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1、燕山大学 机械工程学院液压流体力学课程三级项目液压滑阀中液压卡紧力的计算与分析组员： 苏国青孙景龙王志辰王娟张志壮指导教师：高殿荣 一2012/4/2在实际生产设备中安装的滑阀式换向阀 , 在使用中经 常出现动作失灵的现象, 经检查是滑阀阀芯“卡死” 这是由于阀芯和阀套的滑动副之间有一定的间隙 , 在 正常充满油液的条件下 , 摩擦力应该是很小的 , 但是 由于加工锥度的原因 , 在圆柱滑动副的密封长度内 , 各个截面上的环形缝隙中的流体压强分布不均 , 对柱 体产生侧向力, 这个侧向力使得阀芯和阀套之间产生 摩擦力导致了滑阀卡紧现象。本文详细推导了滑阀卡 紧现象的相关公式, 并借助这些公式说
2、明了阀芯“卡 死”产生的原因, 并提出了相关解决方案。第一章 液压阀上的作用力液压阀的阀芯在工作过程中所受的作用力是所中多样的，掌握各种作用力的 特点及计算方法是分析液压阀的基础。下面将介绍液压阀设计中常见的集中作用 力。1-1 液压力 液压元件中，由于液体重力引起的液体压力相差对于液压力而言是极小 的，可以忽略不计。因此，在计算时认为同一容腔中液体的压力相同。作用在容腔周围固体壁上的液压力 F 的大小为pF = fl Pd式 1-1pAA当壁面为平面时，液压力F为压强p与作用面积A的乘积，即F = pApp1-2 液动力 立体经过阀口时，由于流动方向和流速的变化造成液体动量的改变，使 阀芯受
3、到附加的作用力，这就是液动力。在阀口开度一定的稳定流动情况下，流动力为稳态液动力；当阀口开度 发生变化时，还有瞬态液动力的作用。1. 稳态液动力 如图1-1所示，取进出口之间的阀芯与阀体孔所构成的环形通道为控 制体积。对于某一固定的阀口开度X而言，根据动量定理，控制体积 对阀芯轴线方向的稳态液动力 F 的计算公式为sF = p qv cos a = 2C C Wx cos aAp式 1-2s2d V式中 p 油液密度q 流经阀口的流量a 阀口的射流角C 阀口的流量系数dC 阀口的流速系数VW 阀口梯度图 1-12. 瞬态液动力 所谓瞬态作用力，是指由于阀口开度变化引起流经法力的液流速度 变化，
4、导致流道中液体动量变化而产生的液动力。瞬态液动力的作 用方向始终与阀腔内液体加速度方向相反。1-3 液压侧向力与摩擦力 如果杂质径向间隙处处相等，则配合间隙中压力沿圆周是均布的，阀芯 上没有不平衡的径向液压力。但由于制造误差及阀口在实际工作中不可能精 确的保持同心位置，因此，阀芯将由于径向力分布不均匀而被推向一侧，形 成数值相当可观的液压侧向力与摩擦力。液压侧向力的近似表达式为F = a Ld Ap式 1-3r式中 a 系数，当按最大估算时，可取 a =0.27；L 滑阀阀芯配合长度；d 阀芯直径Ap 阀芯与阀套配合间隙两端的压差。液压侧向力使阀芯紧贴阀孔内壁，使阀芯运动时受到摩擦力的作用。摩
5、擦力的计算 公式为F = a fLd A p式1-4f1-4 弹簧力 在液压阀中，弹簧的应用极为普遍。与弹簧相接处的阀芯及其他构件所受的弹簧力为F = k （x 土 x）t0式中k弹簧刚度x 弹簧顶压缩量0x 弹簧变形量第二章 液压卡紧力的计算与分析2-1液压滑阀中液压卡紧力的产生原因一径向力不平衡引起的液压卡紧产生液压卡紧的主要原因是滑阀副几何形状误差和同心度变化引起的径向不平衡的 液压力, 此液压力引起液压卡紧。如图2-1 ( a) 为阀芯因加工误差而带有倒锥(锥部大端朝向高压腔) , 阀芯与阀孔轴线平行 但不重合，即有偏心。阀芯受到径向不平衡力的作用(图中曲线Al和A2间的阴影部分)，
6、使偏心距越来越大, 直到阀芯与阀孔接触为止, 这时径向不平衡力达到最大值, 甚至产生干 摩擦。如图2-1 ( b),所示几何形状无误差，但由于安装等原因，阀芯在阀孔中倾斜，径向不平 衡力和转矩都比较大。如图2-1 (c)，为阀芯高压端有局部突起(磕碰、毛刺或杂质附于阀芯上)，这时突起部分 背后的液流造成较大的压降， 使阀芯受到不平衡液压力， 这种力作用结果是把阀芯突起部 分推向孔壁。上部上部毎上部下部图 2-1二阀芯、阀孔加工质量差径向不平衡力与滑阀副几何形状误差和同心度有关， 而这些误差与加工质量有密切 关系， 各种几何形状误差的形成原因如下:(1) 由于机床主轴回转卡盘与尾顶夹不同心，或刀
7、架、砂轮架切削行走轨迹与工件回转 中心线不平行， 加工的阀芯有锥度， 当锥度大端在高压腔， 便形成液压卡紧。(2) 阀芯热处理后， 没有时效处理， 时间一长，内应力释放而变形， 产生阻力。(3) 阀芯(阀孔) 轴向拉毛而产生径向不平衡液压力。(4) 阀芯锐边因盖碰形成突起， 而产生液压力矩， 便突起部分压向阀孔。(5) 阀芯台肩环形槽是在热处理前加工的， 阀芯热处理后再精加工， 有可能使环形槽 深浅不一致， 而产生径向不平衡液压力。(6) 阀芯台肩的环形端面与轴线垂直度误差大，易产生阀芯转动力矩， 若阀芯与阀孔间 隙较小， 阀芯容易卡住。三油液中积极分子吸附作用不平衡径向力使阀芯向阀孔一边靠近
8、， 因而产生阻碍阀芯运动的摩擦力。间隔一段时 间后， 轴向卡紧力突然增加， 甚至在卸压后仍紧密地粘附在孔壁上， 这是由于油液中的 极性分子(如油性的酸类物质)堵塞所致。在高压下， 轴向卡紧力总是迅速产生 (高压下停 留860 s)，然后趋向一最大值。卸压后，轴向卡紧自然消失的时间比形成的时间稍长。四 油液中杂质楔入配合间隙油液中的污垢颗粒和缝隙阻塞现象也是引起液压卡紧的重要原因, 如果使用过滤精度为10 “ m左右的滤油器就能有效地防止卡死现象。五滑阀移动时的附加阻力与径向力产生的同时, 有时阀芯或阀套在工作压力下产生弹性变形的附加阻力, 以 及在阀芯和阀套间隙中液体边界层产生的附加阻力。这些
9、阻力使阀芯运动产生轴向卡紧。 当油温升高阀芯与阀孔的膨胀系数不同, 而阀芯卡住现象也时有发生。六 干式电磁阀上的电磁推杆偏斜干式电磁换向阀上的电磁铁推杆采用动密封, 摩擦阻力较大, 且阀芯两端有中心孔, 若中心孔大而推杆尺寸小, 推杆插入阀芯中孔后倾斜, 使阀芯移动不灵活, 甚至不能换 向而卡死。从液压卡紧现象中可知, 液压卡紧力是造成液压卡死的内在原因。2-2 液压滑阀中液压卡紧力的计算与研究现状分析一液压滑阀中液压卡紧力研究现状现在世界范围内对液压卡紧力的研究主要集中在一下几个方面：1. 开均压槽，抵消液压卡紧力，但国外的许多知名公司取消了在柱塞副中开均压槽的做 法，女如Rexroth公司
10、的A10V0、A10VS0、A4VG、A4VSG, M00G公司的RKP径向柱塞泵等等。但这 并不能说明柱塞副中液压卡紧力的危害不大。其真正的原因在于，这些知名公司的零件加工 精度极高，柱塞与缸孔的锥度可以说是微乎其微，其液压卡紧力相当的小，已不足以影响其 性能和寿命，因而采取了这种降低成本的做法。2. 利用柱体的锥度来获得对中力图2-2凡是流向固定不变的圆柱滑动副，均可采用锥度来获得对中力，这样滑动副 的摩擦力能减得很小。在某些情况下，我们也可在结构上采取措施，使流向要改 变的滑动副始终产生对中力，成为低摩擦滑动副。图5所示液压缸采用对称锥形 活塞，活塞中部通回油箱，当活塞向右运动时，A腔为
11、高压，在左边活塞上产生 对中力，B腔为低压，右边活塞上无压差，因此也无压差产生的侧向力。左边活 塞上由U引起的是卡紧力，由于它与右边活塞是对称的，因此这个卡紧力正好与 右边活塞上由u引起的对中力相抵消。活塞向左运动时同理。因此不论活塞向右 或向左运动，活塞上始终作用着对中力而成为低摩擦油缸，这种结构方案的油缸 活塞滑动副已成功地应用于飞行模拟器和医疗器械3.利用“颤振”减小卡紧力使柱体与套之间产生某种微小位移的“颤振”运动，这可以比较有效地消除 库伦摩擦，使柱体处于摩擦力较低的动摩擦状态，并且可以防止柱体由于停留时 间过长而产生卡紧力。对于采用电一机械转换器作为控制器件的电液伺服阀、电液比例阀
12、，这是一 种普遍采用的方法。在输入的控制信号上叠加一个频率为50200Hz，幅值不超 过额定电流 20的正弦或其他波形的颤振电流，就可以获得满意的效果。二液压滑阀中液压卡紧力的计算图2-2在图2-2所示阀孔和具有锥度长为L的阀芯间隙中任意任意圆周角处间隙高度有如下关 系：h = h + (h h )x / L1 2 1任意 h 处压力计算公式为(h / h)2 - 1 P = P 一( 1A P1(h / h)2 11在圆周单位宽度上作用力为F = J L p d x = JL p00A p1(h / h )2 112I hi+ (h h )x / L i21dxhP 2-、1 h + h 1
13、2为求阀芯所受作用力，在圆周方向取微元长(d/2)d0如图所示，则压向偏心侧的微元压 力为Fd 0 cos 0 d / 2注意到关系式h = h + e c o S0 101h = h + e cos 0 20式中 h ， h010 2阀孔与阀芯同心时进出口间隙高度；e 偏心距；0 自间隙最大处算起的角度。阀芯所受压向偏心侧总作用力为F = F co 申 d 0 02(h +ecos0p 0p 21 h + h + 2 e c o s000) 1 2 h Ld A p 打) J 4h +h01022丿，2兀 c o Q? 00 1 + 2 e c o s0 / h + h0102兀h02- h
14、 )Ld A p4e1 0i令X = h / h ，而且设阀芯与阀孔壁接触h010 2=e，01则液压卡紧力为令液压卡紧系数为则液压卡紧力为F冗 Ld A p4(1 +叫土 +宀式 2-1式 2-2F = a Ld A p式 2-3显然，a值取决于九,通常作出a与C h)/ h =九-1的关系曲线如图10T50 2 0101所示，以供设计时查取。由图 10-15 可以看出计算液压卡紧力时，为使阀芯安全工作可近似估算为在九-10.9处a值最大，且a0.27，所以在液压技术中F 0.27 Ld Ap式 2-4求出卡紧力后可由阀芯与阀孔的摩擦系数来计算推动阀芯所必需的轴向推动力，以作 为液压阀设计的依据。2-3 例题计算设滑阀阀芯直径D = 16 mm，滑阀支撑长度(阀芯抬肩)长度L = 5mm，工作压强p = 21 Mpa，流体密度p = 870 kg / m3，径向平均间隙25= 0.01 mm，阀芯锥度允差0.002 mm 。求液压滑阀液压卡紧力的大小。大端间隙：=0.005 mmh =5 =01小端间隙：h = 5 + 0.002 = 01+ 0.01 = 0.015 mm02m2X = h0：h01=0.015 /= 3/0.005 为求当阀芯触抵阀孔时的液压卡紧力可采用式(2-1)兀 x 5 x 10-3 x 16 x
