0 引言

目前对高速阀门的研究多以电磁阀为对象，然而，一些易燃易爆介质场合（如军工用高压氧气阀门）无法使用电磁阀，此外电磁阀存在大流量和高频响之间的矛盾。使用气动阀进行远距离集中控制或就地控制可解决此类问题，同时还能解决大口径阀门目前存在的能耗较高的问题。

现有蝶阀采用的是弹簧复位拔叉式传动机构，各方面性能均满足使用要求，但因其采用单作用结构，会存在回复弹簧变形问题，并且响应速度很大程度上受气缸性能的影响。为此，本文采用ADAMS仿真技术与实验测试相结合的方法，以自主研发的双向冲击气缸为动力，设计了一种快速开关阀，它不存在回复弹簧变形的问题。

1 双向气动快速开关阀动力学仿真基础

1.1 双向气动快速开关阀动力学方程

双向气动快速开关阀系统的动力学方程可用非自由质点坐标系表示，用拉格朗日乘子算法处理位置约束和运动约束后得到运动微分方程。

对于刚体，采用笛卡儿坐标和欧拉角作为广义坐标，即qi＝（xi，yi，zi，ψi，θi，φi）^T，对于双向快速开关阀动力学系统，有，其动力学微分方程为

    （1）

式中，T为系统动能；q为系统广义坐标系统；为广义速度列阵；Q为广义力列阵；ρ为对应于完整约束的拉氏乘子列阵；u为对应于非完整约束的拉氏乘子列阵；φq（q，t）为完整约束方程；θq·（q，q，t）为非完整约束方程。

令，把式（1）降为一阶代数微分方程组一般形式，即

    （2）

式中，λ为约束反力及作用力列阵；F为系统动力学微分方程及用户定义的微分方程组；Φ为描述约束的代数方程组；G为描述系统速度的方程组。

定义系统的状态矢量y＝（q^T，u^T，λ^T）^T，式（2）可写成单一矩阵方程，即

    （3）

1.2 双向气动快速开关阀仿真算法

双向气动快速开关阀仿真算法采用Gear预估－校正算法，其核心在于对系统状态矢量值进行预测，通过分解系统雅可比矩阵进行求解，反复迭代，若预估结果与校正的差值小于规定误差限，则接受该解，否则重新估计、校正直到满足收敛条件。

2 双向气动快速开关阀结构设计

双向气动快速开关阀设计特点为：启闭时间一致，响应快，流量大，因此快速开关阀由双向冲击气缸、蝶阀和动力转换装置三部分组成。

如图1所示，双向冲击气缸作为执行机构为开关阀提供快速稳定的冲击力与回程力。内置换向阀的双向冲击气缸主要参数见表1。

1.后端盖　2.后端盖进气口　3.后蓄能腔　4.通气管

5.后中盖　6.无杆腔　7.有杆腔　8.活塞杆　9.前中盖

10.前蓄能腔　11.前端盖　12.前导气管　13.前中盖喷口

14.后导气管　15.蓄能腔进气口

图1 双向冲击气缸结构图

表1 双向冲击气缸的主要参数

图2所示为垂直板式硬密封蝶阀，阀门型号为D641－10P，阀板通径为300mm，阀轴直径为50mm，阀板厚度为30mm，密封填料摩擦力矩为140N·m，阀座密封表面层堆焊耐高温耐腐蚀合金材料，密封圈由不锈钢片与柔性石墨片相间层叠组成。

图2 蝶阀结构图

图3所示为气动快速开关阀的动力转换装置，阀轴上端部通过花键水平固定开槽连接件，并通过活塞杆上的固定滑块将气缸冲击力转化为阀门的旋摆运动，依靠传动机构保证密封。由于双向冲击气缸冲击动能过大，并且该快速开关阀不使用弹簧力回复，因此在阀门开启过程中如不采取有效措施，双向冲击气缸就会对快速开关阀的其他部件造成破坏，故在动力转换装置的末端引进一个气动缓冲器。活塞杆在气动缓冲器的作用下减速至零，完成阀门的开启过程，同时消除过大的动能对装置造成的冲击损伤。缓冲器主要参数见表2。

1.气动缓冲器　2.阀轴　3.滑块　4.螺母

5.活塞杆　6.气缸

图3 双向气动快速开关阀结构图

表2 缓冲腔主要参数

3 双向气动快速开关阀实验测试与仿真分析

在使用ADAMS对快速开关阀进行仿真前，需要获取仿真所需双向冲击气缸的参数性能，即冲击气缸位移与速度之间的关系。为此，采用实验测试的方法，通过Hotshot　mega高速相机捕捉气缸位移－速度函数，如图4所示，图中，p为工作气源压力。

图4 冲击气缸位移－速度图

在0.7MPa工作气源压力下，将0.06s内双向冲击气缸活塞杆的运动情况以速度函数的形式输入到ADAMS中。

通过ADAMS对双向气动快速开关阀进行动力学仿真，将蝶阀（图5）的固定约束阀体省略，简化为阀轴，双向冲击气缸仅作为驱动设备，简化为活塞杆。通过ADAMS提供的四种约束将开关阀构件组成一个机构系统，见图6。

图5 垂直板式蝶阀模型

图6 气动快速开关阀简化约束模型

快速开关阀为垂直板式结构，阀板两边受到的水流冲击力相等，相当于在无水流冲击下进行仿真。选取阀轴顶端垂直于动力转换装置的边缘点和滑块顶端圆面中心点为观察点。气动快速开关阀未安装缓冲装置时的动力仿真结果如图7所示。活塞杆的速度、位移曲线表明活塞杆在阀门开启过程中一直加速，在0.01s和0.015s时加速度发生突变，这与动力转换装置的结构有关，活塞杆最大速度达7m/s，最大位移为140mm；阀门在0.005s之后角速度快速上升，在0.03s达到角速度最高值78.5rad/s，并在0.034s时开始下降，阀门开启运动比较平缓；阀轴轴向速度始终不为零，由伯努利方程可知，阀轴转速过快，受到向上的升力。

使用PNJ011－双气室单杆插孔元件来模拟气动缓冲器，在活塞杆的作用下，通过缸体左侧缓冲腔内的气垫来吸收动能，从而达到缓冲的目的。安装缓冲器时需注意，安装位置离活塞杆太近会导致阀门不能完全开启，若太远则缓冲效果不明显，阀轴的部分残余冲击力会直接作用在密封面上，对其造成破坏。所以缓冲器安装位置应计算准确，以保证当开关阀开度最大时，阀板的旋转速度为零并保持不动。阀门运动过程中缓冲器活塞杆应满足

    （4）

式中，ps为缓冲器内部压力；S为缓冲器截面积；F为活塞杆对缓冲器的作用力；ds为缓冲器内部长度；Lx为缓冲器安装位置距动力转换装置左边顶点的距离；l为阀门有效转矩的力臂；M为阀轴有效转矩。

图7 无缓冲器开启过程仿真曲线

缓冲器安装在活塞杆轨迹线的末端，因缓冲器内部长度为30mm，所以双向冲击气缸的活塞杆在位移L为110～140mm范围内的速度取值范围为6.39～7m/s。缓冲器在运动过程中速度随着双向冲击气缸活塞杆速度的减小而减小，因为ds＞L＞0，所以存在一点使得Lx＝L，此时，Lx即缓冲器安装的位置。图8所示缓冲器的位移、速度、压力曲线表明，缓冲器活塞杆速度降为0时，位移最大值为20.5mm，缓冲时间为5ms，即气动缓冲装置的安装位置为活塞杆端部距动力转换装置初始顶点20.5mm处。由缓冲腔压力曲线可知，在开启过程中，内部压力逐渐增大至最大值2.48MPa。经计算，在内部缓冲压力取最大值时，缓冲器对双向冲击气缸活塞杆的反作用力远小于硬密封蝶阀的操作力矩与气源压力之和，即缓冲结束后双向冲击气缸不会回弹。

（a）缓冲器活塞杆的位移－时间、速度－时间曲线

（b）缓冲器内部容腔的压力－时间曲线

图8 气动缓冲器的仿真曲线

气动快速开关阀关闭时间不仅与双向冲击气缸节流孔设计、弹簧垫片缓冲设计有关，而且与气源回程压力和气动缓冲器的反作用力有关。由活塞杆位移曲线可知，123.5mm位移处所对应的时间为0.033s，因此可计算出双向快速开关阀开启时间为0.038s。由图9所示的阀门角度变化曲线可知，阀门关闭时间为0.036s，与阀门开启时间基本一致。

图9 阀轴的角度－时间曲线

4 结论

（1）本文以自主研发的双向冲击气缸为执行机构，根据流量、响应速度、可靠性的要求，设计出内置气动缓冲装置的双向快速开关阀。

（2）在0.7MPa气源压力驱动下，双向气动快速开关阀启闭时间一致，耗时仅为0.038s。

（3）气动缓冲装置的安装位置为活塞杆端部距动力转换装置初始顶点20.5mm处，最大内腔压力达2.48MPa，且缓冲结束后不会导致双向冲击气缸回弹，有效避免了因冲击过快导致的阀板撞击阀座而引起的部件破坏。

（4）阀轴在开关启闭过程中转速过快，受到向上的升力，因此产生轴向175μm的位移，设计阀门时需注意。