多冲碰撞试验系统中的旋转换向阀

多冲碰撞试验系统中的旋转换向阀

在冶金、化工、交通运输、建筑、航空航天等许多行业，许多零件在低负荷多碰撞负荷下工作，最终导致故障。如发动机气缸排气阀、凹凸模、凿岩机活塞、刀具剪口等1液压缸进油口的关闭多冲碰撞试验系统分为机械执行部分和液压控制部分,两位三通换向装置11是液压控制部分的关键零件,它负责液压系统进油口P、与油箱相通的回油口T、液压缸进油口A三者之间的通断。当两位三通换向装置在右位时,液压系统进油口P与液压缸进油口A接通,变量泵15将高压液压油注入液压缸5,活塞杆4带动冲头7上升的同时压缩弹簧2蓄能;当两位三通换向装置在左位时,液压缸进油口A通过回油口T与油箱接通,这时由于设计的回油截面较大,液压油可以快速流入油箱实现回油,同时,冲头在弹簧作用下高速碰撞试件。2两位三向换向设备的原案例2.1口、p口、高压油缸冲头碰撞试件原方案中,两位三通换向是通过旋转换向阀来实现的,其工作原理如图2所示,实体外形如图3所示。旋转换向阀由阀座和旋转阀芯两部分组成,阀芯由调速电机驱动,作连续旋转。阀座上开O口和P口,O口通油箱,P口通高压液压油。阀芯上开有P′口和A口,其中A口通液压缸下腔。阀芯做匀速旋转的过程中,P′口转到与P口对应位置时,高压液压油通过A口进入液压缸,液压缸活塞上升同时压缩弹簧积蓄能量;当P′口转到与O口相通时,P口关闭,液压缸内的液压油在高刚度弹簧力的作用下快速流入油箱,从而实现冲头碰撞试件。紧接着P′口会再次与P口接通,实现活塞与冲头的上升蓄能,如此反复,实现多冲碰撞。但在实际应用中发现旋转换向阀存在如下问题:阀芯旋转所需要的驱动转矩太大,必须有大转矩高功率的电机与之配套,同时阀芯磨损极快。2.2旋转换向阀的力分析2.2.1简化阀芯受力分析当阀芯转到图4所处的位置时,进油口和阀芯内腔同时受到高压液压油的压力,考虑进油时阀芯圆柱面的对称性,将力简化,简化后的受力状态如图5所示。在不考虑阀芯壁厚和阀芯偏心的情况下,可以得出阀芯的摩擦转矩M式(1)中:f为阀芯(40Cr)和阀座(黄铜)在有润滑情况下的摩擦因数,取值为0.1;P为系统液压油的压强,取最大值8MPa;B为进油口的宽度20mm;D为阀芯直径106mm。β-α———简化后阀芯外圆受压角范围,单位为rad。β′-α′———简化后阀芯内圆受压角范围,单位为rad。其中:式中φ按式(1)计算:这时需要的摩擦转矩M2.2.2简化受力状态当阀芯转到图6所示的位置时,阀芯与液压缸形成一个封闭腔,此时阀芯的内外腔仍然同时受到高压液压油的压力,只是方向改变。对称抵消一部分力后简化得到的受力状态如图7所示。在不考虑阀芯壁厚的情况下,驱动转矩公式M式(2)中:按式(2)求得驱动转矩M封=42.7N·m。2.2.3旋转机构的简化及运动曲线当阀芯转到回油口位置T包括转到进油口P之前的一段,此时液压油在弹簧力的作用下迅速流回油箱压强降为零,阀芯内腔不再受到高压油压力,如图8所示。简化后的受力情况如图9所示,此时的摩擦转矩M按式(3)求得M回=112.8N·m。从上述分析可知,驱动旋转换向阀的阀芯需要很大的转矩,最高时为153.5N·m。另外,转矩的大小随着阀芯旋转位置的不同做周期性的变化。若不考虑阀芯由进油口转向回油口过程中转矩的变化,阀芯的摩擦转矩如图10所示。3两种三向设备的改进方案3.1控制电磁换向阀的换向频率,提高碰撞载荷如图11所示,两位三通换向装置改由1个电磁换向阀和2个插装阀来实现。当电磁换向阀工作在右位时,高压液压油进入插装阀1右腔,压开阀芯进入液压缸,提升活塞和冲头进行蓄能,而插装阀2由于右腔通入高压液压油,阀芯无法打开;当电磁换向阀工作在左位时,插装阀1左右两腔都通入高压液压油,阀芯无法打开。而插装阀2右腔通油箱,左腔通液压缸内的高压油,阀芯打开,液压缸和油箱接通,实现回油,活塞和冲头在弹簧作用下实现与试件的碰撞。改进方案中电磁换向阀成为控制关键部件。在液压回路压强和流量一定的情况下,控制电磁换向阀的换向时间可以改变液压缸的进油时间和回油时间,从而得到不同碰撞行程、不同频率的碰撞载荷,在忽略插装阀和液压油响应滞后的情况下,电磁换向阀的换向频率也就是碰撞载荷频率。因此,为了获得不同频率和大小的碰撞载荷,课题组专门设计了一个能够根据输出不同波形电压的振荡电路,如图12所示。利用该电路通过调节电位器可以得到不同的输出电压。3.2双向旋转换向阀方案为了平衡原方案中旋转换向阀中单进单出容易出现的偏载力这一问题,改进成双进双出结构,如图13所示。即改进后的进油口p4第一改进方案的实现通过对原有两位三通换向装置———旋转换向阀的受力分析,找出了该装置工作不可靠的原因,并且在此基础上,对第一改进