基于AMESim冲击气缸二位五通气控阀的建模与仿真研究

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换向阀是利用阀芯和阀体间相对位置的不同，来变换阀体上各主气(液)口的通断关系，实现各气(液)路连通、切断或改变气(液)流方向的阀类，利用气体压力来使主阀芯切换。从而使气流改变方向的阀，称为气压控制换向阀.简称气控阀。此类阀特别适应于易燃、易爆、潮湿、粉尘大的工作环境。

根据控制方式的不同，换向阀可分为加压控制、卸压控制、差压控制和延时控制等。其中加压控制是指输入的控制气压是逐渐上升的，当压力上升到某-值时，阀被切换。这种控制方式是气动系统中最常用的控制方式之-.有单气控和双气控之分”。二位五通气控阀在气动领域又称为五孔 口型四通阀，这种阀的特点是利用-个共同的入 口压力源和两个排气口，这就允许基金项目：武汉工程大学创新型基金项目(CX201 125)收稿日期：2012-06-Ol作者简介：王成刚(1974-)，男，湖南衡阳人，副教授 ，博士研究生，研究方向为新型化工设备的研制与开发。

冲击气缸是-种把压缩空气的能量转换成活塞杆高速运动(最高速度可达到 16m/s以上)的冲击动能的- 种特殊气缸，传统的冲击气缸多采用二位五通电磁阀来控制气缸的进排气，然而当气动系统变的更加复杂时，尤其是在-些振动冲击等特殊诚中，此种阀的适应性则变得更加灵活，而将该阀嵌入气缸内，采用缸阀-体化设计能使该系统工作时更加稳定与精准。本文以某缸阀-体化设计的二位五通气控阀为研究对象，如图 1所示为该气阀实物图，利用 AMESim软件对该二位五通气控阀进行了建模与仿真。

图 1 冲击气缸内二位五通气控阀实物图Hydraulics Pneumatics＆ Seals/No.01.20131 原理分析及数学模型1.1 二位五通气控阀的工作原理本文研究的二位五通气控阀，采用气动换向及复位。如图 2所示当阀芯位于 A位置时气源 1经由孔 1向阀瓣内进气，孔 2被密封上端容腔处于封闭状态，当容腔内的压力足够大时阀芯开始下移到达B位置。此时孔 3、4连通开始进气，孔 5，6连通开始排气。达到换向的目的。当气缸完成-个动作循环时，气压通过气动回路通向孔 7如图2C所示 ，此时下端容腔内的气体突然增大驱使阀芯迅速上升至 D位置，则此时孔 2、3连通排气，孔 4、5连通进气，再次完成换向，重复以上过程。

1～7-进排气孔 8-阀芯 9-阀瓣图 2 二位五通气控 阀的工作原理 图1.2 数学模型二位五通气控阀的阀芯在运动过程中的精度大小，直接撒于其阀芯驱动力准确情况。由牛顿第二定律可以得出阀芯的平衡方程式：2。

Fi m r (1)d u式中 --阀芯驱动力 ；- - 粘性摩擦系数；K--弹性力刚度系数；- - 负载力。

该阀阀芯为圆柱形因此节流口的过流面积为：1 -'r，.(d2- 2) (2)式中 方向阀阀芯的直径；- - 方向阀阀芯杆直径。

确定了阀芯的力平衡方程和节流口处的过流面积后，就能够计算出通过阀口流体的质量流量和焓的流量。

由流量方程式得：gA 嚣 孵 A 靠(寺厂～ ≤( ) ㈤式中 P --上游压力；p --下游压力；- - 上游温度；- - 流量系数。

当流量系数-定的时候就能得出出I1的热流公式(4)，同时可以推出收缩喷口处气体的音速流如公式(5)所示 。

HCpmT， (4)-、/ (5)流量系数通常都不是-个定值，而是和上下游压力之比以及阀口开度大小等因素存在着相互关系。图3t3，4j表明了如果凶的节流面积保持不变，在下游压力和上游压力之比小于临界压力比0.528之前，直缘凶和反向流动喷嘴的流量系数是 0.82左右。且其基本保持不变。在 Grace和Lapple的文章中认为，在气动元件的使用条件和其实验条件相似的情况下 ，可取 C 0.82，但对于直缘凶可以保持其精度在 2%左右嘲。

暑籁曲l0-、、～ 鲁/nPlil 儿图 3 直缘 凶和喷嘴小 孔流量 系数的实测值对于温度和压力参数，由于在模型中是输入变量，因此没有必要推导其方程式。

2 仿真与分析2.1 仿真模型 的建立由于普通气动图库只有很少的气动拈可供使用 ，当遇到 的气动元件结构较复杂时 ，可 以使用AMESim提供的气动元件设计库(PCD)对元件进行建模 。本二位五通气控阀模型如图4所示，由AMESim软件中的PCD图库 20个子拈组建的-个机械式操作的方向控制阀。模型上半部分用-个限位质量块和 6个活塞腔组成主阀芯部分。气源为-个简单的温度压力源.然后再由两个二位三通阀模拟先导阀部分和气管等组成。

11液压 气动 与密 封，2013年 第 01期图 4 二位五通阀 PGD图在建模过程中最重要的是对各个子拈设置参数，准确的参数使得系统模型更加精确。

如表 1所示为二位五通气控阀模型主要仿真技术参数列表。

表 1 主要技术参数相对于零位移的重叠参数是极其重要的。通常的缺省值为零，为了能适用于更加广泛的物理系统，这个值是可以调节的。表明阀开口形式可选择是零重叠、正重叠和负重叠等情况[71。

2.2 仿真结果与分析从图5主阀芯的位移-时间曲线中可以看出，主阀芯在 10ms的时候开始运动 。速度逐渐递增 ，这是因为随着气压的增大阀芯-侧受到的力也增大，当达到约55ms时阀芯移动了0.0094m到达极限位置，此时已完成了换向。因此阀芯的驱动时间是 10ms，完成整个换向约 40ms。

由图 6可以看到阀口A处的的压力变化情况。活塞腔 A在 10ms时压力已经升至 1.8bar左右。从前面我们可以看到主阀芯在 10ms时就已开始运动，若按 20N的静摩擦力计算 ，所需的启动压力仅为 1.5bar。而仿真数据为 1.8bar左右相差不到 30%。因此可以认为该仿真压力变化与计算基本是相符合的。

图7、图8所示分别为阀向右移时系统的质量流量和焓流量的变化曲线，从图中可以看到在 10ms时，由于此时阀开始向右移。活塞腔内的质量流量瞬间达到约 155g/s，焓流量达到约 480J/s整个时间持续非常短，12这是因为阀芯在此时间段内已经完成了换向。值得注意的是在完成换向时质量流量和焓流量并立即降为 0而-直持续到 0.4s。

出：1图 5 主阀芯位移-时间曲线 图 6 阀口 A压 力-时间曲线图 7 阀右移 时质量流量-时间曲线00图 8 阀右移时焓流量-时间曲线由图 9可以看到，活塞腔内的气体流度的变化，从图4我们知道主阀芯在 10ms时开始移动，而空气流速大约在 12ms左右开始突变，对于缸阀-体化设计的冲击气缸响应时间应该包括启动延迟时间和活塞的动作时日] 图 9中可看到该阀芯的响应时间大约 14ms。

图 9 速度-时间 曲线3 结论通过对二位五通气控阀的AMESim建模与仿真可以得到以下结论：(1)在工作压力为 3.5bar时，该型阀的换向时间约为40ms。并且可以认为适当的增大工作压力可以提高换向速度；(2)该二位五通气控阀的启动压力为 1.5～1.8bar，响应时间大约 14ms；(3)通过仿真可以知道，阀芯移动时系统各项参数的变化情况，得出两位五通阀的动态特性，还可以清楚地了解二位五通阀不同位置对系统性能的影响，为缸阀-体化的设计提供科学依据。

Ⅲ/涣l∞f，卿耱簸Hydraulics Pneumatics& Seals/No.01.2013基于CFD的液压滑阀阀芯均压槽的研究罗艳蕾，吴健兴，陈伦军，路 芳(贵州大学 机械工程学院，贵州 贵阳 550025)摘 要：该文首先对液压滑阀阀芯偏心且倒锥时受到的卡紧力进行数学建模 ，然后介绍了 3种不同形状的液压滑阀阀芯均压槽 ，并用Fluent软件对阀套与阀芯之间的流厨行模拟仿真。最终分析结果表明，在液压滑阀阀芯上加开均压槽虽然会导致滑阀缝隙泄漏量略有增加 ，但能有效减少阀芯受到的径向不平衡力，避免阀芯发生卡滞现象。

关键词 ：CFD；均压槽；卡紧力 ；模拟仿真中图分 类号 ：TH137.52 文献标识码 ：A 文章编号 ：1008-0813(2013)01-0013-03The Research of the Pressure--equalizing Groovefor Hydrauhc Slide Valve Based on CFDLUO Yan-lei， U Jian-xing，CHEN Lun-j n，LU Fang(School of Mechanical Engineering，Guizhou University，Guiyang 550025，China)Abstract： In this paper， the mathematical model of the radia1 force that the valve core of the hydraulic slide valve sufered when it iseccentric and pour tapered is built firstly，then three kinds of diferent shapes of pressure-equalizing grooves of hydraulic slide valve coreare introduced， and the flow field between the valve core and the valve cover is simulated with Huent software The final analysis resultsshow that， opening pressure-equalizing grooves in the hydraulic slide valve core will lead to slide valve aperture S leakage a littleincrease，but it can efectively reduce the unbalan ced radial force the valve core sufered，and avoid the valve core clamping stagnation。

Key words：CFD； pressure-equalizing groove； radial force； simulation0 前言目前，液压系统中滑阀阀芯的卡紧现象不仅在换向阀中存在 ，在其他的液压阀中也普遍存在，其中包括液力卡紧和机械卡紧。液力卡紧在高压系统中最为突出，特别是当滑阀的停留时间较长时，因为阀芯受到径基金项目：贵州省重大专项字 (2009)6003，贵州势学基金项目J字201012017收稿 日期 ：2012-04-26作者简介 ：罗艳蕾(1967-)，女。贵州安顺人，教授 ，博士，研究方向为流体传动与控制。

向不平衡力作用和阀孔相接触后。缝隙中存留液体被挤出，阀芯和阀孔间的摩擦系数增大，从而使阀芯重新移动时所需的力增大了许多。以致造成移动滑阀的推力(如电磁铁推力等)不能克服卡紧阻力，使滑阀不能复位。如何减小液压滑阀阀芯受到径向不平衡力而造成的液力卡紧现象 ，是本文研究的主要内容。

1 液压卡紧力的数学计算设液压滑阀阀芯倒锥 ，即阀芯大端为流体高压端 ，阀芯小端为流体低压端，则液压滑阀阀芯卡紧力计算简图，如图 1所示。