外文翻譯譯稿

1、學(xué)號： 10406106 常 州 大 學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）外文翻譯（ 2014 屆）外文題目 Dynamic Performance Research on Reversing Valve of Hydraulic Breaker 譯文題目 液壓斷路器換向閥的動態(tài)性能研究 外文出處 World Journal of Mechanics 學(xué) 生 白燾 學(xué) 院 機械工程學(xué)院 專 業(yè) 班 級 機制101 校內(nèi)指導(dǎo)教師 坎標(biāo) 專業(yè)技術(shù)職務(wù) 講師 校外指導(dǎo)老師 專業(yè)技術(shù)職務(wù) 二一四年三月液壓斷路器換向閥的動態(tài)性能研究摘要:介紹了一種新型液壓斷路器換向閥的結(jié)構(gòu)和工作原理，采用非線性數(shù)學(xué)模型和仿真模擬構(gòu)建了該

2、新型換向閥的模型。我們用動態(tài)仿真的系統(tǒng)參數(shù)對新型換向閥工作性能的影響進(jìn)行了系統(tǒng)的、深入的研究,得到了各換向閥運動規(guī)律的認(rèn)識，為新一代液壓斷路器換向閥的創(chuàng)新與制造提供了理論依據(jù)。關(guān)鍵詞：液壓斷路器；換向閥；動態(tài)特性；非線性數(shù)學(xué)模型；計算機模擬;1.簡介液壓斷路器在建筑領(lǐng)域應(yīng)用十分廣泛，如道路、土木工程、港口、礦山等。斷路器液壓工作原理是利用帕斯卡定律，讓高壓油和氮氣驅(qū)動活塞作往復(fù)運動，撞擊桿通過沖擊力傳遞到工作目標(biāo)。對于目前的撞擊，沖擊能量和頻率不能達(dá)到無級調(diào)整。在近年來，通過了系統(tǒng)而深入的研究，一個參數(shù)可以不斷調(diào)整的液壓斷路器在不斷的開發(fā)進(jìn)行中1-10。在本文中，作者對液壓斷路器換向閥的控制進(jìn)

3、行了計算機仿真研究。2新型換向閥結(jié)構(gòu)及工作原理2.1該新型換向閥結(jié)構(gòu)新型換向閥是一個綜合的控制閥（圖1和圖3），由先導(dǎo)閥和方向控制閥組合而成。新型換向閥主要由方向控制閥核心3，阻尼4，彈簧5，先導(dǎo)閥核心13，彈簧12，底座14組成。該新型換向閥的實際照片如圖2所示。圖1該新型換向閥結(jié)構(gòu)圖2該新型換向閥圖片圖3 該新型換向操作原理圖2.2 新型換向閥的工作原理新型液壓換向閥是一個通過液壓沖擊壓力反饋來改變方向的變化機制。當(dāng)解釋到先導(dǎo)換向閥的工作原理時，活塞和高壓存儲器以及液壓沖擊壓力反饋作用必須考慮在內(nèi)。該新型換向閥的工作原理如圖3所示。如圖1和3所示，換向閥核心是在左側(cè)彈簧預(yù)壓力的作用下組裝完

4、畢的。在換向閥中，第3閥室和第4閥室連接。此時，一部分高壓油從油泵直接流入活塞后腔，另一個流動的方向閥室5通過油道a6，然后通過閥孔流入閥室3，然后通過油道a3流入活塞前腔，使高壓油同時流到前、后室。在這一刻，P1 = P2 = Pd。A1是活塞前腔有效作用面積，A2是活塞的背腔有效作用面積。A1比A2要大，回油腔與油箱相連接，所以P1A1 > P2A2 + P0A3。 因此，在壓力差作用下，活塞返回的運動速度加快。隨著活塞加速朝右運動，高壓存儲器17流入油液并且系統(tǒng)壓力Pd增長。當(dāng)Pd升高到一定值時，先導(dǎo)錐閥13打開，油通過油道a5流回油箱。換向閥中心孔a1，阻尼中心孔a4，油腔5，油

5、通路a8，阻尼孔a9以及壓力油油道a7，a6，a2都在錐閥底座上面。這是由于阻尼孔a4決定了換向閥芯左閥室、右閥室之間的油的壓力差。當(dāng)正向的力所造成的壓差超過定向力氣門彈簧產(chǎn)生的力，閥芯朝右室方向移動，然后第2和第3方向閥連接，然后活塞開始減速返回或影響行程。此時，一部分油液通過油道a2和a3從活塞前腔流回到油腔，其他的流回到油箱。同時，活塞作加速朝左運動，系統(tǒng)壓力逐漸減小。當(dāng)系統(tǒng)壓力降低到一定值得時候，先導(dǎo)錐閥關(guān)閉。在定向閥復(fù)位彈簧的作用下進(jìn)入返回行程，并在同樣的工作條件下進(jìn)行循環(huán) 1-5 。3.符號含義及參考值符號含義及參考值的確定根據(jù)新型換向閥的結(jié)構(gòu)尺寸和工作條件所確定見附錄。

6、4數(shù)學(xué)模型的建立在工作原理基礎(chǔ)上，系統(tǒng)壓力增加到預(yù)先設(shè)定的先導(dǎo)閥的壓力值時，換向閥在返回行程中改變方向。當(dāng)系統(tǒng)壓力下降到預(yù)先設(shè)定的先導(dǎo)閥壓力值時，換向閥在沖擊行程中改變方向。在這種情況下，該調(diào)壓先導(dǎo)閥彈簧的預(yù)緊力是一定的，返回時間和沖擊時間直接被系統(tǒng)液壓沖擊能量沖擊器是否能正常工作或不工作 的沖擊壓力P1所決定。因此，為了研究換向閥門的動態(tài)性能，我們把一個方波信號植入該系統(tǒng)，使系統(tǒng)的壓力從零增加到預(yù)先設(shè)定的先導(dǎo)閥的壓力值然后從設(shè)定的壓力值下降到零，這樣的一個循環(huán)時間記為周期T。這里，定向閥芯和先導(dǎo)閥芯及流動連續(xù)性存在著力平衡關(guān)系，當(dāng)油經(jīng)換向閥和先導(dǎo)閥時這時這是主要被考慮的。閥門的重力和庫侖摩擦

7、被忽略使問題變的簡化。該換向閥的動態(tài)過程僅考慮方向節(jié)流效應(yīng)不考慮傳統(tǒng)的方向閥孔的節(jié)流作用。根據(jù)圖1和3的特性，建立了非線性數(shù)學(xué)模型為 6 1）方向閥孔的流量連續(xù)性方程： （1）2）方向閥后閥室的流動連續(xù)性方程 （2）3）先導(dǎo)閥的流量連續(xù)性方程： （3）4）方向閥的力平衡方程： （4）5）先導(dǎo)閥的力平衡方程： （5）通過數(shù)學(xué)模型以上五個方程的形式基本描述了各分配閥的動態(tài)特性。先導(dǎo)閥穩(wěn)態(tài)流體動力系數(shù)的定義是。 先導(dǎo)閥的瞬時狀態(tài)流體動力系數(shù)的定義是。該換向閥阻尼孔流體阻力的定義是。該先導(dǎo)閥阻尼孔流體阻力的定義是。在先導(dǎo)閥口流出系數(shù)的定義是。假設(shè)：定義：替代方程（1）-（5），可以得到下面的狀態(tài)方程：

8、5 仿真結(jié)果及分析將一個方波階梯流量信號輸入分配閥。在先導(dǎo)閥中系統(tǒng)壓力會動態(tài)地從零上升到設(shè)定壓力值，然后系統(tǒng)壓力降低，一個周期t后從設(shè)定的壓力降為零。 先導(dǎo)閥和換向閥的實際位移響應(yīng)如圖4所示。響應(yīng)由三部分組成，第一部分積極的階躍響應(yīng)階段，第二部分是穩(wěn)定過度的階段和第三部分是負(fù)階躍響應(yīng)階段。在積極的階躍響應(yīng)階段，是先導(dǎo)閥打開時或換向閥改變方向的延遲時間，是當(dāng)先導(dǎo)閥打開或換向閥改變方向的高峰時間，是先導(dǎo)閥打開或換向閥改變方向的過渡時間。在負(fù)階躍響應(yīng)的區(qū)域，是當(dāng)先導(dǎo)閥關(guān)閉或換向閥復(fù)位的延遲時間，是當(dāng)先導(dǎo)閥關(guān)閉或換向閥復(fù)位的高峰時間，是先導(dǎo)閥關(guān)閉或換向閥復(fù)位的過渡時 7 。在負(fù)階躍響應(yīng)過程，先導(dǎo)閥芯得

9、到先導(dǎo)閥座的機械限制和換向閥的換向閥芯體的機械限制。因此，超調(diào)現(xiàn)象不會出現(xiàn)，可能只出現(xiàn)一個或兩個小的不影響分配閥的特性反彈波。因此，我們只研究的是積極響應(yīng)階段。換言之，我們研究的是在返回行程中先導(dǎo)閥打開或換向閥改變方向的的動態(tài)特性。仿真結(jié)果如下圖4該閥的階躍響應(yīng)曲線。（1）在設(shè)定不同的壓力值和同步流量情況下的閥的動態(tài)特性。圖5（a）和（b）顯示動態(tài)響應(yīng)曲線的設(shè)定壓力P *為 11 MPa和15MPa，初始油壓力P0 為0.8 MPa，同步流量Q 40Lmin，結(jié)論如下：（a）在同樣的結(jié)構(gòu)參數(shù)條件下閥是穩(wěn)定的。壓力值的穩(wěn)定性和換向閥芯位移的X1是好的。先導(dǎo)閥的振蕩是

10、收斂的。振幅隨設(shè)定壓力值的降低而增加。當(dāng)p為11 MPa，振幅趨于相等。從該點動態(tài)特性這表明；遠(yuǎn)離設(shè)計工況條件下，各個閥工作的性能會退化，。（b）減小P1的峰值與降低設(shè)定壓力值，但超調(diào)量P1幾乎是恒定的，顯示了超調(diào)壓力與不穩(wěn)態(tài)壓力沒有一點關(guān)系。（c）當(dāng)前參數(shù)下，P1 是 12 MPa,高峰時間是0.003到0.004，過渡過程的時間是約0.03，這表明該閥的時域動態(tài)質(zhì)量指標(biāo)是令人滿意的。（2）在設(shè)定相同的壓力值，同步流量和不同的初始條件下的動態(tài)特征。圖5仿真曲線一圖6（a）和（b）顯示動態(tài)響應(yīng)曲線在初始狀態(tài)機油壓力P0分別為0.2 MPa和0.6 MPa，設(shè)定壓力P *為1

11、4 MPa，臺階流動Q為40升/分。圖6中，在圖6那是顯而易見的定無論初始條件閥都是穩(wěn)定的，過度的調(diào)整壓力P1不隨初始條件而改變， P1峰值上升時間基本上不隨初始條件的變化而變化。 （3）在設(shè)定相同的壓力值和不同階流的條件下的動態(tài)特性。入口的壓力油的響應(yīng)曲線（圖7（a）-（c），壓力P *為15 MPa和臺階流動Q為40，25，15升/分鐘。通過比較，得出如下結(jié)論：（a）壓力超調(diào)P1明顯被同步流量所影響。較小的溢出，較小的超調(diào)量。（b）壓力上升時間，峰值時間和過渡時間的增加伴隨著溢流量的減少。（c）溢出量在一定范圍內(nèi)變化時幾乎影響著閥門的穩(wěn)定性。（4）換向閥芯阻尼孔對各個分配閥動態(tài)特

12、性的影響。圖8所示的曲線（A），（C）當(dāng)方向閥的阻尼孔的直徑分別為0.15（圖曲線厚度）0.12厘米（中等厚度曲線）且0.10厘米（薄曲線）厘米的條件下時，先導(dǎo)閥芯和換向閥芯位移的方向特性曲線，初始壓力為0.8 MPa，設(shè)定壓力值為15 MPa和流量流動Q為40升/分。圖6仿真曲線二 圖7 仿真曲線三圖8顯示了：（a）當(dāng)d1縮小時，d1對額外的壓力影響很大。較小的d1，較大的P1，當(dāng)d1縮小響應(yīng)會變慢。（b）當(dāng)d1在小范圍內(nèi)變化時，它不會明顯影響閥門的穩(wěn)定性。當(dāng)d1縮小，先導(dǎo)閥芯關(guān)閉很長一段時間。如果適當(dāng)?shù)卦黾拥膁1，p1會降低和穩(wěn)定不會變得更糟糕。圖8仿真曲線四 圖9五仿真曲線（5）先導(dǎo)閥座

13、阻尼孔的變化。圖9所示的曲線（a），（c）是入口的油壓特性曲線，先導(dǎo)閥芯和換位閥芯位移方向的情況下，初始油壓力為0.8 MPa，當(dāng)先導(dǎo)閥的阻尼孔的直徑分別為0.15，0.12和0.10厘米時，設(shè)定壓力值為15 MPa和同步流體流量Q為40升/分鐘。圖9中，d2對閥的動態(tài)特性的是一個明顯明確定的影響。當(dāng)d2減小到0.10厘米，幾乎不會出現(xiàn)振蕩現(xiàn)象。然而，P1會相應(yīng)地增加，壓力峰值的時間也會有一點點的增加。上面的討論表明，D1和D2不僅影響閥的動態(tài)特性，但也有一定的匹配。選擇合理的D1和D2，更小的超調(diào)壓力可以得到和先導(dǎo)閥芯不出現(xiàn)振蕩。圖10顯示了理想時候的閥的動態(tài)特性，d1是 

14、0;0.1厘米，d2是0.10厘米，其他條件相同如圖8和圖9。圖10仿真曲線六（6）管道剛度對閥動態(tài)特性的影響管道的剛度取決于流體和管道的彈性模量。當(dāng)流體模量E 1.2×108 N /平方米，9×109 N /平方米，7×109 N /平方米，泵和分配閥之間的管道是靈活的，CC流體電容分別為0.067，0.114和0.199。圖11所示的曲線（a），（c）分別為進(jìn)油壓力響應(yīng)曲線，先導(dǎo)閥芯和換向閥芯位移方向的情況下，初始油壓力P0為0.8 MPa，設(shè)定的壓力值P * 15 MPa和同步流量流動Q為40升/分鐘時，CC分別為0.067，0.144和0.199

15、。仿真結(jié)果表明：（a）伴隨著C的增加，先導(dǎo)閥的振動振幅下降。過度的壓力P1急劇調(diào)整但過渡時間變長，這是由流體電容增加后管的剛度下降造成的。（b）柔性管可以吸收沖擊波，但用軟管將減少閥的靈敏度，并在實際應(yīng)用時必須認(rèn)真考慮。（7）彈簧剛度對閥門動態(tài)特性的影響。數(shù)字仿真結(jié)果表明：（a）換向閥平衡彈簧剛度對閥的動態(tài)特性有一定的影響。因此，的選擇主要是根據(jù)靜態(tài)性能要求（恒定精度）。（b）先導(dǎo)閥的平衡彈簧剛度對閥的動態(tài)特性有一定的影響。隨著下降，穩(wěn)定性會差一點。因此，增加的可以更好的提高先導(dǎo)閥的穩(wěn)定性，但效果比通過減少阻尼孔的直徑而影響先導(dǎo)閥不是很明顯。此外，從提高靜態(tài)性能的要求，應(yīng)減少，以提高調(diào)節(jié)精度。

16、因此，靜態(tài)性能是選擇的主要依據(jù)。過度的調(diào)整壓力P1，峰值時間和過渡過程時間變化的參數(shù)根據(jù)在圖12和圖14仿真結(jié)果中表現(xiàn)出來的。在圖12中顯示，P1增加伴隨著d1和d2下降。在圖13中顯示，峰值時間的減小伴隨d1的增加；，當(dāng)d1增大到某一值時，變化緩慢，然后d1略有增加；峰值時間減少伴隨著d1增加，當(dāng)d1是0.001，是最小的；當(dāng)d1繼續(xù)增加，將增加。在圖14中，峰值時間的變化趨勢伴隨d2與d1相同，但變化慢一點。 圖11 仿真曲線七圖12 d1和d2的變化對P1的影響圖13 d1的變化對反應(yīng)時間的影響。圖14 d2的變化對反應(yīng)時間的影響。6.結(jié)論通過以上分析，得出如下結(jié)論：（1）當(dāng)換向閥阻尼孔

17、直徑減小時，壓力超調(diào)量和峰值時間會增加。（2）當(dāng)設(shè)置的壓力P變化和該換向閥質(zhì)量和換向閥芯右室容積V上升對動態(tài)特征影響不大。（3）管道容積對換向閥動態(tài)特征有大的影響。（4）總結(jié)以上，過度過程各個閥的曲線顯示，先導(dǎo)閥的振動影響換向閥的分布曲線，使分配閥振動。（5）換向閥的平衡彈簧剛度和先導(dǎo)閥彈簧剛度可以通過平衡閥的靜特性決定。 參考文獻(xiàn)1 G. P. Yang and C. P. Liang, “A Research on the New Hydraulic Impactor Control System,” 2010 International Conference on Measuring T

18、echnology and Mechatronics Automation, Changsha, 13-14 March 2010, pp. 291-293.2 G. P. Yang, L. H. Chen and H. Huang, “The Research of a Full Hydraulic Pressure Hydraulic Impactor with Strike Energy and Frequency Adjusted Independently,” The 6th International Conference on Fluid Power Transmission a

19、nd Control, Hangzhou, 1-5 September 2005, pp. 262-265.3 G. P. Yang, “Research of a Full Hydraulic Pressure Hydraulic Impactor with Strike Energy and Frequency Adjusted Independently,” Journal of Hunan University of Science & Technology (Natural Science Edition), Vol. 21,No. 1, 2006, pp. 25-28.4

20、G. P. Yang, “Research on Design Theory on the Return Oil Chamber of a New Hydraulic Impactor,” China Journal of Highway and Transport, Vol. 15, No. 1, 2002, pp.113-115.5 X. B. Yang and G. P. Yang, “The Research of a Pressure Feedback Full Hydraulic Pressure Hydraulic Impactor with Strike Energy and

21、Frequency Adjusted Independently,” China Mechanical Engineering, Vol. 13, No. 23,2002, pp. 2044-2047.6 G. P. Yang, “Research on Computer Simulation for a New Pilot Type Hydraulic Impactor System,” Mechanical Science and Technolgy, Vol. 25, No. 2, 2006, pp. 233-237.7 G. P. Yang, F. L. Zhu and G. J. L

22、ong, “Research on Design Theory on the Return Oil Chamber of a New Hydraulic Impactor,” China Mechanical Engineering, No.12, 2003, pp. 1062-1065.8 G. P. Yang, J. H. Gao and B. Chen, “Computer Simulation of Controlled Hydraulic Impactor System,” Advanced Materials Research (Materials Science and Engineering), Vol. 179-180, 2011, pp. 122-127.9 G. P. Yang, B. Chen and J. H. Gao, “Improved Desi