液壓挖掘機(jī)換向閥微動(dòng)特性的健壯性評(píng)價(jià)

姜濤,夏明杰,王安麟

(同濟(jì)大學(xué)機(jī)械與能源工程學(xué)院, 201804, 上海)

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液壓挖掘機(jī)換向閥微動(dòng)特性的健壯性評(píng)價(jià)

姜濤,夏明杰,王安麟

(同濟(jì)大學(xué)機(jī)械與能源工程學(xué)院, 201804, 上海)

針對(duì)液壓挖掘機(jī)換向閥微動(dòng)性能評(píng)價(jià)問題,提出采用最小敏感流量系數(shù)作為定量化評(píng)價(jià)微動(dòng)性能的方法。在先導(dǎo)壓力與工作流量同步的條件下,以相對(duì)先導(dǎo)壓力的工作流量變化梯度為其微動(dòng)性能評(píng)價(jià)指標(biāo),并在以液壓馬達(dá)表達(dá)工作流量變化的前提下構(gòu)建液壓挖掘機(jī)換向閥微動(dòng)的仿真過程,通過與多路閥動(dòng)態(tài)特性實(shí)驗(yàn)臺(tái)架物理實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)比來驗(yàn)證其仿真的可靠性;以某型號(hào)整機(jī)微動(dòng)性能良好的液壓挖掘機(jī)多路閥回轉(zhuǎn)聯(lián)為對(duì)象,在其微動(dòng)初段敏感度與微動(dòng)末段敏感度之比為7.35的情況下,敏感流量系數(shù)的變化具有健壯性。研究結(jié)果表明,將最小敏感流量系數(shù)作為其微動(dòng)性能評(píng)價(jià)指標(biāo)具有較高的合理性,對(duì)閥芯的結(jié)構(gòu)拓?fù)湫螒B(tài)優(yōu)化設(shè)計(jì)具有實(shí)際意義。

液壓挖掘機(jī)換向閥;微動(dòng)性能;敏感流量系數(shù);多路閥動(dòng)態(tài)實(shí)驗(yàn)臺(tái);健壯性

挖掘機(jī)液壓系統(tǒng)的操作可靠性、準(zhǔn)確性、微動(dòng)性等性能很大程度上取決于液壓主控制閥的性能[1-3]。多路閥控制整機(jī)的大部分執(zhí)行機(jī)構(gòu),實(shí)現(xiàn)不同的工況。對(duì)于滑閥式方向控制閥來說,關(guān)于液壓挖掘機(jī)換向閥微動(dòng)性能的評(píng)價(jià)卻缺乏一個(gè)較為合理和量化的評(píng)價(jià)方法,從而影響了液壓挖掘機(jī)換向閥性能的改善和系列化設(shè)計(jì)。近年來,越來越多的國內(nèi)外學(xué)者采用計(jì)算流體力學(xué)方法分析液壓挖掘機(jī)換向閥的動(dòng)態(tài)性能。文獻(xiàn)[4-8]應(yīng)用CFD軟件研究滑閥局部動(dòng)態(tài)過程的響應(yīng),但此系列研究均未考慮回轉(zhuǎn)聯(lián)液壓挖掘機(jī)換向閥在實(shí)際工作中會(huì)經(jīng)歷一個(gè)死區(qū)而后節(jié)流換向。文獻(xiàn)[9-10]采用以換向過程的響應(yīng)時(shí)間作為微動(dòng)性能評(píng)價(jià)指標(biāo)對(duì)微動(dòng)性能進(jìn)行改善,但其評(píng)價(jià)指標(biāo)并不能囊括整個(gè)過程不同閥芯位移區(qū)段的微動(dòng)性能。

針對(duì)以上分析,本文以某型液壓挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)聯(lián)為例,建立三維有限元模型來模擬挖掘機(jī)用多路閥回轉(zhuǎn)聯(lián)的微動(dòng)調(diào)節(jié)段。設(shè)計(jì)仿真實(shí)驗(yàn)來獲得本研究評(píng)價(jià)微動(dòng)性能方法的關(guān)鍵數(shù)據(jù),關(guān)鍵點(diǎn)的數(shù)據(jù)通過動(dòng)態(tài)特性實(shí)驗(yàn)臺(tái)實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。以某型號(hào)整機(jī)微動(dòng)性能良好的液壓挖掘機(jī)多路閥回轉(zhuǎn)聯(lián)為對(duì)象,研究發(fā)現(xiàn)該型液壓挖掘機(jī)換向閥在微動(dòng)起始階段敏感度較大,在開度為1.76 mm左右時(shí)達(dá)到頂峰;微動(dòng)中間區(qū)段,由于各個(gè)物理量達(dá)到自平衡,敏感度系數(shù)趨于平緩。研究結(jié)果表明,在特定整機(jī)工況下,某型液壓挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)聯(lián)換向閥的微動(dòng)特性具有健壯性,從而驗(yàn)證了最小敏感系數(shù)作為定量化評(píng)價(jià)換向閥微動(dòng)性能的合理性。

1 液壓挖掘機(jī)換向閥及液壓馬達(dá)數(shù)學(xué)模型

本研究以液壓挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)聯(lián)微動(dòng)區(qū)段為例,說明采用最小敏感流量系數(shù)作為定量化評(píng)價(jià)微動(dòng)性能的方法的可行性。

液壓挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)由回轉(zhuǎn)液壓系統(tǒng)和回轉(zhuǎn)裝置組成,回轉(zhuǎn)動(dòng)作時(shí),液壓挖掘機(jī)的司機(jī)室、工作裝置、油箱等隨回轉(zhuǎn)平臺(tái)一起轉(zhuǎn)動(dòng),回轉(zhuǎn)啟動(dòng)時(shí),回轉(zhuǎn)液壓挖掘機(jī)換向閥開啟,液壓系統(tǒng)提供高壓油驅(qū)動(dòng)回轉(zhuǎn)馬達(dá)轉(zhuǎn)動(dòng),馬達(dá)通過回轉(zhuǎn)支撐驅(qū)動(dòng)回轉(zhuǎn)平臺(tái)轉(zhuǎn)動(dòng),再經(jīng)過微動(dòng)調(diào)節(jié)使回轉(zhuǎn)臺(tái)轉(zhuǎn)動(dòng)到理想工作位置。

液壓挖掘機(jī)換向閥在換向過程中,閥芯在軸向上受力包括先導(dǎo)力、液動(dòng)力(瞬態(tài)液動(dòng)力與穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力)、彈簧力、摩擦力、慣性力。液壓挖掘機(jī)換向閥閥芯運(yùn)動(dòng)位移由以上物理量共同影響,而ps作為初始輸入量由駕駛員控制的操作桿決定,表達(dá)式為

x=f(ps,Fflow,Ff,Fm,Fx)

(1)

式中:x為液壓挖掘機(jī)換向閥閥芯運(yùn)動(dòng)位移;ps為先導(dǎo)壓力;Fflow為液動(dòng)力;Ff為摩擦力;Fm為慣性力;Fx為彈簧力。

液壓挖掘機(jī)換向閥的閥口面積取決于閥芯運(yùn)動(dòng)位移,表達(dá)式為

(2)

式中:A(x)為閥口面積;xs為各節(jié)流口開始開啟的相應(yīng)閥芯位移死區(qū)量;函數(shù)ω與節(jié)流槽結(jié)構(gòu)尺寸、位置、特征等相關(guān)。

在節(jié)流口階段,閥口的流量為

QL=CdA(x)(2Δp/ρ)1/2

(3)

式中:Cd為流量系數(shù);Δp為節(jié)流進(jìn)出口壓差;ρ為液壓油密度。

在先導(dǎo)壓力的作用下,液壓挖掘機(jī)換向閥開始移動(dòng),由文獻(xiàn)[11]知液壓馬達(dá)的流量表達(dá)式為

TL=φ(PL,θ,QL)

(4)

式中:θ為馬達(dá)轉(zhuǎn)角;PL為負(fù)載;TL為作用于馬達(dá)軸上的外負(fù)載力矩。表達(dá)式中馬達(dá)轉(zhuǎn)角為定值;PL屬于中間變量;QL為馬達(dá)啟動(dòng)工作時(shí)的最初輸入量,它的變化會(huì)直接影響中間變量,最終使馬達(dá)軸上的外負(fù)載力矩產(chǎn)生變化,在這個(gè)小響應(yīng)面函數(shù)中外負(fù)載力矩受流量激勵(lì)而做出反饋。

由式(4)知,外負(fù)載力矩TL對(duì)QL最為敏感;再根據(jù)式(1)、式(2)、式(3)知,工作口流量QL由先導(dǎo)壓力ps決定。ps作為整個(gè)系統(tǒng)的初始輸入量,流量作為構(gòu)建液壓挖掘機(jī)換向閥模型與液壓馬達(dá)模型的關(guān)鍵參量,構(gòu)成以先導(dǎo)壓力為輸入量、工作流量為輸出量的響應(yīng)面函數(shù)。這個(gè)函數(shù)表征了液壓挖掘機(jī)換向閥處于動(dòng)態(tài)過程的響應(yīng)關(guān)系,微動(dòng)過程作為動(dòng)態(tài)過程的無窮細(xì)化,取相對(duì)先導(dǎo)壓力的工作流量變化梯度作為微動(dòng)性能評(píng)價(jià)方法,表達(dá)式為

λ=?q/?p

(5)

其輸出特征量為本研究所需最小流量梯度,故稱其為最小敏感流量系數(shù)。

2 液壓挖掘機(jī)換向閥微動(dòng)性能仿真

2.1 液壓挖掘機(jī)換向閥模型

液壓挖掘機(jī)換向閥結(jié)構(gòu)如圖1所示,其中包括閥體、閥芯、進(jìn)油口P、工作口A、工作口B、回油口T、U形槽等;P口與液壓泵相連,A、B口與執(zhí)行機(jī)構(gòu)(如液壓缸或液壓馬達(dá))連接。

如圖1所示,液壓挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)聯(lián)換向閥可實(shí)現(xiàn)P→A,B→T或P→B,A→T的過程;當(dāng)閥芯處于中位時(shí),液壓油直接從P通過中央旁通油路回油箱T(P→T);當(dāng)液壓挖掘機(jī)換向閥左位工作時(shí),液壓油頂開單向閥從主進(jìn)油口流向工作口A,由A流向工作液壓缸,此時(shí)P→B切斷,B口直接流回油箱(P→A,A→B,B→T);當(dāng)液壓挖掘機(jī)換向閥右位工作時(shí),液壓油繼續(xù)頂開單向閥從主進(jìn)油口流向工作口B,由B流向工作液壓缸,P→A切斷,A口直接流回油箱(P→B,B→A,A→T)。液壓挖掘機(jī)換向閥的微動(dòng)調(diào)節(jié)區(qū)段為液壓挖掘機(jī)換向閥由中位(P→T)換到工作位(P→A或P→B)。微調(diào)區(qū)段受先導(dǎo)力及彈簧力外部力,由于4個(gè)腔開啟和關(guān)閉過程一致,故本文選取P→B腔作為研究對(duì)象[12],高壓油頂開單向閥后,剛開始直接從中路流回油箱,當(dāng)閥口打開后,油液分兩路,一路從中位回油,另一路從B口流出供給執(zhí)行機(jī)構(gòu),隨著閥芯往左運(yùn)動(dòng)至某一位置時(shí),中路關(guān)閉,油液只從B口流出。

圖1 液壓挖掘機(jī)換向閥結(jié)構(gòu)圖

2.2 邊界條件

流體與壁面接觸的邊界為靜止壁面,進(jìn)出口邊界條件分別為流量和出口壓力。計(jì)算過程的流體狀態(tài)設(shè)置為:①流體為牛頓流體,不可壓縮;②液壓油密度為890 kg/m3,動(dòng)力黏度為0.036 N·s/m2,體積模量為700 MPa;③流動(dòng)狀態(tài)為湍流,采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型;④彈簧剛度k為117 000 N/m。

2.3 微動(dòng)段仿真

回轉(zhuǎn)聯(lián)的流體網(wǎng)格模型如圖2所示,為獲得較好的計(jì)算收斂性,采用Minimum Cell Size尺寸為0.001 m劃分網(wǎng)格,模型單元數(shù)為1 021 676個(gè),節(jié)點(diǎn)數(shù)為1 184 363個(gè),圖中閥口B為加載口,閥口A在換向過程中未工作,P口為多路閥進(jìn)油口,T為回油口。

圖2 回轉(zhuǎn)聯(lián)換向閥三維流體網(wǎng)格模型

經(jīng)研究發(fā)現(xiàn),在微動(dòng)初段工作口流量隨先導(dǎo)壓力的變化較復(fù)雜,末段的變化較簡單,現(xiàn)設(shè)計(jì)仿真先導(dǎo)壓力值為0.5、0.525、0.55、0.575、0.6、0.7、0.8、0.9及1.0 MPa,出口壓力設(shè)恒定壓力為23.5 MPa,P口流量設(shè)恒定流量為150 L/min。

由仿真獲得在不同先導(dǎo)壓力下的閥芯行程圖,如圖3所示。

圖3 不同先導(dǎo)壓力下的閥芯行程圖

由圖3可見,閥芯在先導(dǎo)壓力為0.5～1.0 MPa之間時(shí),閥口經(jīng)歷整個(gè)微調(diào)區(qū)段,其中有3 mm的死區(qū),最大行程為9 mm,閥芯在運(yùn)動(dòng)到最大行程后由于彈簧力較大使其趨于關(guān)閉,所以圖中行程曲線后半段有下降的趨勢(shì)。通過獲取在不同先導(dǎo)壓力下閥芯最大行程時(shí)所對(duì)應(yīng)的工作口流量值,得到相對(duì)先導(dǎo)壓力的工作流量變化梯度。解析模型中腔外流體與腔內(nèi)流體設(shè)置滑移網(wǎng)格,三維動(dòng)態(tài)過程的流場(chǎng)如圖4所示。由壓力云圖可見,工作口與入口已經(jīng)完全連通,故壓力變化平緩,節(jié)流口處并沒有壓力突變;由速度云圖可見,速度在該處的變化較大,且大的速度集中在節(jié)流口處。

(a)壓力云圖

(b)速度云圖圖4 先導(dǎo)壓力為1 MPa、閥口開度為2 mm時(shí)的壓力及速度云圖

3 微動(dòng)性能實(shí)驗(yàn)及分析

3.1 實(shí)驗(yàn)設(shè)計(jì)

為獲得與仿真同等條件下的實(shí)驗(yàn)值,采用可模擬挖掘機(jī)實(shí)際工況的實(shí)驗(yàn)臺(tái)。液壓元器件動(dòng)態(tài)特性綜合實(shí)驗(yàn)臺(tái)是本研究所采用的實(shí)驗(yàn)臺(tái)架,其主要包括被試閥及邏輯控制模塊,如圖5所示。被試閥管路接口如圖5b所示,上端3個(gè)口中,2個(gè)較小的管為進(jìn)油管,分P1、P2兩路進(jìn)油先導(dǎo)壓力為1 MPa、(做單聯(lián)實(shí)驗(yàn)時(shí)一般只需一個(gè)口進(jìn)油),較大的管為回油管;被試閥左端為工作口A、B;前端及背面為先導(dǎo)口,控制閥芯開啟和關(guān)閉。

實(shí)驗(yàn)臺(tái)原理如圖6所示,其包括主泵、多路閥回轉(zhuǎn)聯(lián)、加載模塊、先導(dǎo)控制、回油測(cè)試等模塊。先導(dǎo)控制系統(tǒng)由先導(dǎo)泵與先導(dǎo)閥組成,先導(dǎo)泵為先導(dǎo)閥提供壓力,其最高壓力由溢流閥調(diào)定,通過減壓閥調(diào)節(jié)先導(dǎo)壓力大小;主泵提供油源,回轉(zhuǎn)聯(lián)與加載閥相連;安裝在油路中的流量計(jì)可以實(shí)時(shí)采集泵出口流量、閥出口流量以及回油流量。實(shí)驗(yàn)臺(tái)模擬回轉(zhuǎn)系統(tǒng)加載的模塊如圖中虛線框中所示,采用比例溢流閥、伺服方向閥模擬回轉(zhuǎn)工況,伺服方向閥可調(diào)節(jié)溢流閥的背壓,溢流閥則模擬回轉(zhuǎn)系統(tǒng)的回轉(zhuǎn)溢流閥。

(a)被試閥

(b)邏輯控制模塊圖5 被試閥與邏輯控制模塊

圖6 回轉(zhuǎn)聯(lián)測(cè)試原理圖

本研究中的加載壓力值采用比例溢流閥來模擬加載。實(shí)驗(yàn)臺(tái)在多路閥閥口安裝有流量與壓力傳感器,實(shí)時(shí)采集流量與壓力數(shù)據(jù),并且實(shí)驗(yàn)臺(tái)采用計(jì)算機(jī)Labview軟件實(shí)現(xiàn)自動(dòng)化控制。

根據(jù)已有條件設(shè)計(jì)實(shí)驗(yàn):系統(tǒng)壓力為30 MPa,流量以及加載壓力同2.1節(jié)仿真邊界條件設(shè)置,實(shí)驗(yàn)過程油溫為40 ℃左右,表中電信號(hào)是計(jì)算機(jī)輸入信號(hào),經(jīng)過標(biāo)定其變化與先導(dǎo)壓力值基本成線性。換向仿真在微動(dòng)初段時(shí)先導(dǎo)壓力設(shè)計(jì)梯度較小,而實(shí)驗(yàn)由于受環(huán)境、系統(tǒng)等條件的影響很難在此微小變化下得到精確值,為驗(yàn)證同等條件下關(guān)鍵點(diǎn)的仿真準(zhǔn)確性,設(shè)計(jì)微動(dòng)換向?qū)嶒?yàn),其先導(dǎo)壓力分別為0.5、1.0 MPa,溫度為40 ℃左右,先導(dǎo)變化梯度為0.5 MPa,基本驗(yàn)證微動(dòng)段仿真初值及終值設(shè)置的正確性。

3.2 結(jié)果分析

表1為設(shè)計(jì)先導(dǎo)壓力值下的實(shí)驗(yàn)值及仿真值,仿真與實(shí)驗(yàn)基本接近,為仿真結(jié)果及結(jié)果分析的正確性提供了一定的依據(jù)。從這兩個(gè)關(guān)鍵點(diǎn)可以發(fā)現(xiàn),實(shí)驗(yàn)出口流量值在相同先導(dǎo)壓力下較仿真值要大,主要原因是由于管道流量損失造成,兩者的平均相對(duì)誤差為8.38%,表達(dá)式為

eaver=(|enum1|+|enum2|)/2

(6)

一般情況下,司機(jī)在微調(diào)手柄時(shí)希望在較大手柄動(dòng)作下工作口的流量變化較小,從而使工作裝置的動(dòng)作幅度減小,此時(shí)流量對(duì)先導(dǎo)壓力敏感度降低,操作者對(duì)機(jī)構(gòu)的定位更加準(zhǔn)確,工作裝置的微動(dòng)性較好。如果相對(duì)先導(dǎo)壓力的工作流量變化梯度基本不變,那么司機(jī)在手柄微調(diào)操作時(shí)就相對(duì)輕松很多,故不同開度下敏感度趨于平緩是微動(dòng)性能最理想的狀態(tài)。

表1 不同先導(dǎo)壓力下工作口流量

仿真的回轉(zhuǎn)聯(lián)流量、閥口開度與先導(dǎo)壓力的關(guān)系如圖7所示,先導(dǎo)壓力范圍在0.5～0.575 MPa與0.6～1.0 MPa范圍內(nèi)時(shí),流量上升趨勢(shì)基本一致,在先導(dǎo)壓力從0.575 MPa過渡到0.6 MPa時(shí),流量會(huì)有一個(gè)較大的跳躍。在此區(qū)間閥口面積恰有一個(gè)突變點(diǎn),該點(diǎn)閥口面積突然增大,故流量會(huì)產(chǎn)生跳躍。司機(jī)操作手柄經(jīng)過此點(diǎn)時(shí),較其他點(diǎn)稍微靈敏一些。

以往的微動(dòng)性能評(píng)價(jià)僅參考?jí)毫蛄髁颗c閥芯行程變化關(guān)系,沒有提供一個(gè)量化的微動(dòng)性能評(píng)價(jià)方法,而本研究在以液壓馬達(dá)表達(dá)工作流量變化的前提下構(gòu)建液壓挖掘機(jī)換向閥微動(dòng)的仿真過程。某型液壓挖掘機(jī)多路閥回轉(zhuǎn)聯(lián)的敏感度與閥口開度曲線關(guān)系如圖8所示。由圖可見,在微動(dòng)調(diào)節(jié)初始階段敏感度較大,因?yàn)樵谶@個(gè)階段閥口剛剛打開,受到液壓沖擊以及液動(dòng)力影響最為劇烈;在開度為1.76 mm左右時(shí)達(dá)到頂峰,因?yàn)樵谠撎庨y口面積恰有一個(gè)突變點(diǎn),閥口結(jié)構(gòu)造成敏感度突變;越過該突變點(diǎn),敏感度減小;隨著開度的慢慢變大,由于各個(gè)物理量達(dá)到自平衡,敏感度趨于平緩。在微動(dòng)初段敏感度與微動(dòng)末段敏感度之比為7.35的情況下,敏感流量系數(shù)的變化具有健壯性,可為液壓挖掘機(jī)換向閥的微動(dòng)性能評(píng)價(jià)提供量化指標(biāo)。

圖8 回轉(zhuǎn)聯(lián)敏感系數(shù)與閥口開度關(guān)系圖

4 結(jié) 論

本文針對(duì)液壓挖掘機(jī)換向閥微動(dòng)性能評(píng)價(jià)問題,取得如下研究成果:在以液壓馬達(dá)表達(dá)工作流量變化的前提下構(gòu)建液壓挖掘機(jī)換向閥微動(dòng)的仿真過程,提出了采用最小敏感流量系數(shù)作為定量評(píng)價(jià)微動(dòng)性能的方法,并設(shè)計(jì)動(dòng)態(tài)特性實(shí)驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行實(shí)驗(yàn)仿真,獲得本研究評(píng)價(jià)微動(dòng)性能方法的關(guān)鍵數(shù)據(jù),以關(guān)鍵點(diǎn)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)為基準(zhǔn),在一定程度上驗(yàn)證了仿真結(jié)果的可靠性?；谀承吞?hào)整機(jī)微動(dòng)性能良好的液壓挖掘機(jī)多路閥回轉(zhuǎn)聯(lián)的敏感流量分析,揭示了在某特定工況下液壓挖掘機(jī)換向閥的微動(dòng)性能表現(xiàn)。該評(píng)價(jià)方法可定量評(píng)價(jià)換向閥的微動(dòng)性能,對(duì)閥芯的結(jié)構(gòu)拓?fù)湫螒B(tài)優(yōu)化設(shè)計(jì)具有實(shí)際意義。

[1] OWCZAREK P, RYBARCZYK D, GOSLINSKI J, et al. The high-resolution camera in estimation of the position of the hydraulic valve spool [J]. Advances in Intelligent Systems and Computing, 2014, 267: 623-630.

[2] CRISTOFORI D, VAOCA A. Modeling hydraulic actuator mechanical dynamics from pressure measured at control valve ports [J]. Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers, 2015, 51(2): 1837-1844.

[3] AMIRANTE R, CATALANO L A, TAMBURRANO P. The importance of a full 3D fluid dynamic analysis to evaluate the flow forces in a hydraulic directional proportional valve [J]. Engineering Computations, 2014, 31(5): 898-922.

[4] 趙蕾, 陳青, 權(quán)龍. 閥芯運(yùn)動(dòng)狀態(tài)滑閥內(nèi)部流場(chǎng)的可視化分析 [J]. 農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào), 2008, 39(11): 142-145. ZHAO Lei, CHEN Qing, QUAN Long. Visualization analysis of the flow field in a moving spool valve [J]. Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery, 2008, 39(11): 142-145.

[5] 王戈, 韓偉實(shí), 孟現(xiàn)珂, 等. 對(duì)沖式止回閥局部流動(dòng)特性仿真模擬 [J]. 原子能科學(xué)技術(shù), 2013, 47(7): 1206-1211. WANG Ge, HAN Weishi, MENG Xianke, et al. Numerical simulation of local flow characteristics of contra-push check valve [J]. Atomic Energy Science and Technology, 2013, 47(7): 1206-1211.

[6] 朱鈺. 液控液壓挖掘機(jī)換向閥內(nèi)流場(chǎng)及動(dòng)態(tài)特性的數(shù)值模擬 [J]. 哈爾濱工業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào), 2012, 44(5): 133-139. ZHU Yu. Numerical simulation of flow field and dynamic characteristics of pilot operated directional valve [J]. Journal of Harbin Institute of Technology, 2012, 44(5): 133-139.

[7] DASGUPTA K, KARMAKAR R. Modelling and dynamics of single-stage pressure relief valve with directional damping [J]. Simulation Modelling Practice and Theory, 2002, 10: 51-67.

[8] DASGUPTA K, WATTON J. Dynamic analysis of proportional solenoid controlled piloted relief valve by Bondgraph [J]. Simulation Modelling Practice and Theory, 2005, 13: 21-38.

[9] 戴鵬, 龔進(jìn), 朱振新, 等. 卷揚(yáng)用制動(dòng)閥平衡回路微動(dòng)性能研究 [J]. 計(jì)算機(jī)仿真, 2014, 31(5): 255-259. DAI Peng, GONG Jin, ZHU Zhenxin, et al. Research on micro motion performance of balancing loop with counterbalance in winch [J]. Computer Simulation, 2014, 31(5): 255-259.

[10]李勝民, 柳瓊璞, 楊耀祥, 等. 液壓平衡閥微動(dòng)性能實(shí)驗(yàn)與仿真研究 [J]. 液壓與氣動(dòng), 2013(2): 47-50. LI Shengmin, LIU Qiongpu, YANG Yaoxiang, et al. Experimention and simulation on the jiggling capability of hydraulic counterbalance valve [J]. Chinese Hydraulics and Pneumatics. 2013(2): 47-50.

[11]劉鋒. 中型液壓挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)工作性能的研究 [D]. 長沙: 中南大學(xué), 2011.

[12]王安麟, 吳小鋒, 周成林, 等. 基于CFD的液壓滑閥多學(xué)科優(yōu)化設(shè)計(jì) [J]. 上海交通大學(xué)學(xué)報(bào), 2010, 44(12): 1767-1772. WANG Anlin, WU Xiaofeng, ZHOU Chenglin, et al. Multidisciplinary optimization of a hydraulic slide valve based on CFD [J]. Journal of Shanghai Jiaotong University, 2010, 44(12): 1767-1772.

(編輯 武紅江)

A Robust Evaluation Method of Micro Characteristics for Directional Control Valve of Hydraulic Excavators

JIANG Tao,XIA Mingjie,WANG Anlin

(College of Mechanical and Energy Engineering, Tongji University, Shanghai 201804, China)

A micro performance evaluation method is proposed to solve the problem of micro performance evaluation in excavator directional control valves and the method uses the least sensitive flow coefficient as a quantitative evaluation. The working flow rate gradient relative to pilot pressures is used to evaluate the micro performance under the synchronization condition of the pilot pressure and the outlet flow. Then the micro analytical process of directional control valve is built under the premise of working flow rate that is expressed by a hydraulic motor and based on the results of dynamic characteristics test bench for hydraulic components. Comparisons between analytical and experimental results verify the reliability of the simulation. A swing way of a multi-way valve used in hydraulic excavator is taken as a research object, and the results show that the changes of flow coefficient is robust in case that the sensitivity of micro early stage is 7.35 times of the sensitivity of micro last stage.The rationality of the evaluation method is verified. The results show that the proposed method has engineering value to valve’s structural morphology optimization designs.

directional control valve; micro performance; sensitive flow coefficient; multi-way valve dynamic test bed; robustness

2015-08-04。

姜濤(1969—),男,博士,副教授。 基金項(xiàng)目:工業(yè)和信息化部2011年科技成果轉(zhuǎn)化資助項(xiàng)目(財(cái)建〔2011〕30號(hào))。

時(shí)間:2016-01-07

10.7652/xjtuxb201602020

TH137.52

A

0253-987X(2016)02-0118-06

網(wǎng)絡(luò)出版地址:http:∥www.cnki.net/kcms/detail/61.1069.T.20160107.1232.006.html