，由于平衡阀内流体为紊流，因此流量修正系数约为1；不考虑重力对控制体的影响。根据动量守恒方程，控制体所受径向力相互抵消，控制体所受轴向力为：2211coscosvvFqv,  其中液压油密度；vq为流经阀芯的流量；1v为流入阀口的平均速度；1为液压油流入角度；2v为流出阀口的平均速度；2为液压油流出角度。由于液流流入节流口的速度1v相比流出速度小很多，并且入射角较大，因此可以忽略液流流入的动量，可以简化为22cosvFqv,  根据牛顿作用力与反作用力定律，可知平衡阀芯所受的作用力，即稳态液动力为：22cosfvF,  负号表示阀芯稳态液动力方向向右，即阀口关闭的方向。对于流经阀口的流量，可以根据薄壁小孔的流量公式进行计算。流经阀口的流量为：2vpqcA,  其中c为流量系数；A为阀口过流面积，与节流槽形式和阀芯位移有关；p为阀口两侧的压差。阀口平均出流速度为：232sinvqvA,  其中A3为液压油流出阀口的表面积。联立可得变幅平衡阀芯所受稳态液动力为：22232cotfcApFA，平衡阀芯所受的稳态液动力有使阀芯关闭的趋势，力的大小与阀口两侧压差，阀口过流面积成正比，与液压油流出阀芯的表面积和流出角度成反比。根据前面的分析，可知变幅平衡阀的阀口过流面积A、出流表面积A3和出流角度2与阀芯位移x的关系。因此变幅平衡阀芯所受液动力计算公式可转化为：其中223cotAfxA，是阀芯位移x的函数。在液压油流量系数c不变的情况下，变幅平衡阀的液动力仅与阀芯的位移x和进出油口的压差△p有关。本文所研究的变幅平衡阀整个阀口长度为19mm，前2mm为空行程，取系统压差最大值为200bar。利用MATLAB软件进行数值计算，计算每个坐标点（x,△p）的液动力值Ff，则在整个阀芯位移区间[0,19mm]和压差区间[0,200bar]内，阀芯1、阀芯2和阀芯3所受液动力Ff的三维图。

    阀芯1和阀芯3所受液动力随着阀芯位移和阀口压差的增大而增大，并且阀芯所受液动力与阀口压差成线性关系。在阀芯位移小于12.55mm时，阀芯2所受液动力随着阀芯位移增大而增大，但是当阀芯位移大于12.55mm时，此时阀芯2所受液动力随着阀芯位移的增大而减小。阀芯2和阀芯3在位移小于12.55mm时，所受液动力明显大于阀芯1。另外阀芯1和阀芯3所受液动力随着阀芯位移的变化比阀芯2更加平滑。

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    变幅平衡阀的流量压差特性分析,   对平衡阀芯进行受力分析，在平衡位置时，稳态液动力和弹簧压缩力的合力与控制压力作用在阀芯端面的力相等，选择左为正方向，222032cot=0xxcApkxxpAA,   其中px为控制活塞表面的压力；Ax为控制活塞面积；k为弹簧刚度。通常为了保证控制压力的平稳性，控制油路通常采用分压阻尼的形式，但是采用分压阻尼形式后，输入的控制压力与控制活塞表面的压力会产生差值，因此在计算过程中应该采用控制活塞表面的压力，而不是输入口的控制压力。分压阻尼控制回路液压原理如图3.24所示的变幅平衡阀控制油路。由于是两个阻尼串联，因此通过阻尼1和2的流量相等q1=q2，根据流量压差公式可知，作用在平衡阀控制活塞表面的压力px与控制油路提供的压力p的关系为：212212xAppAA,   其中A1和A2分别为阻尼1和阻尼2的过流面积。本文研究的变幅平衡阀的控制油路阻尼1的直径为0.8mm，阻尼2的直径为0.6mm，因此px=0.76p，在后面的理论及仿真分析时，用px表示控制压力。可得平衡阀进出油口的压差为：2cotxxp,   可得流经平衡阀芯的流量为：032cotxxvpAkxxAq，变幅平衡阀的压差和流量均为阀芯位移x的函数，即1pf(x)，2()vqfx，如果能够消掉中间量x，那么就可以得到变幅平衡阀的流量压差函数3vqfp。通过理论分析可知，变幅平衡阀芯的位移、流量和压差之间存在很复杂的关系，为了进一步分析它们之间的关系，利用MATAB对理论分析模型进行了数值仿真。变幅平衡阀和液压系统各参数，需要注意的是控制压力的取值有多个，进行对比研究。当阀芯位移小于2mm时，平衡阀未开启，此时讨论平衡阀的流量压差特性没有意义。因此本文假设平衡阀芯的遮盖量为0，即平衡阀芯没有空行程，那么平衡阀芯的等效行程为10.5mm。仿真步长取0.001mm。当弹簧预压缩量为1mm、弹簧刚度为56.32N/mm时，为了观察每个阀芯位移区间的流量压差特性，本文选取控制压力为10bar、14bar、16bar和20bar，在没有液压油通过时，它们所对应的阀芯位移分别为5.75mm、8.45mm、9.8mm和12.5mm，分别对应[x1,x2]、[x2,x3]、[x3,x4]和[x4,x5]位移区间。在上述控制压力下，阀芯1、阀芯2和阀芯3的流量压差特性仿真结果。阀芯1在控制压力为10bar时，在允许的压差范围内，通过平衡阀的流量随着阀口压差的增大而缓慢增大，该特性可以保证汽车起重机具有良好的微动性。在控制压力为14bar时，在压差较小的范围内，平衡阀的流量随着压差的增大而增大，但是在压差大于100bar后，平衡阀流量几乎不随压力的增大而变化，始终保持在32L/min左右。在控制压力为16bar时，开始阶段平衡阀的流量随着压差的增大而快速增大，然后增速逐渐放缓，在阀口压差约为111bar时，流量达到最大值约69.5L/min。然后流量随着压差的增大而缓慢减小。在控制压力为20bar时，开始阶段流量随着压差的增大速度最快，在压差约为148.9bar时，流量达到最大值约178.2L/min。然后流量随着压差的增大而减小，流量减小的阶段可分为两个阶段，第一个阶段是压差范围[148.9bar,206.7bar]，此压差区间内，随着压差的增大，平衡阀的流量以较快的速度减小，第二个阶段是压差大于206.7bar后，平衡阀的流量随着压差的增大而缓慢的较小。阀芯2在控制压力为10bar时，平衡阀的流量随着阀口压差的增大而缓慢增加，与阀芯1的情况相同。在控制压力为14bar时，在开始阶段，随着压差的增大，平衡阀的流量逐渐增大，但是其增大的幅度逐渐降低。在压差达到70bar左右时，流量基本保持在39L/min左右。在压差达到106bar左右时，平衡阀流量又重新开始缓慢的增加。在控制压力为16bar时，平衡阀流量有两个极值点，第一个极值点出现在阀口压差为31.4bar左右时，此时流量极值约为72.8L/min。第二个极值点出现在阀口压差约为73.1bar时，此时的流量极值约为75.9L/min。在达到第二个极值点后，平衡阀流量随着压差的增大逐渐降低，并在压差达到约223bar时，流量基本保持在55.6L/min左右不变。在控制压力为20bar时，开始时平衡阀流量随着压差逐渐增大，在压差达到约115.5bar时，流量达到最大值约191.3L/min。随后流量逐渐降低，在压差区间[115.5bar,149.7bar]内，流量降低的速度较快，然后流量降低的速度趋于缓和，在压差达到209.5bar左右时，流量降低的速度又有所提高。阀芯3在控制压力为10bar时，与阀芯2相同，因为两个阀芯在位移小于7.5mm时均为4个变截面三角槽开启，与实际情况相符。在控制压力为14bar时，流量压力特性曲线可以分为三个部分，在阀口压差小于72.4bar时，平衡阀流量随着阀63口压差的增大而增大。在压差区间[72.4bar,187bar]内，平衡阀流量有个极值，约为52.1L/min，此时的压差约为104.8bar。在压差大于187bar后，平衡阀流量又缓慢升高。在控制压力16bar时，与阀芯2类似，平衡阀流量同样有两个极值，第一个极值点的坐标约为[93.9L/min,35bar]，第二个极值点的坐标约为[99.5L/min,79.6bar]。在控制压力为20bar时，初始阶段平衡阀流量随着压差的增大而快速增大，在压差为114.4bar左右时，流量达到最大值，约234L/min。随后流量逐渐降低，在[114.4bar,154.8bar]压差区间内，平衡阀流量降低的速度较快，在[154.8bar,211bar]压差区间内，流量降低的幅度最小，随后流量降低的幅度有所加快。

       本文将每个控制压力下的流量最大值称为流量饱和点，那么根据上述的仿真结果，可以得到如下的结论：控制压力越大，流量饱和点越大；在控制压力较大时，达到流量饱和点的压差随着控制压力的减小而减小，而在控制压力较小时，达到流量饱和点的压差总体的趋势是随着控制压力的减小而增大。实际汽车起重机在工作时，较小的控制压力工况下，主要注重的是变幅动作的微动性，在较小的控制压力下，变幅平衡阀芯主要工作在变截面三角槽段，平衡阀的流量很小，且非常平稳，从而可以保证良好的汽车起重机落幅微动性能。在较大的控制压力下，更多的是注重落幅均匀性、操控性和平稳性。现在考察在较大控制压力时，不同平衡阀芯的流量压差特性。为了便于对比，将阀芯1、阀芯2和阀芯3在控制压力为16bar时的流量压差特性曲线，将三个阀芯在控制压力为20bar时的流量压差特性曲线。在控制压力20bar时的流量压差特性对比的阀芯1和阀芯3流量压差特性曲线，a槽和b槽的数量减少时，平衡阀的流量饱和点降低，由99.5L/min降低到了69.5L/min，但是达到饱和流量的压差却升高了，由79.6bar上升到了111bar。同样对比的阀芯1和阀芯3流量压差特性曲线，节流槽数量减少时，平衡阀的流量饱和点由234L/min降低到了178.2L/min，流量饱和点的压差由114.4bar上升到了148.9bar。因此可以得出结论，变幅平衡阀的节流槽数量越少，流量饱和点越低，达到饱和的压差越大。对比阀芯2和阀芯3流量压差特性曲线，加工了锥面全周开口的阀芯3的流量饱和点大于没有加工锥面全周开口的阀芯2，并且阀芯3达到流量饱和点的压差大于阀芯2。同样对比的阀芯2和阀芯3流量压差特性曲线，发现阀芯3的流量饱和点大于阀芯2，但是阀芯3的流量饱和点小于阀芯2，因此在不同的控制压力下，锥面全周开口对于平衡阀流量饱和特性的影响是不同的，但是有一点是明确的，锥面全周开口可以提高平衡阀的流量饱和点。当阀口压差相对较小时，阀芯2的流量大于阀芯1，当压差增大到某一值时，阀芯1的流量又会超过阀芯2。这与实际情况相符合，在阀芯位移范围内，阀芯2所受的液动力明显大于阀芯1，使得阀芯2在压差逐渐升高的过程中阀口关闭的位移大于阀芯1，阀芯2的阀口过流面积减小的幅度大于阀芯1，从而使在某一压差值后，阀芯2的流量小于阀芯1。锥面全周开口可以优化平衡阀的流量压差特性，减弱平衡阀流量的变化趋势，从而提高流量平稳性。另外，为了研究弹簧刚度对变幅平衡阀流量压差特性的影响，本文取另外两个弹簧刚度20N/mm和35.77N/mm，为了在20bar控制压力时平衡阀开口达到最大值，可得此时对应两个弹簧刚度的弹簧预压缩量分别25.51mm和8.75mm。以阀芯1为研究对象，分别计算在这两个弹簧刚度下，平衡阀的流量压差特性，并与在弹簧刚度为56.32N/mm时的流量压差特性进行比较。弹簧刚度为56.32N/mm时，平衡阀的流量饱和点为178.2L/min，达到饱和点的压差为148.9bar。弹簧刚度为35.7N/mm时，在阀口压差达到84.6bar左右时，平衡阀流量达到饱和点134.3L/min。在弹簧刚度为20N/mm时，平衡阀的流量饱和点为106.2L/min，此时的阀口压差只有约53bar。经过对比可以发现，在阀芯最大位移相同的前提下，平衡阀的流量饱和点随着弹簧刚度的降低而降低，并且达到流量饱和点时的阀口压差也随之降低。经过仿真研究，可以明显看出平衡阀存在流量饱和特性，并且该特性与平衡阀的结构参数和其控制压力有关。

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