刘 辉 戈 亮 严 军

1中国舰船研究设计中心，湖北 武汉430064 2海军装备部 装备采购中心，北京100071

船用蝶阀液压控制系统的数值仿真

刘 辉1戈 亮2严 军1

1中国舰船研究设计中心，湖北 武汉430064 2海军装备部 装备采购中心，北京100071

液控蝶阀以其启闭扭矩大、压力损失小和适合用于大中口径管道等特点，在船舶领域得到了广泛应用。基于船舶中某一常用规格的中线对称阀瓣的液控蝶阀，建立该液控蝶阀在实际工况下启闭控制液压系统的数学模型，并进行数值仿真和试验研究。仿真及试验结果表明：液控蝶阀启闭时的转动角速度及其误差受蓄能器排油量、管路压力损失、液压介质的温度以及液控蝶阀的负载影响较大。这一仿真分析及试验结果可为蝶阀液压控制系统中蓄能器总容量和管路通径的选择、液控蝶阀结构型式和规格的确定及其所输送流体运动参数的设计提供依据。

液控蝶阀；启闭控制；转动角速度；数值仿真

1 引言

液控蝶阀以其启闭扭矩大、压力损失小和适合用于大中口径管道等特点，在船舶领域广泛用于对消防水、日用燃油、压载水等流体介质的输送进行控制。液控蝶阀必须通过液压系统向液压执行器提供能源来控制其启闭动作。由于液控蝶阀启闭时其轴上所受的负载扭矩变化较大，加之液压系统的控制方式和油温等因素影响，使得液控蝶阀在启闭过程中其转动角速度发生变化，从而对其启闭时间的确定有很大影响［1］。为了准确监控液控蝶阀的启闭状态，有必要对液控蝶阀在启闭过程中转动角速度的变化规律、转动角速度误差及其影响因素进行深入分析。

2 系统组成及工作原理

如图1所示，蝶阀液压控制系统由变量泵2、压力继电器7、蓄能器8、电磁换向阀9、单向节流阀11和12、液压执行器13及液控蝶阀14等元件组成。通常液控蝶阀从全关到全开的位置所需时间较长（一般为5～70 s），驱动液控蝶阀的液压执行器有效排液量较小，使得各液压执行器所需流量较小（一般为 0.4～1 L／min）。 因此，为了延长液压泵的使用寿命，液压执行器在工作过程中可采用蓄能器供油，蓄能器起着输送能源的作用［2］。

根据液压系统中各管道及元件的压力损失及液控蝶阀输入轴上的负载扭矩，可将系统的工作压力设定为11～14 MPa。当图1中蓄能器8的进口压力低至11 MPa时，压力继电器7发出信号使变量泵2启动向蓄能器供油；当压力上升至14 MPa时，压力继电器发出信号使变量泵停止工作，液压执行器由蓄能器供给压力油。分别调节液压执行器上单向节流阀11或单向节流阀12的通流面积，即可调节液控蝶阀14的启闭速度。

由于液压执行器是由蓄能器供油，当蓄能器的排油量增加时，单向节流阀的进油压力将逐渐下降；此外，液控蝶阀转轴上所受的动水力矩随着启闭角度的变化而变化。因此，当单向节流阀的通流面积调定后，通过单向节流阀的流量也会发生变化，从而导致液控蝶阀的启闭速度出现误差。通常图1中蓄能器的出口（A点）到电磁换向阀的进口（B点）、电磁换向阀的总回油口（C点）到油箱的进油口 （D点），以及电磁换向阀的出／回油口（分别为E点和F点）至液压执行器控制阀组进／回油口（分别为G点和H点）之间的管路较长，管路中油液的压力损失不可忽视，且受环境温度的影响较大，这些因素也会对液控蝶阀的启闭速度及其误差产生重要影响。

3 数学模型的建立

图1中除单向节流阀外，其余液压元件的压力损失相对于管路及单向节流阀的压力损失较小，可忽略不计。因此，图1所示的液压原理可简化为如图2所示的用液阻表示的液压系统原理图。由于液控蝶阀开启和关闭时具有相反的特性，因此，本文只须对液控蝶阀的开启状态进行分析。

图2 用液阻表示的液压系统原理图Fig.2 The hydraulic system principle represented by fluid resistance

3.1 蓄能器数学模型的建立

蓄能器的流量连续性方程为［3］：

式中，q为蓄能器排出液体的流量，m3／s；V为气腔膨胀时蓄能器气腔容积，m3。

由热力学波义耳定律有［4］：

式中，p0为变量泵设定压力下蓄能器气腔压力，Pa；V0为变量泵设定压力下蓄能器气腔容积，m3；n为气体的多变过程指数，由于蓄能器排油时间较长，排油过程可近似为等温过程，取 n＝1。

将式（2）在工作点 p0、V0附近泰勒展开，并略去高次项，根据式（1）有：

3.2 管路及单向节流阀液阻的计算

3.2.1 管路液阻的计算

设图2中AB段和CD段管路的长度和管径相同，分别为l1和d1，这两段管路的流量q、压差Δp1和液阻R1相等；EG段和FH段管路的长度和管径相同，分别为l2和d2，这两段管路的流量q、压差Δp2和液阻R2相等。

那么，AB段和CD段管路的压力损失为［1］：

式中，υ1为AB段和CD段管路内油液的平均流速，m／s；ρ为油液的密度，kg／m3；ξ为管道的局部阻力系数，取ξ＝ 1.5；γ 为油液的运动粘度，m2／s；λ1为AB段和CD段管路的沿程阻力系数，由于各管路的流量小，雷诺数Re1∠2320，管路内油液的流动状态为层流，因此：

式中，n1为AB段或CD段管路内的弯头数。

由式（4）可得AB段和CD段管路的液阻为：

式中，n2为EG段或FH段管路内的弯头数。

3.2.2 单向节流阀液阻的计算

将图2中的单向节流阀3看作可变液阻R3，通过液阻 R3的流量为［5］：

根据式（6），可写出EG段和FH段管路的液阻为：

式中，Cd为单向节流阀的流量系数，取Cd＝0.62；A3为单向节流阀3的通流面积，m2。

根据式（8），单向节流阀的液阻R3为：

3.3 系统压力平衡方程

根据图2可写出系统的压力平衡方程：

如图2所示可计算出液压执行器进口压力p′，则：

3.4 负载扭矩平衡方程及液控蝶阀角速度方程

由于液控蝶阀的启闭速度较慢，其惯性力矩可以忽略，因此，液压执行器负载扭矩平衡方程及液控蝶阀转速方程如式（12）和式（13）所示［1］。

式中，T为液控蝶阀启闭时其轴上所受的负载扭矩，N·m；kT为液压执行器的扭矩放大系数，m；kω为液压执行器角速度放大系数，rad／m；A为液压执行器有效面积，m2。

根据式（13）可计算出经过时间t后，液控蝶阀的转动角度φ的值为：

3.5 液控蝶阀启闭时其轴上所受的负载扭矩

液控蝶阀在启闭过程中，其轴上所受的负载扭矩主要有动水力矩、轴承摩擦力矩、密封力矩和轴封力矩。

3.5.1 动水力矩

对于中线对称阀瓣的液控蝶阀，其动水力矩Td可按式（15）的经验公式计算。

式中，μ（φ）为开度为α角时的动水力矩系数；ξ（φ）为开度为 α 时的阻力系数；ξ（0）为开度为 0°时的阻力系数；υ0为全开时的流速，m／s；H 为计算升压在内的最大静水头，m；D为蝶阀进口通道直径，m；g 为重力加速度，m／s2；ρ为介质密度，kg／m3。式（15）中H按下式计算：

式中，b为阀瓣中心处厚度，mm。

3.5.2 轴承摩擦力矩、密封力矩和轴封力矩

针对某一公称通径D＝100 mm、阀瓣厚度b＝10 mm的液控蝶阀，当管道内流体速度υ＝1 m／s，流体压力p′=2.5×105Pa时，蝶阀的静水力矩Tj=12.31 N·m， 轴承处的摩擦力矩 Tc＝0.046 N·m；密封力矩 Tm=131.45 N·m；轴封力矩 Tφ＝0.104 N·m［6］。

3.5.3 液控蝶阀启闭时其轴上所受的负载扭矩

液控蝶阀启闭时其轴上所受的负载扭矩按下式计算：

式（17）中，当蝶阀完全关闭或完全开启时，Td＝0；当蝶阀在开启或关闭过程中，Tj＝0。

根据式（14）～（17）可得上述液控蝶阀启闭时其轴上所受负载扭矩的拟合曲线，如图3所示。由图3可见，当液控蝶阀转动角度为70°～80°时，液控蝶阀轴上所受的负载扭矩最大。

图3 某一中线对称阀瓣的液控蝶阀启闭时其轴上所受的负载扭矩Fig.3 The load torque on the axle of hydraulic control butterfly valve with centerline symmetry flap when it opens or closes

4 系统的数值仿真

以上述蝶阀液压控制系统的数学模型为基础，在 Matlab 7.5／Simulink 7.0 下完成仿真建模［7-8］。

液压系统采用水-乙二醇难燃液为工作介质，各参数取值如下：p0=1.4 ×107Pa，V0=2 ×10-2m2，l1=180 m，l2=75 m，d1=0.018 m，d2=0.006 m，n1=35，n2=18，Aj=3 × 10-7m2，kT=1.528 × 10-2m，kω=57.381 × 10-2rad／m，A ＝ 1.962 5 × 10-3m2，ρ＝1 080 kg／m3； 当工作介质的温度分别为 0℃、30℃和50℃时，工作介质的运动粘度γ的值分别为1.642 8 × 10-4m2／s、2.942 3 × 10-5m2／s 和 1.335 2×10-5m2／s。

由式（3）、（5）、（6）、（8）～（13）以及图 3 可得拟合后的仿真曲线如图4～6所示。

图4所示为蓄能器的排油压力p、液压执行器的进口压力p′与液控蝶阀转动角度φ的变化曲线。由图4可见，在液控蝶阀转动过程中，温度变化对蓄能器的排油压力p和液压执行器的进口压力p′的影响极小。随着液控蝶阀旋转角度的增加，蓄能器的排油量增大，导致蓄能器的排油压力p和液压执行器的进口压力p′几乎成比例地下降。

图5所示为工作介质在3种不同的温度下，液控蝶阀的转动角速度ω与其转动角度φ的变化曲线。由图5可见，当工作介质的温度为某一值时，随着液控蝶阀旋转角度的增加，蓄能器的排油量增大，导致蓄能器的排油压力p和液压执行器的进口压力p′下降，通过单向节流阀的流量q也随之下降，因此，当液控蝶阀转动角度φ增大时，其转动角速度ω必然降低。

图5 转动角速度ω与其转动角度φ的变化曲线Fig.5 The change curves between the rotational angular velocity ω and the rotational angular φ

工作介质的温度越高，粘度越小，管路中的压力损失也越小，通过单向节流阀的流量就越大，液控蝶阀的转动角速度也就越大，反之亦然。

图6所示为工作介质在3种不同的温度下，液控蝶阀的开关时间t与其转动角度φ的变化曲线。由图6可见，当工作介质的温度为某一值时，随着液控蝶阀旋转角度的增加，其开关时间也成比例地增加。

工作介质的温度越高，其粘度值越小，通过单向节流阀的流量q越大，液控蝶阀的启闭时间也就越短。

图6 开启时间t与转动角度φ的变化曲线Fig.6 The change curves between the switch time t and the rotational angular φ

5 试验研究

如上所述，当液控蝶阀所输送的流体介质不同以及随着液控蝶阀启闭角度的变化，其输入轴上所受的负载扭矩有较大差异。由于受现有试验条件的限制，难以准确模拟出液控蝶阀输入轴上所受的负载扭矩。为了验证液控蝶阀的控制性能和克服其输入轴上最大负载扭矩的能力，在试验过程中，建立了如图7所示的负载模拟装置。

该负载模拟装置通过缠绕在铰盘4上的钢丝绳3将筒体5两侧的重锤吊起，铰盘的直径以及两只重锤的重量 （根据液控蝶阀输入轴上的最大负载扭矩设定）在传动轴6上产生的扭矩即为所模拟的液控蝶阀输入轴上的最大负载扭矩。

当液压执行器8通过传动轴6带动铰盘4作顺时针方向旋转（从上部往下看）时，铰盘通过钢丝绳带动两重锤作上升运动，模拟液控蝶阀的开启状态；当液压执行器带动铰盘作逆时针方向旋转时，两重锤作下降运动，使液压执行器回程。

试验前，根据图1所示的系统原理建立试验装置。当工作介质的温度分别为30℃和50℃时，测出液控蝶阀从关闭到开启的时间分别为66.3 s和33.1 s。试验结果与图6所示的仿真结果（分别为 63.8 s和 30.5 s）相近。

图7 负载模拟装置Fig.7 The load imitating device

6 结 论

1）由于船用液控蝶阀数量多，且总有一部分处于启闭工作状态，如系统采用恒压源的供油方式，系统中的液压泵将一直处于工作状态，势必造成能量损失过大和液压泵使用寿命缩短。因此，液控蝶阀液压控制系统多采用蓄能器供油的方式；

2）采用蓄能器供油时，随着蓄能器排油量的增加，液控蝶阀的转动角速度降低。为了减小液控蝶阀转动角速度误差，增大液压泵启、停的间隔时间，可采取适当加大蓄能器的总容积和充气压力的措施，以使液控蝶阀转动角速度误差在规定的范围以内；

3）工作介质的温度对液控蝶阀转动角速度的影响很大。温度越低，工作介质的粘度越大，液控蝶阀的转动角速度越低，转动角速度误差也越大，液控蝶阀启闭时间越长。因此，液压介质的温度应保持在30℃～50℃之间，不仅可减小速度误差，还可减小管路的压力损失；

4）通常船用液控蝶阀与蓄能器相连接的管路长，为了减小管路的压力损失，提高液控蝶阀的开关速度，可采取加大管路的通径，保持工作介质的温度在适宜的范围以内等措施；

5）液控蝶阀启闭时其轴上所受负载扭矩的变化受动水力矩的影响较大。液控蝶阀的开启角度为70°～80°时，动水力矩最大，液控蝶阀轴上所受负载扭矩也最大，液控蝶阀的转动角速度受动水力矩的影响而逐渐降低。因此，在选用船用液控蝶阀时，应综合考虑液控蝶阀的结构型式、规格和所控制流体的运动参数，以便尽可能减小液控蝶阀的启闭速度误差。

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Numerical Simulation of Hydraulic Control System for Marine Butterfly Valve

Liu Hui1Ge Liang2Yan Jun1

1 China Ship Development and Design Center，Wuhan Hubei 430064，China 2 Armament Procurement Agency，Naval Armament Department of PLAN，Beijing 100071，China

Hydraulic control butterfly valve is widely used in marine area due to the following features：high torque，low pressure loss and be suitable for medium and large diameter pipeline， etc.In this paper， hydraulic control butterfly valve adopted common centerline symmetry flap， and mathematical model of the switch control hydraulic system for hydraulic control butterfly valve was established.Numerical simulation and experiment results show that： row oil of the accumulator， pipeline pressure loss， temperature of hydraulic medium and the load have great impact on the rotational angular velocity and its error when the hydraulic control valve is opening and closing.The results can be applied to selection of the total capacity of accumulator and pipeline path，and to determination of structure type and specifications for hydraulic control butterfly valve and design of the motion parameters for the fluid transported by the system.

hydraulic control butterfly valve； switch control； rotational angular velocity； numerical simulation

U664.8

A

1673－3185（2012）02－97－05

10.3969/j.issn.1673-3185.2012.02.018

2010-07-14

刘 辉（1971－），男，硕士，高级工程师。研究方向：船舶系统。E-mail：l10925＠163.com

戈 亮（1972－），男，硕士，工程师。研究方向：船舶工程。E-mail：glsl_2001@163.com

刘 辉。

［责任编辑：张智鹏］