纠正一些关于稳态液动力的错误认识

液 压 气 动 与 密 封／2010年 第 9期 纠正一些关于稳态液动力的错误认识 张海平 (上海 hpzhang856@1 26．COB) 摘 要 ：从动力学角度 阐明了液压阀稳态液动力的基本概念 和计算方法 ， 分析 定性数据统计分析pdf销售业绩分析模板建筑结构震害分析销售进度分析表京东商城竞争战略分析 了滑阀 、锥 阀、插装 阀的稳态液动力受力情况的差异 ，分 析结果表明：稳态液动力总是使阀芯关闭。结合实例，分析了考虑稳态液动力时的液压阀、液压系统的影响因素。纠正了国内一些大学 液压教材中关于稳态液动力的一些错误认识。 关键词：大学教材；液压传动；液动力 中图分类号：TH137．1 文献标识码：A 文章编号：1008—0813(2010)09—0010—06 Correction for Some Wrong Opinions about Flow Forces ZHANG Hal-ping (Shanghai，hpzhang856@1 26．coin) Abstract： Starting from hypostasis of steady flow forces，this paper corrects some wrong opinions about the flow forces in most Chinese university textbooks．The behavior of flow forces in hydraulics system was introduced．Some practice examples were analyzed． Key Words：university textbooks；hydraulic power and control；flow forces． O 引言 稳态液动力是指液压阀内流体流动过程中没有时 变流动的情况下，由于液体流动而引起的液体介质对 阀芯的附加作用力。要强调的是： (1)流体不流动时本身就具有一定的静压力，而我 们要研究的液动力是由于流动而引起的在此静压力上 附加的部分。 (2)虽然我们只关心流体流动时对阀芯的作用力， 但流体对阀体也可能会有作用力，即阀体也可能会对 流体有反作用力，忽视了这一点，就可能引出错误的结 论。 稳态液动力是目前国内几乎所有大学液压教材都 必讲的 题 快递公司问题件快递公司问题件货款处理关于圆的周长面积重点题型关于解方程组的题及答案关于南海问题 目。但大多，①没有点出液动力的本质；②只 是停留在理论计算 公式 小学单位换算公式大全免费下载公式下载行测公式大全下载excel公式下载逻辑回归公式下载 ，没有把它放在液压系统里分 析：③有些还有方向性错误；④缺少实例。所以在这里 再梳理一次。 众所周知．帕斯卡定律所总结的，“同一腔的液体 对固体壁面的压力处处相等”，有一个很重要的前提 ： 液体没有流动。 当液体有流动时，在液压阀内同一腔的压力就不 再处处相等了．就会出现如伯努利方程所描述的“速度 低处压力高，速度高处压力低”的现象。如果还是按帕 斯卡定律“压力处处相等”来计算，就必须加上一个修 正量。这个修正量就是稳态液动力的来源和本质。从这 收稿 日期 ：2010—06—06 作者简介：张海平(1947一)，男，江西湖口人。 1O 个本质出发，也许我们不能定量地计算出液动力，但至 少不会犯方向性的错误。 当液体有流动时，如果可以得到所研究的壁面附 近液体的速度数学表达式，再根据描述压力(能)和速 度(动能)以及势能互相转换的伯努利方程能写出压力 分布的数学表达式，则理论上可以用积分方法求出液 体对固体壁面的作用力。从中扣除静压部分，就可得到 稳态液动力。 但由于流体的运动常常很复杂，无法得到速度、压 力实际分布状态的精确数学表达式，导致难于通过积 分来求解稳态液动力。而运用动量定理，可以避免寻找 壁面压力分布数学式的困难．有时候不失为一条捷径。 但这是有条件的，并非处处可行。其中，很重要的一条 就是．在取控制体，利用动量法来研究某一方向上阀芯 所受到的液动力时，该方向上作用于控制体壁面的其 他影响力必须可计算，或能可信地忽略。 现在，利用流场仿真(CFD)的方法，直接计算液体 对固体壁面的作用力，已经有了一些可喜的尝试。 l 滑阀 1．1 具有完整阀腔的滑阀 对于具有完整阀腔的滑阀(见图 1)，在无流动时，液 体对阀芯的静压力完全平衡，合力为0。 在有流动时，液体对阀芯的作用力不再平衡，如果 忽略阀体对流体的摩擦力的话，那么除阀芯外就没有 其他界面对液体有轴向作用力，因此用控制体(图 1中 灰色部分)动量的方法求得的力，就是流体对阀芯的作 Hvdraulics Pneumatics＆ Seals／No．9．2010 用力 ，也即液动力。这个力可以直接测出来。对此，大多数 教材也已给出计算方法，结论可供参考，此处就不再展开。 、 ” I 阚 霸 l ／l ’ I l l l l 幽 1 具有 完整 阀腔 的精 闽 要指出的是 ： (1)因为没有扣除阀体对流体的摩擦力，因此用动 量变化的方法计算出来的力．总是大于直接从阀芯上 测量出来 的力【5】。 (2)射流角的大小取决于配合间隙及开口的大小， 一 般教科 书 关于书的成语关于读书的排比句社区图书漂流公约怎么写关于读书的小报汉书pdf 都采用了69。。这是在理想情况下的计算出 来的，但实际情况较为复杂，射流角并非一定是 69 。 对用压力分布方法分析其液动力感兴趣的读者以 后可以查阅笔者正在编著的 《液压螺纹插装阀》(机械 工业出版社 ，计划 2011年上半年出版 )一书绪论部分 。 1。2 具有不完整阀腔的滑阀 有文献提出，对如图2所示的不完整的阀腔结构， 稳态液动力的方向趋于使阀口开启。笔者也认为，此看 法是错误的。另外，用该图所画的控制体只能分析流体 对阀体的作用力，根本不能分析对阀芯的作用力，因此 也是不妥的。只有用图5所示的控制体才能分析流体 对阀芯的作用力。 图 2 具有不完整阀腔的滑阀 (1)从压力分布的角度看。 1)如果阀腔内的压力为 0，且没有流动，则液体对 阀芯的作用力 自然为 0。 2)如果 阀腔 内的压力为 P(见图 3)，且没有流动 ， 图3 无流动时阀腔内的压力分布 则液体对阀芯的作用力 F为 ，方向向左，趋于使阀 口开启。这是静压力所致。因为并非流动所致 ，所 以不 是液动力。 3)如果有流动(见图4)，则液体对阀芯的作用力 F 方向还是向左，但小于 ，因为近阀tTl处的压力由于流 动，低于静压力P。如果还是按 计算，就必须加上一 个修正量 ，即 F=pA+ 这个 就是液动力，方向向右，趋于使阀口关闭。 不能直接测出来。 可以测得 ，减去 ，才是 。 可以通过求控制体动量变化的途径估算出来 ， 其数值会与阀腔完整时相同。 图4 有流动时阀腔内的压力分布 (2)从控制体动量变化的角度来看。 取控制体如图 5所示，则该控制体轴向受到两个 力 ： 来 自控制体右面液体的压力 ，来自控制体左面 阀芯固体壁面的力 。 __1 ， j女＆¨ __1 ， ⋯⋯ 图 5 控 制 体 因为截面 1—1处几乎无流动 ．流体动量比截面 2—2 处小得多，所以可以近似为0。设液体密度为P，进入控 制体的流量为 Q，流速为 ，射流角为 。取向右为正 方向，则控制体的力矢量平衡方程式为 pQv2cos 2十 十 =0 因为 =呻A，所以阀芯对控制体的作用力 FE=pA-pQvzcos~2 控制体对 阀芯的反作用力为 一 F~=-pa+pQv2cosa2 式中 ——静压力部分，方向向左； 其中，附加力部分就是液动力，即 液 压 气 动 与 密 封 ／2010年 第 9期 qv2eOSOl~2 液动力与流速U：同向，即向右，趋于使阀口关闭。 2 外流式锥阀 2_1 流体无流动时 图6a为在无流动时的外流式锥阀示意图。阀芯在 进口区实际受到的压力如图 6b所示。 阀芯受到的轴向力 F=pA。 (a) (b) 图 6 无流动时的外流式锥阀 2．2 流体流动时 在有流动时(见图 7a)，阀芯实际受到的压力就不 再处处相等。此时，越接近阀口处，流速越高，从而压 力越低 。图 7b示意性地画出了锥阀在进 口区所受到 的压力。该压力分布被画成了线性的，只是为了作图 简便，并非实际状况，下同。 (a) (b) 图7 外流式锥阀有流动时 图 8a示意了阀芯实际受到的轴向力 F。如果还是 按pA(见图8b)计算，就必须加上一个修正量，也就是 液动力 (见图 8c)，方向向下。 F=pA+ 液动力 可以通过取控制体动量的途径估算。 + (a) (b) (c) 图8 阀芯受到的轴向力 液流在锥阀出口腔的速度压力变化也会给阀芯带 来附加的液动力。如果该腔压力很低，因此带来的液动 力也就相当低 ，就可以忽略。 12 3 内流式锥阀 有文献用取控制体的方法(见图9a)认为，在内流 式时，稳态液动力是向上，趋于使锥阀打开。 文献 1已正确地指出了，稳态液动力的方向是趋 于使锥阀关闭。笔者在此作些补充。 3．1 控制体受力分析 实际上，使用图9a和图9b的控制体都不能直接 地正确计算出阀芯所受到的轴向力，因为这些控制体 所受到的轴向力不仅来自阀芯，也来自阀体的壁面。控 制体轴向动量发生变化是这些力的共同作用，不能单 算在阀芯的账上。 (a) (b) 图 10 控制体与边界面之间的力 图 lOa示意了在有流动时，控制体对各边界壁面 的压力分布状况。图 lOb示意了边界壁面对控制体的 轴向分力。 从图 lOb，轴向力相互抵消后。可以得到控制体受 到的轴向合力 (见图 11)，方向向下。正是这个力造成 了控制体的轴向动量变化。所以，根据图9b的控制体 的动量变化计算出来的就是这个力，而非仅仅是阀芯 对控制体的力。 图 11 控制体受到的轴向合力 Hvdraulics Pneumatics& Seals，NO．9．2010 有文献提出，在出口部分取控制体(见图 12)。用此 控制体可以确定低压区液动力的方向，但不能用来计 算整个阀芯受到的液动力。因为该控制体的动量变化 仅为锥阀芯在低压区部分对控制体的作用。液体流动 在高压区对阀芯的作用未被考虑，应该大得多。 图 l2 锥 闽内流式控制体的另一种取法 3．2 阀芯受力分析 (1)无流动时的阀芯受力。 图 13a所示为无流动时阀芯实际受到的压力 。图 13b中阴影部分示意了上下抵消后阀芯受到的轴向合 力 。也即静压力。 F=pA (a) (b) 图 13 无流动时阀芯受到的压力 (2)有流动时的阀芯受力。 图 14a所示为有流动时阀芯实际受到的压力。图 14b示意了阀芯受到的轴向压力。上下抵消后．阀芯受 到的轴向合力如图 l5所示。扣除无流动时的静压力 (阴影部分)，剩下的即为有流动时的修正部分，即液动 力 ，方向向下 。 lII I - I- 阀 A ／fv ／ 阀 哑 芯 ’ (a) (b) 图 14 有 流动时阀芯受 到的压力 图 15 阀芯受到的轴向合力 以上分析只考虑 了内流式锥阀高压 区处液体对阀 芯的液动力，没有考虑低压区，也即出口区液体对阀芯 的液动力。 如果 出口区压力很低 ，几乎 为大气压 (在很多应用 中如此)，则高流速区液体的压力至多降为绝对压力 零，因此液体对阀芯的附加作用力，也即液动力 ，相对 高压区会低得多 ，可以忽略不计。 但如果出口区压力不是很低，高流速区液体的压 力不会降为绝对压力零，那该部分液体对阀芯作用力 在流动时压力变化的影响就不再能忽略了。 锥形阀芯和锥形 阀座在液压技术中应用很多 ．特 别是在盖板式二通插装阀中，其形式也多种多样。其液 动力的确要比滑阀复杂，其控制体的取法也随锥阀的 形式而变 。德 国巴克教授 自 1964年起就开始领导组织 多个博士生对之进行理论分析和实际测试_5 “1。限于篇 幅，就不在此详细介绍了。 4 液动力在系统中的表现 文献【5】对一个 NG20的二通插装 阀的稳态液动力做 了详尽的研究，用了多个曲线图介绍不同形式的锥阀 的液动力随开口的变化 ，解释了造成曲线出现上升和 下降的原因是实际系统流量和压力的限制。理论计算 与实测作了对比，指出，用动量变化算出的液动力往往 大于实测。 文献[8】对之做了简要介绍。图 16为其中的一个曲 线 图 ／ 旧 t=50 2 ~ m C m2／s 。 Jlll ‰ ⋯ PA 4 仃~．x／mm 图 16 一个 NG20二通插装 阀的液动力曲线 文献【7、l2】中把液压系统简化成如 图 17所示 ，以 滑阀为例 ，对液动力随开口的变化趋势及最大值 的形 成原因做了更直观的解释。 (1)当滑 阀开口很小时(见图 18区域 I)，泵排出的 部分液体通过溢流阀溢出，系统近似一个恒压系统。通 过滑阀开口的流量 Q随开口 而变。 此时，从动量变化式和阀口流量公式导出的液动 力的表达式可写作 13 液 压 气 动 与 密 封 ，2010年 第 9期 F,=Kp~x 系数K由阀13流量系数、阀芯直径、射流角等组 成。液动力大致与开口 成正比。 图 17 液压系统不蒽图 (2)当滑阀开口大到一定程度后 (见图 l8区域 II)，泵排出的液体不再通过溢流阀溢出，系统成为一个 恒流量系统，通过滑阀开口的流量基本保持不变，但流 速随开口增大而减小。液动力可写作 = (pQZcosot)／x 与开口 大致成反比。 图 18 压力流量及稳态液动力随开口的变化 在系统达到最高工作压力，通过阀的流量达到最 大时，稳态液动力达到最大值。 5 实例 以下对稳态液动力在实际系统中的影响作一些初 步估算分析。 假定工作介质为矿物油，密度P为860kg／m 。 5．1 电磁换向阀 图 19为某 NG6三位四通 O型电磁换向阀的示意 图。阀芯直径为 12mm。右端电磁铁得电，推动阀芯往左 移动。开口P—A的遮盖量S 为 1．8mm，开口B—T的遮 盖量s2为 1．5mm。阀芯行程s为 2．8ram。 假定系统最大工作压力为30MPa，工作流量 Q为 60L／min。在一个极端情况下，即无负载，液压油从 A口 流出后立即无损失地进入 B口。则在阀芯行程约为 1．98mm，P—A 开 口为 0．18mm 时 ， 通 流 面 积 为 14 6．8mm2，B—T开口为0．48ram，通流面积约为 18ram ，阀 口流量系数 C取为 0．6时，根据流量压差公式 Ap=(Q／CA) ，2 可以估算出P—A压降约为 26MPa，B—T压降约为 4MPa。此时。液动力达到最大值。按动量变化公式估算， 在阀口P—A约为 46N，在阀口B—T约为 17N。 图 19 一个O型三位四通电磁阀 图2O为电磁阀切换过程中各力的变化情况图。图 中，曲线 口为其电磁铁在 20。C额定电压时的电磁力，b 为 85％额定电压时的电磁力，c为弹簧力，d为根据动 量公式估算的 P—A阀口的液动力，e为 B—T阀口的液 动力。 ＼ ＼ I 、、 、 ＼ ＼ ＼ ＼ d I ＼ ， ) l 3 s／rrr 。 行程 。S 图2O 切换过程中各力的变化情况 电磁阀切换过程中电磁力至少要克服弹簧力和液 动力。从图20看，在这些参数组合的情况下，在液动力 达到最大时．液动力加弹簧力约为 103N，曲线b已是力 不从心了。而弹簧力也不能再小了，否则断电时就不能 克服液动力自行复位了。 从以上分析可以看出： (1)降低液动力对提高电磁滑阀工作能力是至关 重要的。 (2)关键是要降低液动力的最大值。 当然．以上纯粹是理论分析而已，还有很多因素被 忽略了，所以该分析的可信度还要通过实测来验证。 5_2 液控比例节流阀 某 工程 路基工程安全技术交底工程项目施工成本控制工程量增项单年度零星工程技术标正投影法基本原理 机械采用先导手柄控制的液控比例节流滑 阀．阀芯直径为 18mm，静压力相互平衡。假定系统 Hvdraulics Pneumatics& Seals／No．9．2010 最大工作压力为 25MPa。工作流量为 120L／min。在一个 极端情况下，即无负载．液压油从 A口流出后立即无损 失地进入 B口。则在 P—A开 口的流通面积 A为约 20mm ，根据流量压差公式 △p=(Q／CA)2p／2 如果取阀口流量系数 C为 0．6，可估算出P—A压降 约为 12．5MPa。 假设 B—T开口与 P—A开口的遮盖量相同，即两者 同时开启．则总压降约为 25MPa，液动力达到最大值。 而按动量变化公式估算 出的液动力单阀 口为 62N，两个阀口总共约为 124N。折合到直径 18ram的阀 芯端面 ，可知 ，克服液动力所需的先导压差约为 0．5MPa。 尽管通常先导控制阀提供的先导控制压力可以达 到 2．5MPa，克服这个液动力还是可以的。但是，安排得 不好 ．对阀的精微操作性能还是会带来相当影 响的。 5．3 盖板式二通插装 阀 图 21为一个 20通径 ．先导开启 的盖板式二通插 装溢流阀的示意图。如果 阀芯形式如图 16所示 ，最大 液动力达到约 200N，则折合到直径 20mm的端面上的 压力约为 0．6MPa。 ～ ，／ L J f 图 2l 盖 板 式 二 通 捕 装 益 流 如果主弹簧为 0．2MPa，则此时为把阀芯维持在开 启状态所需的压差 p 一P ，也 即溢流阀的调压偏差 ，就会 大于0．8MPa。插装阀阀芯两端面积比的影响尚未计算 进去。 如果采用面积比为 l：1的阀芯，则根据文献}5】，最大 液动力可降低到约 110N，此时该阀的调压偏差就可以 降低到约 0．5MPa。 6 结论 (1)从动力学角度分析 了具有完整阀腔和不完整 阀腔的液压滑阀稳态液动力的基本概念和计算方法， 分析结果表明：稳态液动力总是使阀芯处于关闭。纠正 了某些教材中“不完整的阀腔结构，稳态液动力的方向 趋于使阀口开启”的错误认识。 (2)取得 了外流式锥 阀和 内流式锥阀在静态 和动 态过程中阀芯及控制体的受力分布图。 (3)结合电磁换向阀、液动比例节流阀、二通插装 阀及其液压系统 ，介绍了滑阀、锥阀、插装阀的稳态液 动力对液压阀、液压系统的影响。 (4)液动力最大值都发生在开口很小时，对阀的控 制性能带来相当的影响，在很多场合不可忽视。所以， 如何降低液动力的最大值是值得研究的课题。 参 考 文 献 【l】 李壮云主编．液压元件与系统 (第二版 )【M】．北京 ：机械工业 出 版社 ．2006． [2】 王积伟等．液压传动与控制(第二版)【M]．北京：机械工业出版 社 ．2005． [3] 路甬祥主编．液压气动技术手册【M]．北京：机械工业出版社， 2005． [4】 郁凯元，盛敬超．关于内流式锥阀稳态液动力方向的探讨【JJ． 液压 与气动 ，2006(10)． [5] 路 甬祥．Entwicklung vorgesteuerter Proportionalventile mit 2-Wege—Einbauventil als Stellglied und mit gerateintemer Riickfiihmng[D]．TH Aachen．1981． [6】 吴 根茂，等．新 编实 用电液 比例技术[M]．浙江：浙江 大学 出版 社 ．2006． [7] Pro~ Dr．-Ing．Back6，W． Giundlagen derOlhydraulik，IHP， RWTH Aachen．1988：2—27． 【8】 路 甬祥，胡大舷．电液比例控制技术[M】．北京：机械工业出版 社 ，1988：206—208． [9】 Back6，W．， Rtinnenburger，M—Zur Kl~rung des Verhahens von tiberdruckventilen．Ind．-Anz．86(1964)Nr．98． 【10] Reimer，G—Sthtionares Verhahen von direktwirkenden Druckbegrenzungsventilen in Hochdmckkreisl~iufen der Bergwerksmaschi—nenhydraulik[D]．TH Aachen．1 97 1． [11】 Wobben，G．一D．．Stri~mungskr／ffte an 2-Wege—Einbauventile ．Ind．一Anz．Nr．33．34．1 978． 【1 2] Prof．H．Murrenhoff,Grundlagen der Olhydraulik，IFAS， RWTH Aachen．2001：2l7-219． 15