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射流管式伺服閥耐久性仿真分析

褚淵博，袁朝輝，李聰英

(西北工業(yè)大學(xué)自動(dòng)化學(xué)院，陜西西安710072)

摘要:介紹了射流管式伺服閥的組成結(jié)構(gòu)和工作原理，分析了影響射流管式伺服閥耐久性潛在薄弱項(xiàng)的失效機(jī)理，并分別進(jìn)行了軟件仿真和耐久性壽命計(jì)算，通過(guò)軟件仿真和理論計(jì)算得出了射流管式伺服閥潛在薄弱項(xiàng)的耐久性壽命。仿真和計(jì)算結(jié)果表明:影響射流管式伺服閥耐久性潛在薄弱項(xiàng)壽命均滿(mǎn)足國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)要求。研究方法和結(jié)果對(duì)于射流管式伺服閥故障的定性分析、預(yù)測(cè)和耐久性壽命的定量計(jì)算具有重要的參考價(jià)值。

關(guān)鍵詞:射流管伺服閥;耐久性;功率譜密度;沖蝕磨損;壽命預(yù)測(cè)

電液伺服閥是電液聯(lián)合控制的精密液壓元件，它接受輸入的電控信號(hào)后相應(yīng)輸出調(diào)制的流量或壓力。射流管式與噴嘴擋板式伺服閥是目前世界上運(yùn)用最普遍的兩級(jí)流量控制電液伺服閥。其中射流管式伺服閥在壓力效率、抗污染能力和低壓工作性能等方面都優(yōu)于噴嘴擋板式［1］，然而射流管式伺服閥在國(guó)外主要應(yīng)用于航空艦船等高端行業(yè)，對(duì)我國(guó)實(shí)行技術(shù)封鎖，相應(yīng)的基礎(chǔ)理論和文獻(xiàn)公開(kāi)較少見(jiàn)［2］。國(guó)內(nèi)僅有中船重工七零四研究所研究并成規(guī)模地生產(chǎn)，其理論主要集中在結(jié)構(gòu)及加工工藝的改進(jìn)、材料的更替及測(cè)試方法的改變［3］，對(duì)于射流管伺服閥耐久性一般是通過(guò)試驗(yàn)對(duì)產(chǎn)生的故障現(xiàn)象進(jìn)行總結(jié)［4］，大部分都只給出了定性描述，尚無(wú)定量計(jì)算。

射流管伺服閥耐久性是指在規(guī)定的使用、儲(chǔ)存與維修條件下，達(dá)到失效狀態(tài)前，完成規(guī)定功能的能力，一般用壽命度量。本文在對(duì)射流管伺服閥組成結(jié)構(gòu)及工作原理分析基礎(chǔ)上，結(jié)合某單位給出的伺服閥故障模式及影響分析(FMEA)報(bào)告［4］，確定影響伺服閥耐久性薄弱項(xiàng)并分別進(jìn)行失效機(jī)理分析、軟件仿真和耐久性壽命定量計(jì)算。研究方法和結(jié)果對(duì)伺服閥故障的定性分析、預(yù)測(cè)和耐久性壽命的定量計(jì)算具有重要的參考價(jià)值。

1　射流管式伺服閥組成結(jié)構(gòu)和工作原理

圖1　射流管式伺服閥結(jié)構(gòu)圖

如圖1所示，射流管式伺服閥組成結(jié)構(gòu)包括動(dòng)鐵式永磁力矩馬達(dá)、射流管放大器、滑閥組件和反饋組件四部分，其中反饋組件以力反饋的形式使整個(gè)伺服閥系統(tǒng)閉環(huán)協(xié)調(diào)工作。射流管伺服閥的工作過(guò)程分為噴嘴處于接收器中位和發(fā)生偏移2種狀態(tài)。當(dāng)力矩馬達(dá)無(wú)電流輸入時(shí)，閥芯處于中位，伺服閥無(wú)流量輸出;當(dāng)有電流輸入時(shí)，銜鐵射流管組件偏轉(zhuǎn)θ角度，油液從偏轉(zhuǎn)的噴嘴中射流至接收器的兩接收孔內(nèi)，兩腔形成的壓差Δp使閥芯運(yùn)動(dòng)直到反饋組件產(chǎn)生的力與油液作用于閥芯的力達(dá)到動(dòng)力學(xué)平衡，此時(shí)伺服閥的輸出流量與輸入電流成正比。

2　射流管式伺服閥耐久性分析

射流管伺服閥壽命周期內(nèi)的工作載荷主要為壓力和行程，環(huán)境載荷主要為振動(dòng)和溫度，結(jié)合文獻(xiàn)［4］中某單位給出的伺服閥故障模式及影響分析(FMEA)報(bào)告，確定并進(jìn)行整體振動(dòng)疲勞、閥芯閥體磨損、反饋組件應(yīng)力疲勞和噴嘴接收器沖蝕磨損4個(gè)伺服閥耐久性潛在薄弱項(xiàng)的分析。2. 1整體耐久性振動(dòng)疲勞壽命分析

射流管伺服閥廣泛應(yīng)用于航空工業(yè)中，一般安裝于舵機(jī)上，屬于典型的機(jī)載設(shè)備。其實(shí)際受到的振動(dòng)作用主要是由發(fā)動(dòng)機(jī)噴氣噪聲和附面層氣動(dòng)擾流所引起的隨機(jī)振動(dòng)。依據(jù)航空振動(dòng)標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行實(shí)際振動(dòng)環(huán)境模擬試驗(yàn)，可檢驗(yàn)機(jī)載設(shè)備能否經(jīng)受住所處振動(dòng)環(huán)境引起的振動(dòng)應(yīng)力，確保良好的工作可靠性。

采用ANSYS14. 0軟件對(duì)伺服閥整體進(jìn)行隨機(jī)振動(dòng)分析。振動(dòng)試驗(yàn)方法中以寬帶隨機(jī)試驗(yàn)方法應(yīng)用最為廣泛，圖2所示為GJB150-16A給出的噴氣式飛機(jī)機(jī)載設(shè)備隨機(jī)振動(dòng)譜氣式飛機(jī)機(jī)載設(shè)備所受振動(dòng)譜［5］，以其模擬伺服閥所受的隨機(jī)振動(dòng)工況，表1所示為在X、Y、Z方向施加激勵(lì)試驗(yàn)應(yīng)力幅值，從試驗(yàn)結(jié)果看X方向應(yīng)力幅值最大，最大值均發(fā)生于力矩馬達(dá)簧片處，其余部分的應(yīng)力值均小于19 MPa。應(yīng)用基于高斯分布的三區(qū)間法［6］分析伺服閥振動(dòng)疲勞壽命，由于1σ、2σ、3σ對(duì)應(yīng)的最大應(yīng)力幅值均小于鈹青銅材料的疲勞極限260 MPa［7］，其余部分應(yīng)力值均小于所選材料疲勞極限，在不考慮結(jié)構(gòu)本身缺陷的情況下，伺服閥結(jié)構(gòu)本身不會(huì)出現(xiàn)疲勞破壞問(wèn)題，疲勞壽命也會(huì)遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于5 000 h，即振動(dòng)環(huán)境對(duì)伺服閥耐久性疲勞壽命影響不大。

表1　伺服閥隨機(jī)振動(dòng)試驗(yàn)最大應(yīng)力幅值

圖2　噴氣式飛機(jī)機(jī)載設(shè)備隨機(jī)振動(dòng)譜

2. 2閥芯閥體耐久性磨損壽命分析

如圖1所示，伺服閥閥芯在兩腔壓差作用下運(yùn)動(dòng)，閥芯與閥體相對(duì)位置的變化控制油口的通斷。由于加工誤差會(huì)將柱塞等加工成有一定錐度的圓錐面，閥芯裝入閥體中便形成了外圓柱面和內(nèi)圓錐面構(gòu)成的環(huán)形間隙流動(dòng)，當(dāng)環(huán)形間隙流動(dòng)為漸擴(kuò)流動(dòng)時(shí)，便會(huì)出現(xiàn)側(cè)向力。此工況下閥芯與閥體間的配合間隙會(huì)因磨損而逐漸增大，當(dāng)間隙增大到泄漏量決定的最大允許值時(shí)，伺服閥耐久性磨損壽命隨即結(jié)束。經(jīng)分析決定伺服閥耐久性磨損壽命的部位為閥芯4個(gè)凸肩處。

本文采用線(xiàn)磨損度來(lái)定量描述閥芯閥體間的磨損值，線(xiàn)磨損度是指摩擦表面法向尺寸變化與滑移距離的比值，該方法考慮了摩擦副表面的微觀特征，在穩(wěn)定磨損階段其線(xiàn)磨損度I為［8］:

式中: K1為由材料表面幾何輪廓沿高度分布所決定的系數(shù); Kt為修正系數(shù);α=Aa/Ar，其中Aa、Ar為名義接觸面積和實(shí)際接觸面積;σH為平均接觸應(yīng)力;ξ為材料微觀表面支承曲線(xiàn)參數(shù); ty為材料摩擦疲勞曲線(xiàn)參數(shù);λ為表面粗糙度綜合特性; k為接觸處應(yīng)力狀態(tài)的特性系數(shù); fM為摩擦因數(shù);σ0為材料極限破壞應(yīng)力; E為彈性模量。

閥芯與閥體間的平均接觸應(yīng)力來(lái)源于閥芯的液壓側(cè)向力。當(dāng)圖1中4個(gè)凸肩處均為漸擴(kuò)間隙流動(dòng)時(shí)，閥芯整體所受側(cè)向力最大。第2凸肩閥體配合段的簡(jiǎn)化模型如圖3所示。圖中圓錐大端壓力和間隙分別為p1和h1，小端壓力和間隙分別為p2和h2，由加工最大圓柱度偏差決定的倒錐大小端半徑差為0. 002 5 mm，閥芯最大位移L為0. 32 mm，配合段間隙h0處的壓力為p0［8］。

圖3　射流管伺服閥磨損局部放大圖

式中

則側(cè)向力

式中: p1= 21 MPa; p2= 0 MPa; e為閥芯完全偏心距，e = 0. 012 mm; d為閥芯大端直徑，d = 8 mm。

同理可計(jì)算出其余3處凸肩的側(cè)向力分別為42. 24 N、11. 83 N及113. 76 N。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)在閥芯凸肩上開(kāi)3個(gè)均壓槽影響因子為0. 06，計(jì)算得閥芯位移0. 32 mm時(shí)，其側(cè)向力為F為10. 78 N，此時(shí)閥芯與閥體接觸面積為S為108. 5 mm2，則接觸應(yīng)力:

表2列出了閥芯偏移量所對(duì)應(yīng)的接觸應(yīng)力?？梢钥闯鲩y芯與閥體間的接觸應(yīng)力隨閥芯偏移量在0. 110 ～0. 116 MPa內(nèi)變化，將接觸應(yīng)力最大值0. 116 MPa帶入(1)式，考慮伺服閥實(shí)際，(1)式中其余參數(shù)的取值見(jiàn)表3。求得線(xiàn)磨損度I，閥芯開(kāi)啟一次線(xiàn)性磨損量為:

式中: s為相對(duì)運(yùn)動(dòng)行程，s = 0. 32 mm。閥芯閥體的耐久性磨損壽命為:

表2　閥芯偏移量、側(cè)向力和接觸應(yīng)力對(duì)照表

式中: hmax為由最大允許泄漏量決定的許用磨損量，hmax= 0. 0025 mm。

表3　線(xiàn)磨損度相關(guān)參數(shù)取值表

2. 3反饋組件耐久性應(yīng)力疲勞壽命分析

圖4　射流管反饋組件模型

如圖4所示，伺服閥反饋組件由反饋桿、調(diào)零絲、彈簧管和簧片等組成。反饋桿上端與噴嘴壓裝成一體，末端與閥芯鏈接，將閥芯反饋力矩經(jīng)噴嘴、射流管組件、彈簧管傳遞至銜鐵組件，構(gòu)成滑閥位移力反饋回路。伺服閥接受輸入電流過(guò)程中，反饋組件表面存在著應(yīng)力比R=－1的循環(huán)交變應(yīng)力，在此應(yīng)力作用下，反饋組件可能產(chǎn)生局部永久結(jié)構(gòu)變化，一定循環(huán)次數(shù)后形成裂紋進(jìn)而導(dǎo)致疲勞破壞，此時(shí)的循環(huán)次數(shù)即為反饋組件的耐久性應(yīng)力疲勞壽命。

選用ANSYS14. 0有限元分析軟件預(yù)測(cè)反饋組件的應(yīng)力疲勞壽命，組件的材料性能參數(shù)如表4所示，將供油管、調(diào)零絲及支撐簧片與力矩馬達(dá)的接觸區(qū)域進(jìn)行全約束，在銜鐵兩側(cè)向上和向下分別作用大小為0. 18 N力載荷，反饋桿末端與閥芯連接處施加大小為0. 32 mm的位移約束，選擇Insert/Equivalent選項(xiàng)，設(shè)置相關(guān)參數(shù)進(jìn)行求解。得到反饋組件應(yīng)力云圖如圖5所示，可以發(fā)現(xiàn)應(yīng)力幅最大值出現(xiàn)在反饋桿的中部為149. 6 MPa，低于鈹青銅材料的疲勞極限260 MPa［7］，其余部分應(yīng)力幅主要集中于1. 95×10－7～66. 49 MPa，低于所選材料的疲勞極限，依據(jù)S-N曲線(xiàn)應(yīng)力疲勞計(jì)算方法，反饋組件的耐久性疲勞壽命遠(yuǎn)大于107次循環(huán)載荷。

表4　材料性能參數(shù)

圖5　反饋組件交變載荷應(yīng)力云圖

2. 4噴嘴接收器耐久性沖蝕磨損壽命分析

射流管伺服閥元件及液壓介質(zhì)在生產(chǎn)和使用過(guò)程中不可避免地會(huì)產(chǎn)生固體顆粒污染物，這些顆粒隨液壓介質(zhì)按一定速度和角度流動(dòng)，會(huì)對(duì)伺服閥內(nèi)部材料表面產(chǎn)生沖蝕磨損。據(jù)相關(guān)試驗(yàn)測(cè)試，認(rèn)為噴嘴至接收器的距離大于噴嘴直徑的3. 5倍時(shí)即不能保證其工作的穩(wěn)定性和可靠性［1］。

采用FlUENT14. 0軟件進(jìn)行沖蝕磨損率的數(shù)值模擬。圖6所示為噴嘴接收器沖蝕磨損計(jì)算模型，模擬以雷諾時(shí)均N-S方程、標(biāo)準(zhǔn)k-ε兩方程模型、離散相流動(dòng)模型(DPM)和塑性材料沖蝕磨損模型為基礎(chǔ)，采用標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)處理壁面邊界層，選擇coupled算法，設(shè)置壓力值21 MPa為入口邊界條件，0 MPa為出口邊界條件，油液密度855 kg/m3，動(dòng)力粘度0. 012 54 Pa·s。各項(xiàng)殘差收斂精度設(shè)為10－5，并監(jiān)視出口速度，若出口速度基本無(wú)變化且殘差滿(mǎn)足要求時(shí)，可認(rèn)為連續(xù)相計(jì)算結(jié)果收斂。在連續(xù)相收斂基礎(chǔ)上，設(shè)置離散相模型進(jìn)行固體顆粒運(yùn)動(dòng)軌道模擬和沖蝕磨損率的計(jì)算。設(shè)入口平面為固體顆粒的注入平面，設(shè)置顆粒平均直徑50 um，質(zhì)量流率0. 002 67 kg/s，密度1 400 kg/m3，應(yīng)用Discrete Random Walk模型處理顆粒與流體離散渦之間的相互作用，分別對(duì)噴嘴不同偏移距離工況進(jìn)行數(shù)值模擬。

圖6　噴嘴接收器沖蝕磨損計(jì)算模型

圖7　噴嘴未偏移時(shí)沖蝕磨損率分布圖

圖7為噴嘴未偏移時(shí)沖蝕率分布圖孔磨損率沿x方向分布圖。油液從入口進(jìn)入射流管，在收縮頸處流速變大，液流方向與接收器內(nèi)壁夾角22. 5°，此處沖蝕磨損率最大為1. 16×10－8(kg/m2s)，呈現(xiàn)兩邊對(duì)稱(chēng)且距噴嘴軸線(xiàn)越遠(yuǎn)沖蝕率越小。

如表5所示為噴嘴偏移量與最大磨損率的對(duì)應(yīng)關(guān)系，可以發(fā)現(xiàn)最大沖蝕率的極大值出現(xiàn)在噴嘴未偏移現(xiàn)時(shí)，且隨噴嘴向左向右偏移而對(duì)稱(chēng)。以噴嘴未偏移時(shí)的最大沖蝕率計(jì)算伺服閥耐久性沖蝕磨損壽命如(7)式所示。

式中，T為伺服閥耐久性沖蝕磨損壽命，h; Lmax為伺服閥可靠工作時(shí)噴嘴接收器間的最大距離，m; Rmax為最大沖蝕率的極大值，kg·m－2·s－1;ρ為噴嘴接收器的材料密度，kg/m3。

表5　噴嘴偏移量與最大磨損率的關(guān)系

3　耐久性分析方法驗(yàn)證

為驗(yàn)證本文所選用方法在射流管伺服閥耐久性分析中的有效性，針對(duì)文中2. 1～2. 4節(jié)依次對(duì)文獻(xiàn)［9-12］中的部分試驗(yàn)進(jìn)行分析計(jì)算。文獻(xiàn)［9］以鍍鋅結(jié)構(gòu)鋼樣件為對(duì)象進(jìn)行隨機(jī)振動(dòng)疲勞損傷試驗(yàn)，選取0. 07g2/Hz所對(duì)應(yīng)實(shí)驗(yàn)條件計(jì)算試件疲勞破壞時(shí)間(s) ;文獻(xiàn)［10］以鑄鐵材料的缸套為對(duì)象進(jìn)行缸套-活塞環(huán)磨損實(shí)驗(yàn)，選取C組工況計(jì)算缸套磨損量(μm) ;文獻(xiàn)［11］對(duì)45號(hào)鋼樣件進(jìn)行加載應(yīng)力疲勞實(shí)驗(yàn)，選取305 MPa應(yīng)力組計(jì)算樣件疲勞壽命(cycles) ;文獻(xiàn)［12］對(duì)工具鋼樣件進(jìn)行噴射式?jīng)_蝕磨損試驗(yàn)，以45°沖蝕角工況計(jì)算沖蝕率(kg/m2· s)。文獻(xiàn)中的試驗(yàn)值和本文計(jì)算值如表6所示，對(duì)比發(fā)現(xiàn)本文關(guān)于伺服閥相似工況耐久性計(jì)算方法合理，可用于射流管伺服閥耐久性的分析。

表6　耐久性試驗(yàn)值和計(jì)算值

4　結(jié)論

本文針對(duì)射流管伺服閥實(shí)際運(yùn)用情況，確定影響其耐久性潛在薄弱項(xiàng)并進(jìn)行分析計(jì)算。結(jié)果表明振動(dòng)工況對(duì)伺服閥影響不大;閥芯閥體最苛刻工況下的磨損壽命可代表伺服閥耐久性磨損壽命;反饋組件最大應(yīng)力幅位于反饋桿彎曲處，原因是這里存在應(yīng)力集中，最大應(yīng)力幅遠(yuǎn)低所選材料的疲勞極限，不存在疲勞破壞問(wèn)題;噴嘴接收器最大沖蝕磨損率出現(xiàn)在噴嘴未偏移時(shí)兩接收孔中間內(nèi)壁區(qū)域且兩邊對(duì)稱(chēng)。實(shí)際中采用丁腈橡膠材料的密封圈且會(huì)定期檢查更換，杜絕因密封圈老化而產(chǎn)生的泄漏故障。從耐久性壽命計(jì)算數(shù)值來(lái)看，均滿(mǎn)足國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)對(duì)射流管伺服閥規(guī)定的5 000 h或107次的使用壽命要求［13］。

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Durability Simulation Analysis of Jet Pipe Servovalve

Chu Yuanbo，Yuan Zhaohui，Li Congying

(Department of Automatic Control，Northwestern Polytechnical University，Xi'an 710072，China)

Abstract:The jet-pipe servovalve is widely used in the fields of aeronautics and astronautics; it is a kind of typical two-stage flow control electro-hydraulic servo-valve，whose performance will degradate due to work loads and environmental loads in practical use．The structure and working principle of jet-pipe servo-valve are introduced，the failure mechanism of weak item affecting jet-pipe serv-valve durability is analysed，the software simulation is conducted and the durability lifetime is calculated．The weak item’s durability lives of the jet-pipe servo-valve are obtained with software simulation and theoretical calculation respectively．The results and their analysis show preliminarily that the jet-pipe servo-valve durability life meets its standard requirements．Software simulation and durability life calculation method can be used to predict similar durability lifetime and evaluate product’s durability level; this，we believe，is useful for improving product’s durability design．

Key words:calculations，computer simulation，computer software，control，design，durability，erosion，failure modes，fatigue of materials，flow rate，forecasting，friction，motors，power spectral density，surface roughness，vibrations(mechanical)，wear of materials; erosion wear，jet-pipe servovalve，life prediction

作者簡(jiǎn)介:褚淵博(1985—)，西北工業(yè)大學(xué)博士研究生，主要從事液壓伺服系統(tǒng)、液壓元件實(shí)驗(yàn)和仿真理論研究。

收稿日期:2014-09-23

文章編號(hào):1000-2758(2015) 02-0326-06

文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼:A

中圖分類(lèi)號(hào):TP23