锥阀式单向阀“啸叫”现象研究

郭 健，徐佳龙

●（海军驻南京地区航空军事代表室，江苏南京 210002）

锥阀式单向阀“啸叫”现象研究

郭 健，徐佳龙

●（海军驻南京地区航空军事代表室，江苏南京 210002）

为解决液压单向阀在使用过程中出现的“啸叫”问题，从锥阀式单向阀的结构入手，分析了单向阀阀芯的运动过程，根据阀芯的运动方程确定了单向阀各结构参数对阀芯振动的影响，并提出了解决阀芯振动的方法。

锥阀；单向阀；啸叫

0 引言

单向阀是液压系统中的一种方向控制元件，用于控制液流只能沿一个方向流动而不能倒流。单向阀的结构是液压元件中的一种基本结构，许多复杂的液压部件最终都能分解为一个个的单向阀结构，所以单向阀在液压产品中应用广泛，其自身特性所带来的一些问题经常成为液压产品的故障点。本文将探讨单向阀使用过程中经常出现的“啸叫”问题，对“啸叫”产生的原因及解决方法进行研究。

1 “啸叫”产生的原因分析

在液压系统中，“啸叫”是指液压产品在正常工作过程中发出刺耳叫声的现象。这种叫声是由于产品中某个部件发生了高频振动产生的，如果不消除这种振动，将会降低产品使用寿命，同时，会对产品的功能、性能产生影响。

单向阀主要由阀体、阀芯和弹簧组成，如图1所示。阀芯有球阀式和锥阀式两种结构。球阀式单向阀结构简单，易于制造，但在长期使用中钢球表面与阀座接触处易于磨损而出现凹痕，一旦钢球发生转动便会失去密封性。在这一方面，锥阀式单向阀具有优越性，所以锥阀式是单向阀设计中的首选结构。

单向阀中的阀芯有一定的质量，它与弹簧一起组成了一个“质量-弹簧”振动系统，引起这个振动系统发生振动的原因无非两种情况：一是外部因素引起，即共振；另一种是由于自身特性引起，即自振。

图1 锥阀式单向阀结构示意图

单向阀中的阀芯有一定的质量，它与弹簧一起组成了一个“质量-弹簧”振动系统，引起这个振动系统发生振动的原因无非两种情况：一是外部因素引起，即共振；另一种是由于自身特性引起，即自振。

当外加在振动系统上的能量源的频率与该系统的固有频率成整数倍关系时，即会发生共振。锥阀式单向阀的固有频率可按如下推导[1]。如图1所示，其开口截面积可近似表示为：

式中，f为开口截面积；d′为开口中径，d′=(d1+d)/2；x为阀芯开度；α为锥阀角度。

另外，根据薄壁小孔节流原理：

式中，Q为通过开口的流量；C为流量系数；ρ为液体密度；Δρ为阀芯前后压差。

由式（2）得到：

式中，A=(Q2/2(Cπd′sinα)2)(当Q一定时A为常数)；x为阀芯的开度。

在忽略液动力和摩擦力情况下，在开度为x0的工作点上，依据力平衡方程得到阀芯运动微分方程的增量式为：

式中，m为阀芯质量与1/3弹簧质量之和；F为阀芯承受压力差的有效面积；K为弹簧刚度。

式（5）左边第一项为惯性力，第二项为液压力，第三项为弹簧力。将式（4）代入式（5）得到：

式（6）即为“质量-弹簧”振动系统的无阻尼振荡的运动微分方程，其振荡频率ω可表示为：

将式（3）代入式（7）得：

为避免出现共振，在工程设计时，就必须使这个固有频率与泵或其它振动源的频率错开。

单向阀另一种可能出现的振动是自振，即由阀本身特性带来的自激振动。根据（3）式知道，液体通过单向阀时受到局部阻力，产生节流损失为：

式中，ζ(x)为阻力系数；p1、p2为阀芯节流前后压力。阻力系数ζ(x)是阀芯开度x的函数。从式(9)可见，如果进口压力p1为常数，Q不变，p2则完全决定于ζ (x)值。根据实际研究的结果[2]，ζ(x)与开度 x的关系曲线如图 2所示。

图2 阻力系数曲线

从图2中可以看出，ζ(x)为非单调函数。图中实线为阀芯沿打开方向运动时的ζ(x)值，虚线为阀芯沿关闭方向运动时的ζ(x)值。并且当x处于x1～x2范围内，ζ(x)具有上升特性。即当x增大，ζ(x)也增大，这是一种不稳定状态。这样，在x1～x2范围内工作时，阀芯就会产生自激振动。

自振产生过程描述如下：设工作点在x1～x2范围内某一点。当有一扰动作用使 p2上升，阀芯便开始关闭。但由于x变小时ζ(x)下降，在p1和Q不变时，按式(9)p2却会继续上升。这就是说，在阀芯向下运动时有向下的附加力，即相当于负阻尼力。而当阀芯向上运动时，同理有向上作用的附加力，也相当于有负阻尼力。这就相当于对阀的“质量—弹簧”振动系统中加进了能量，使阀芯开度处于x1～x2范围内不能稳定，不论是沿打开方向还是沿关闭方向运动都要冲出这个范围，直至加进的能量和耗散的能量相等，振幅不再扩大而保持等幅振动。这样就出现自振。

要避免这种自振，应使阻力系数ζ(x)在工作范围内具有单调下降的特性，即ζ(x)随x加大而单调下降，要避免x进入x1～x2范围内工作。

2 试验验证

为验证上述分析的正确性，以某型产品为基础，进行了开度与“啸叫”现象关系的试验验证。首先，根据产品结构，加工了五种不同尺寸的弹簧座，用于限制活门的开度为1.5、1.0、0.8、0.5和0.4五种数值，在相同试验条件下，对5组试验件进行试验，统计产品50次工作中出现“啸叫”的次数，试验结果见表1。

表1 不同开度条件下“啸叫”次数统计表

试验中，所用管路以及活门的开口截面积足以满足流量的要求，所以保证了试验的流量稳定不变，从试验结果我们可以看出：在相同试验条件下，随着活门开度的减小，单向阀出现“啸叫”现象的次数逐渐减小，尤其是在活门开度小到一定程度后，“啸叫”的次数发生骤减，这说明活门开度对单向阀的“啸叫”有直接影响，而且阻力系数曲线中的拐点应该是存在的。但是，在随后的多次试验中，尝试将活门开度继续减小，但“啸叫”偶尔还是会有一到两次，这说明只是限制开度不能完全消除“啸叫”。经分析知单向阀特性得出如下结论：根据式（6）可知，“质量-弹簧”振动系统是一个无阻尼二阶系统，该系统的单位阶跃响应是一个具有频率为固有频率ωn的等幅振荡[3]，也就是说当有外界扰动能量加入该系统时就有可能引发系统的不衰减振动，引发“啸叫”，对活门开度进行限位只是用外力降低“啸叫”发生的概率，系统的结构参数并没有改变，不能从根本上解决问题。根除“啸叫”现象必须改变“质量-弹簧”振动系统的结构，将无阻尼二阶系统改变为欠阻尼二阶系统，这样一来当有扰动能量进入系统后就会在阻尼的作用下被消耗掉，从而避免发生振动。

3 “啸叫”的解决方法

为避免“啸叫”现象的发生，就必须消除阀芯振动。对于由外部引发的共振，由式（8）可看出，改变振动系统的固有频率的最简单途径就是改变弹簧刚度K，对于没有活门开启压力的单向阀来说，弹簧的刚度可设计的很小，只要能克服阀芯的摩擦力就可以了。而对于有活门开启压力要求的单向阀来说，弹簧刚度就要设计得大一些。弹簧刚度与弹簧钢丝的材料、直径和有效圈数等参数有关，在产品设计空间和性能要求的前提下需要合理选择弹簧的各参数，使得“质量-弹簧”振动系统的固有频率错开液压源的频率。

对于由内部因素引发的自振，从上面自振产生的原因分析和试验结果得知，控制活门的开度x，使之不在x1～x2范围内，可有效降低“啸叫”发生的次数。控制活门开度最简便的办法就是利用弹簧座将活门限位，而活门最大开度可用式(1)计算，如图1所示，阀开口的最大截面积为：

得到：

令fmax=f，可得出

根据活门最大开度，设计弹簧座的尺寸进行限位，即可有效减弱阀的“啸叫”。若要消除“啸叫”现象的发生，必须改变“质量-弹簧”振动系统的结构，也就是将无阻尼二阶系统改变成欠阻尼二阶系统，必须在系统中增加阻尼，最直接的方法是在活门上增加阻尼孔，阻尼孔的大小取决于单向阀结构参数。增加了阻尼的系统变为欠阻尼二阶系统，系统的阻尼比ζ可由式（16）计算。

式中，λ为阻尼系数；m为阀芯质量与1/3弹簧质量之和；K为弹簧刚度。

通过阻尼比ζ确定阻尼系数λ，从而确定阻尼孔的大小。系统阻尼比ζ应在0～1取值，阻尼比ζ越大，响应的振荡倾向越弱，平稳性越好，但系统响应迟钝，快速性差；阻尼比ζ越小，振荡越强，平稳性越差，响应的起始速度较快。但因为振荡强烈，衰减缓慢，调节时间亦长，快速性也不好，所以要选择合适的阻尼比ζ，一般选择最佳阻尼比ζ=0.707。

4 结束语

单向阀在工作过程中的振动与弹簧刚度、活门开度等结构参数有直接关系。为避免阀芯振动和“啸叫”现象的发生，要合理设计单向阀各结构参数，最好利用软件进行充分仿真，找出最为合理的结构参数，再进行工程设计。

[1]李玉琳. 液压元件与系统设计[M]. 北京: 北京航空航天大学出版社, 1991.

[2]李培滋, 王占林. 飞机液压传动与伺服控制[M]. 北京: 国防工业出版社, 1979

[3]胡寿松. 自动控制原理[M]. 第四版. 北京: 科学出版社, 2001.

[4]师好智, 万曼影, 刘学军, 等. 单向活门充气振动的建模与仿真[J]. 计算机仿真, 2006, 23(6): 289-291, 311.

[5]冀宏, 傅新, 杨华勇, 等. 节流槽型阀口噪声特性试验研究[J]. 机械工程学报, 2004, 40(11): 42-46.

Research on Howling in Cone-valve Typed One-way Valve

GUO Jian, XU Jia-long
(Aeronautics Military Representative Office of Navy in Nanjing Area, Jiangsu Nanjing 210002, China)

To solve the howling problem in hydraulic one-way valve, the configuration of the cone-valve typed one-way valve is studied, and the motion of the valve core is analyzed. According to the motion equations of the valve core, the influences of the structural parameters of one-way valve on the valve core vibration are obtained. The methods for suppressing the core vibration are given in this paper.

cone valve; one way valve; howling

TH12

A

郭健（1963-），男，高级工程师。主要从事航空液压伺服控制专业研究。