雙泵合流系統(tǒng)電-液聯(lián)控合流閥設(shè)計(jì)與試驗(yàn)

李明生 葉 進(jìn) 謝 斌 楊 仕 曾百功 柳 劍

(1.西南大學(xué)工程技術(shù)學(xué)院， 重慶 400700； 2.中國(guó)農(nóng)業(yè)大學(xué)工學(xué)院， 北京 100083)

0 引言

液壓傳動(dòng)技術(shù)以其響應(yīng)速度快、負(fù)載大、能夠?qū)崿F(xiàn)自潤(rùn)滑等優(yōu)點(diǎn)，在農(nóng)業(yè)機(jī)械、工程機(jī)械、航空航天等領(lǐng)域得到了廣泛應(yīng)用。

隨著液壓傳動(dòng)技術(shù)向高壓大流量方向發(fā)展，大功率機(jī)械設(shè)備層出不窮。當(dāng)單一液壓泵無(wú)法滿足設(shè)備液壓流量的需求時(shí)，工程上通常采用雙泵合流技術(shù)來(lái)實(shí)現(xiàn)較大的流量輸出[1-2]。當(dāng)系統(tǒng)需要的流量較小時(shí)，進(jìn)行單液壓泵供油，以降低油耗，提高經(jīng)濟(jì)性；當(dāng)需要大流量時(shí)，將2個(gè)液壓泵的輸出流量同時(shí)供給一個(gè)執(zhí)行機(jī)構(gòu)，以加快動(dòng)作速度，提高效率[3]。雙泵合流技術(shù)除了能夠輸出較大的流量外，在配置等值卸荷閥后，還可以將定量泵進(jìn)行配置，實(shí)現(xiàn)變量節(jié)能[4]。同時(shí)，其對(duì)于改善液壓系統(tǒng)流量脈動(dòng)、提高機(jī)構(gòu)工作效率和動(dòng)作穩(wěn)定性、提高液壓系統(tǒng)脈動(dòng)頻率、降低液壓系統(tǒng)噪聲均具有重要意義[5-6]。

雙泵合流技術(shù)在大功率拖拉機(jī)、起重機(jī)、裝載機(jī)等已經(jīng)逐漸應(yīng)用，不少學(xué)者對(duì)液壓系統(tǒng)進(jìn)行了研究，但是在實(shí)現(xiàn)合流技術(shù)的核心元件——合流閥方面研究甚少[7-10]。目前應(yīng)用的雙泵合流閥控制方式仍以液控開(kāi)關(guān)式為主，控制精度低，穩(wěn)定性差，只能實(shí)現(xiàn)單向合流且無(wú)法實(shí)現(xiàn)自動(dòng)化控制[11]。本文在傳統(tǒng)合流閥基礎(chǔ)上，設(shè)計(jì)一種由電磁閥和換向閥內(nèi)反饋壓力聯(lián)合控制的電-液聯(lián)控合流閥，并進(jìn)行仿真分析和試驗(yàn)驗(yàn)證，以期提升合流系統(tǒng)的油液雙向流動(dòng)和性能。

1 工作原理

電-液聯(lián)控合流閥工作原理如圖1所示。本閥由電磁閥、二位三通液控?fù)Q向閥、壓力選擇梭閥、二位二通液控?fù)Q向閥、溢流閥和阻尼器等組成。電磁閥用于實(shí)現(xiàn)合流功能的外部遠(yuǎn)程控制，二位三通液控?fù)Q向閥、二位二通液控?fù)Q向閥及壓力選擇梭閥用于實(shí)現(xiàn)左右液壓泵輸出油液的雙向合流功能。梭閥6將左側(cè)工作聯(lián)工作油路A1、B1中的最高工作壓力，經(jīng)由LS1油路反饋至合流閥；梭閥7將右側(cè)工作聯(lián)工作油路A2、B2中的最高工作壓力，經(jīng)由LS2油路反饋至合流閥。溢流閥用于限制LS1和LS2油路中的最高壓力。

圖1 電-液聯(lián)控合流閥工作原理Fig.1 Principle of confluence valve1.電磁閥 2.二位三通液控?fù)Q向閥 3、6、7.壓力選擇梭閥 4.阻尼器 5.二位二通液控?fù)Q向閥 8、9.溢流閥

當(dāng)電磁閥通電時(shí)，電磁閥處于右位，P3內(nèi)的高壓油液經(jīng)由電磁閥、壓力選擇梭閥、阻尼器進(jìn)入二位二通液控?fù)Q向閥上部無(wú)彈簧腔，二位二通液控?fù)Q向閥在P3高壓作用下克服彈簧力處于上位，P1與P2斷開(kāi)，兩泵單獨(dú)向左、右工作聯(lián)供油。

當(dāng)電磁閥斷電時(shí)，電磁閥處于左位，梭閥左側(cè)通過(guò)電磁閥接回油箱，油液壓力為零。當(dāng)左、右兩側(cè)工作聯(lián)均處于中位不工作時(shí)，LS1、LS2反饋壓力為零，二位三通液控?fù)Q向閥在彈簧力作用下處于左位，梭閥右側(cè)通過(guò)二位三通液控?fù)Q向閥接回油箱，梭閥輸出壓力為零，二位二通液控?fù)Q向閥在彈簧力作用下處于下位，P1與P2接通，合流閥合流。當(dāng)左側(cè)工作聯(lián)工作，右側(cè)工作聯(lián)不工作時(shí)，LS1反饋?zhàn)髠?cè)工作聯(lián)工作壓力進(jìn)入二位三通液控?fù)Q向閥，由于LS2壓力仍為零，因此二位三通液控?fù)Q向閥在彈簧力作用下仍處于左位，梭閥右側(cè)與油箱接通，輸出壓力為零，二位二通液控?fù)Q向閥在彈簧力作用下處于下位，P2中的油液進(jìn)入P1，雙泵同時(shí)向左側(cè)工作聯(lián)供油。左側(cè)工作聯(lián)不工作，右側(cè)工作聯(lián)工作時(shí)，LS2反饋右側(cè)工作聯(lián)工作壓力，LS1壓力為零。二位三通液控?fù)Q向閥在LS2作用下克服彈簧力處于右位，此時(shí)梭閥右側(cè)通過(guò)二位三通液控?fù)Q向閥與LS1接通，由于LS1壓力為零，因此梭閥輸出壓力為零，二位二通液控?fù)Q向閥在彈簧力作用下處于下位，P1中的油液進(jìn)入P2，雙泵同時(shí)向右側(cè)工作聯(lián)供油。當(dāng)左、右兩側(cè)工作聯(lián)均工作時(shí)，LS1、LS2均建立壓力，二位三通液控?fù)Q向閥在LS2作用下克服彈簧力處于右位，此時(shí)梭閥右側(cè)通過(guò)二位三通液控?fù)Q向閥與LS1接通，由于LS1壓力為高壓，因此梭閥輸出高壓，二位二通液控?fù)Q向閥在該壓力作用下克服彈簧力處于上位，P1與P2斷開(kāi)，兩泵單獨(dú)向左、右工作聯(lián)供油。

通過(guò)電磁閥和工作聯(lián)內(nèi)的反饋壓力聯(lián)合控制合流閥：當(dāng)電磁閥通電時(shí)，合流閥的開(kāi)閉不受工作聯(lián)內(nèi)反饋壓力影響，完全受電磁閥控制，實(shí)現(xiàn)合流功能的遠(yuǎn)程控制；當(dāng)電磁閥斷電時(shí)，合流閥的開(kāi)閉由工作聯(lián)內(nèi)反饋壓力LS1、LS2控制，根據(jù)左、右兩側(cè)工作聯(lián)的工作狀態(tài)實(shí)現(xiàn)分、合流自適應(yīng)控制。當(dāng)只有一側(cè)工作聯(lián)工作時(shí)，合流閥合流，油液能夠在P1和P2之間雙向流動(dòng)，使流量調(diào)速區(qū)間更大，執(zhí)行機(jī)構(gòu)動(dòng)作更迅速；當(dāng)兩側(cè)工作聯(lián)同時(shí)工作時(shí)，合流閥關(guān)閉，避免干涉。

2 設(shè)計(jì)與計(jì)算

根據(jù)電-液合流閥工作原理設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)如圖2所示。本閥由閥體、電磁閥、二位三通液控?fù)Q向閥、壓力選擇梭閥、二位二通液控?fù)Q向閥和阻尼器等組成。其中二位二通液控?fù)Q向閥為直動(dòng)式滑閥結(jié)構(gòu)，電磁閥、二位三通液控?fù)Q向閥、壓力選擇梭閥為螺紋插裝式結(jié)構(gòu)，閥體為片式結(jié)構(gòu)，可以實(shí)現(xiàn)模塊化裝配，便于加工和維修。設(shè)計(jì)最高通流流量Qg為5.83×10-3m3/s，最高壓力pmax為31.5 MPa。

圖2 電-液聯(lián)控合流閥結(jié)構(gòu)Fig.2 Structure of confluence valve1.電磁閥 2.二位三通液控?fù)Q向閥 3.壓力選擇梭閥 4.阻尼器 5.二位二通液控?fù)Q向閥

2.1 合流閥尺寸參數(shù)計(jì)算

合流閥閥芯大徑D和小徑d的計(jì)算公式為

(1)

根據(jù)多路閥的制造工藝性和使用的方便性，合流閥閥芯的直徑確定為D=25 mm，d=10 mm。

為使閥口在最大開(kāi)口δmax，油液經(jīng)過(guò)閥口不產(chǎn)生擴(kuò)散損失，應(yīng)使最大通流面積Amax不大于閥芯與閥體間環(huán)形截面積，即

(2)

在不考慮流體在流動(dòng)過(guò)程中加速的影響和間隙流道的形狀改變及間隙彎曲等的情況下，合流閥閥芯與閥體孔的兩圓柱間隙泄漏量計(jì)算公式為

(3)

式中QL——泄漏量，m3/s

h——閥芯與閥孔半徑縫隙，為1.0×10-5m

l——閥芯關(guān)閉時(shí)節(jié)流口正遮蓋量，m

μ——流體動(dòng)力粘度，為4.14×10-2Pa·s

Δp——縫隙兩端流體壓力差，為31.5 MPa

根據(jù)JB/T 8729—2013《液壓多路換向閥》規(guī)定，公稱壓力大于31.5 MPa，公稱通徑為25 mm時(shí)，中立位置內(nèi)泄漏量不得超過(guò)4.67×10-6m3/s，計(jì)算可得l≥10.7 mm，確定合流閥正遮蓋量l=2 mm。

在閥芯開(kāi)口處設(shè)計(jì)過(guò)渡節(jié)流槽以提高流量穩(wěn)定性，確定換向閥最大開(kāi)口量δmax為4 mm，過(guò)渡節(jié)流槽長(zhǎng)度l1為5.5 mm。由此確定閥芯行程S為

S=δmax+l+l1=11.5 mm

(4)

為了避免誤動(dòng)作，合流閥應(yīng)該在兩端壓差px1=0.5 MPa時(shí)開(kāi)始動(dòng)作；液壓外控壓力一般為1.5 MPa，為保證電液聯(lián)控的準(zhǔn)確性，當(dāng)合流閥閥芯兩端壓差達(dá)到px2=1.5 MPa時(shí)，閥口應(yīng)完全開(kāi)啟。由此可得比例換向閥的閥芯力平衡方程為

(5)

計(jì)算可得比例換向閥彈簧預(yù)壓縮量x0為5.75 mm，彈簧剛度K為42.6 kN/m。

根據(jù)JB/T 3338.2—93《液壓件圓柱螺旋壓縮彈簧設(shè)計(jì)計(jì)算》，計(jì)算并確定比例換向閥彈簧參數(shù)如表1所示。

表1 電-液聯(lián)控合流閥彈簧參數(shù)Tab.1 Spring parameters of confluence valve

2.2 合流閥閥芯節(jié)流槽設(shè)計(jì)

為滿足系統(tǒng)動(dòng)作穩(wěn)定性，需要設(shè)計(jì)過(guò)渡節(jié)流槽[12]。直動(dòng)式滑閥常用的節(jié)流口型式有銑割槽式、錐式、三角槽式、半圓式(D型槽)和半圓矩形式(U型槽)，根據(jù)文獻(xiàn)[13-15]分析的各節(jié)流槽的特性，選擇U型槽，其為圓柱立銑刀沿著閥芯軸線方向旋轉(zhuǎn)切割閥芯凸肩形成，由矩形和半圓形槽組成[16-17]。設(shè)計(jì)的合流閥節(jié)流槽如圖3所示。

圖3 電-液聯(lián)控合流閥節(jié)流槽Fig.3 Electric-hydraulic confluence valve throttle

在合流閥閥芯圓周面上設(shè)計(jì)3種U型節(jié)流槽，每種2組。各組節(jié)流槽交叉均布以降低閥芯不平衡力造成閥芯卡滯。3種節(jié)流槽設(shè)計(jì)參數(shù)見(jiàn)表2。

表2 電-液聯(lián)控合流閥閥芯節(jié)流槽設(shè)計(jì)參數(shù)Tab.2 Valve spool throttle parameters

根據(jù)節(jié)流槽通流面積計(jì)算方法[18-20]，在Matlab中建立合流閥節(jié)流槽通流面積隨閥芯位移變化數(shù)學(xué)模型，如圖4所示。通過(guò)計(jì)算仿真得到閥芯位移-通流面積曲線如圖5所示。由圖5可知，閥芯總行程為11.5 mm，其中，0～2 mm為正遮蓋區(qū)，即封油區(qū)，通流面積為0；2～7.5 mm為調(diào)速區(qū)，通流面積為0～1.2×10-4m2；7.5～11.5 mm為快速增益區(qū)，通流面積為1.2×10-4～4.3×10-4m2。

圖4 合流閥節(jié)流槽通流面積計(jì)算模型Fig.4 Electric-hydraulic confluence valve model

圖5 合流閥通流面積隨閥芯位移變化曲線Fig.5 Changing curves of flow area with spool displacement

3 AMESim模型設(shè)計(jì)與仿真

3.1 AMESim模型

在AMESim[21-22]中建立合流閥模型，如圖6所示。該模型由合流閥彈簧腔、無(wú)桿腔、復(fù)位彈簧、質(zhì)量模塊、節(jié)流槽、壓力油源、恒流油源、油液壓力傳感器等構(gòu)成。合流閥進(jìn)油口的壓力作用在合流閥無(wú)彈簧腔，使閥芯向右運(yùn)動(dòng)，負(fù)載反饋壓力作用在彈簧腔的力、彈簧力、閥芯運(yùn)動(dòng)的阻尼力構(gòu)成阻礙閥芯運(yùn)動(dòng)的阻力。壓力油源控制閥芯運(yùn)動(dòng)，恒流油源為系統(tǒng)提供流量。模型主要參數(shù)如表3所示。

圖6 合流閥AMESim模型Fig.6 AMESim model of confluence valve

參數(shù)數(shù)值油液密度/(kg·m-3)845.5油液絕對(duì)黏度/(MPa·s)20.76油液體積模量/MPa1700油液溫度/℃20合流閥閥芯組件運(yùn)動(dòng)質(zhì)量/kg0.135運(yùn)動(dòng)阻尼系數(shù)/(N·s·m-1)17.5無(wú)彈簧腔初始長(zhǎng)度/mm5有彈簧腔初始長(zhǎng)度/mm20溢流閥開(kāi)啟壓力/MPa1.0

3.2 仿真驗(yàn)證與分析

根據(jù)實(shí)際應(yīng)用情況，設(shè)置恒流源流量為5.83×10-3m3/s，彈簧腔油液壓力設(shè)為零，調(diào)節(jié)無(wú)彈簧腔油液控制壓力在0～2.0 MPa之間變化，得到合流閥流量隨控制壓力變化曲線，如圖7所示，合流閥流量及壓力損失隨閥芯位移變化曲線如圖8所示。

由圖7可知，在0～0.75 MPa的控制壓力區(qū)間內(nèi)，由于合流閥尚未打開(kāi)，通過(guò)流量為零；0.75～1.25 MPa控制壓力區(qū)間為調(diào)速區(qū)，流量在0～4.0×10-3m3/s穩(wěn)定上升；1.25～1.75 MPa控制壓力區(qū)間為快速增益區(qū)，流量在4.0×10-3～5.83×10-3m3/s快速上升；1.75～2.0 MPa控制壓力區(qū)間為流量飽和區(qū)，此時(shí)流量穩(wěn)定在最大流量5.83×10-3m3/s。

由圖8可知，合流閥流量隨著閥芯位移的增加而增加，其變化趨勢(shì)與跟隨控制壓力的變化趨勢(shì)一致；閥芯位移在0～8 mm區(qū)間內(nèi)，合流閥的壓力損失(即壓差)穩(wěn)定在1.0 MPa，這是由溢流閥的開(kāi)啟壓力決定的，此時(shí)除通過(guò)合流閥返回油箱的油液外，剩余系統(tǒng)油液通過(guò)溢流閥溢流回油箱；閥芯位移在8～11.5 mm區(qū)間內(nèi)，合流閥的壓力損失隨著閥口開(kāi)度的增加而降低，此時(shí)所有油液均通過(guò)合流閥返回油箱，當(dāng)閥口開(kāi)度最大，即閥芯位移為11.5 mm時(shí)，合流閥流量達(dá)到最大(5.83×10-3m3/s)，合流閥壓損失為0.18 MPa。

圖7 合流閥流量隨控制壓力變化曲線Fig.7 Changing curves of flow with control pressure

圖8 合流閥流量、壓力損失隨閥芯位移變化曲線Fig.8 Changing curves of flow and pressure loss with spool displacement

4 性能試驗(yàn)與分析

在徐工XCT55型起重機(jī)上測(cè)試電-液聯(lián)控合流閥性能，如圖9所示。試驗(yàn)中起重機(jī)液壓系統(tǒng)為安裝有電-液聯(lián)控合流閥的雙泵合流系統(tǒng)，通過(guò)本系統(tǒng)測(cè)量合流閥的流量-壓力特性和壓力損失，同時(shí)對(duì)比卷?yè)P(yáng)系統(tǒng)在單泵供油(電-液聯(lián)控合流閥關(guān)閉)和雙泵供油(電-液聯(lián)控合流閥開(kāi)啟)下的起落微動(dòng)性、啟停沖擊、起落延時(shí)性，驗(yàn)證電-液聯(lián)控合流閥對(duì)系統(tǒng)性能的影響。

圖9 電-液聯(lián)控合流閥性能測(cè)試Fig.9 Electric-hydraulic confluence valve performance test

4.1 合流閥流量-壓力特性試驗(yàn)

根據(jù)圖1設(shè)計(jì)試驗(yàn)方案，使：泵Ⅰ不工作，泵Ⅱ工作，右側(cè)工作聯(lián)不工作，左側(cè)工作聯(lián)工作，此時(shí)泵Ⅱ經(jīng)由合流閥向左側(cè)工作聯(lián)供油。電磁閥通電處于右位，使P3與合流閥二位二通液控?fù)Q向閥無(wú)彈簧腔接通，通過(guò)調(diào)節(jié)P3中的油液控制壓力控制閥芯動(dòng)作，得到合流閥流量隨控制壓力變化時(shí)的流量曲線如圖10所示。

圖10 合流閥流量隨控制壓力變化曲線Fig.10 Changing curves of flow with control pressure

由圖10可知，合流閥開(kāi)啟壓力為0.74 MPa，即流量死區(qū)壓力控制區(qū)間為0～0.74 MPa；調(diào)速區(qū)壓力控制區(qū)間為0.74～1.74 MPa，流量變化區(qū)間為0～6×10-3m3/s，流量隨控制壓力變化平穩(wěn)；1.74～2.0 MPa為流量飽和區(qū)，此時(shí)流量穩(wěn)定在6×10-3m3/s。流量調(diào)速控制壓力區(qū)占總控制壓力區(qū)間的50%。由于液動(dòng)力等影響，合流閥達(dá)到流量飽和所需的控制壓力高于仿真試驗(yàn)結(jié)果。圖10中合流閥閉合曲線顯示，控制壓力為0.5 MPa時(shí)，閥芯基本閉合，存有少量油液泄漏，這是由于閥芯與閥體間采用間隙密封所致。

4.2 合流閥壓力損失試驗(yàn)

根據(jù)圖1設(shè)計(jì)試驗(yàn)方案，使：泵Ⅰ不工作，泵Ⅱ工作，右側(cè)工作聯(lián)不工作，左側(cè)工作聯(lián)工作，此時(shí)泵Ⅱ經(jīng)由合流閥向左側(cè)工作聯(lián)供油。電磁閥通電處于右位，使P3與合流閥二位二通液控?fù)Q向閥無(wú)彈簧腔接通。P3中控制壓力設(shè)定為2.0 MPa，使二位二通液控?fù)Q向閥處于最大開(kāi)口位置，測(cè)量不同流量下合流閥的壓力損失，如圖11所示。

圖11 合流閥壓力損失曲線Fig.11 Pressure loss curve with flow

由圖11可知，二位二通液控?fù)Q向閥處于最大開(kāi)口位置時(shí)，合流閥的壓力損失隨著流量增大而增加，當(dāng)流量達(dá)到最大流量6×10-3m3/s時(shí)，合流閥壓力損失為0.27 MPa，高于仿真試驗(yàn)中的0.18 MPa，這是由于實(shí)際試驗(yàn)中受到節(jié)流槽的影響，實(shí)際流量系數(shù)小于理論流量系數(shù)導(dǎo)致的。

4.3 卷?yè)P(yáng)空載起落微動(dòng)性試驗(yàn)

保持發(fā)動(dòng)機(jī)處于怠速狀態(tài)，操縱液壓控制手柄分別測(cè)試微開(kāi)口小流量工況下起重機(jī)空載時(shí)卷?yè)P(yáng)系統(tǒng)在單泵供油和雙泵合流供油模式下的微動(dòng)性以及起重機(jī)重載時(shí)卷?yè)P(yáng)系統(tǒng)在雙泵合流供油模式下的微動(dòng)性。

由圖12可知，當(dāng)空載卷?yè)P(yáng)系統(tǒng)起升時(shí)，單泵供油模式下卷筒最低穩(wěn)定微動(dòng)轉(zhuǎn)速為1.9 r/min，雙泵合流供油模式下卷筒最低穩(wěn)定微動(dòng)轉(zhuǎn)速為2.17 r/min，略高于單泵供油模式；由圖13可知，當(dāng)空載卷?yè)P(yáng)系統(tǒng)下落時(shí)，單泵供油模式下卷筒最低穩(wěn)定微動(dòng)轉(zhuǎn)速為2.17 r/min，雙泵合流供油模式下卷筒最低穩(wěn)定微動(dòng)轉(zhuǎn)速為1.57 r/min，低于單泵供油模式，卷?yè)P(yáng)系統(tǒng)微動(dòng)性更好；由圖14可知，當(dāng)重載卷?yè)P(yáng)系統(tǒng)起升時(shí)，雙泵合流供油模式下卷筒平均最低穩(wěn)定微動(dòng)轉(zhuǎn)速為2.75 r/min，當(dāng)重載卷?yè)P(yáng)系統(tǒng)下落時(shí)，雙泵合流供油模式下卷筒平均最低穩(wěn)定微動(dòng)轉(zhuǎn)速為2.85 r/min。在重載模式下，系統(tǒng)工作壓力高，卷筒轉(zhuǎn)速相對(duì)空載模式有較大波動(dòng)，但仍能滿足最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速要求。

圖12 空載卷?yè)P(yáng)起升微動(dòng)性Fig.12 Fretting of rising of hoist system (no-load)

圖13 空載卷?yè)P(yáng)下落微動(dòng)性Fig.13 Fretting of falling of hoist system (no-load)

圖14 重載(雙泵合流)微動(dòng)性Fig.14 Fretting of hoist system (heavy-load, double pump confluence)

4.4 卷?yè)P(yáng)起落啟停沖擊試驗(yàn)

保持發(fā)動(dòng)機(jī)處于怠速狀態(tài)，正常操作液壓控制手柄測(cè)試卷?yè)P(yáng)在單泵供油和雙泵合流供油模式下的啟停沖擊性。

由圖15a可知，單泵供油時(shí)，卷?yè)P(yáng)起升工況下，啟動(dòng)沖擊為2.1 MPa，停止沖擊為2.2 MPa；卷?yè)P(yáng)下落工況下，啟動(dòng)沖擊為5.2 MPa，停止沖擊為1.9 MPa。由圖15b可知，雙泵供油時(shí)，卷?yè)P(yáng)起升工況下，啟動(dòng)沖擊為2.5 MPa，停止沖擊為0 MPa；卷?yè)P(yáng)下落工況下，啟動(dòng)沖擊為2.7 MPa，停止沖擊為1.6 MPa。采用電-液聯(lián)控合流閥的雙泵供油時(shí)，除卷?yè)P(yáng)起升工況下的啟動(dòng)沖擊稍高于單泵供油模式外，其他沖擊均低于單泵供油模式，使系統(tǒng)動(dòng)作更加平順，降低液壓沖擊造成的損失，提升系統(tǒng)安全性。

4.5 卷?yè)P(yáng)起落延時(shí)性試驗(yàn)

保持發(fā)動(dòng)機(jī)處于怠速狀態(tài)，快速操作液壓控制手柄測(cè)試卷?yè)P(yáng)在單泵供油和雙泵合流供油模式下的響應(yīng)延時(shí)性。

由圖16a可知，單泵供油時(shí)，卷?yè)P(yáng)起升工況下，啟動(dòng)響應(yīng)延時(shí)0.7 s，停止響應(yīng)延時(shí)0.8 s；卷?yè)P(yáng)下落工況下，啟動(dòng)響應(yīng)延時(shí)1.1 s，停止響應(yīng)延時(shí)0.75 s。由圖16b可知，雙泵供油時(shí)，卷?yè)P(yáng)起升工況下，啟動(dòng)響應(yīng)延時(shí)0.65 s，停止響應(yīng)延時(shí)0.28 s；卷?yè)P(yáng)下落工況下，啟動(dòng)響應(yīng)延時(shí)0.57 s，停止響應(yīng)延時(shí)0.31 s。采用電-液聯(lián)控合流閥的雙泵供油時(shí)，各工況下卷?yè)P(yáng)系統(tǒng)的響應(yīng)延時(shí)均大幅低于單泵供油模式，卷?yè)P(yáng)系統(tǒng)動(dòng)作更加迅速。

圖16 卷?yè)P(yáng)起落延時(shí)Fig.16 Delay in process of rising and falling of hoist system

5 結(jié)束語(yǔ)

設(shè)計(jì)了一種由電磁閥和換向閥內(nèi)反饋壓力聯(lián)合控制的電-液聯(lián)控合流閥，在功能上實(shí)現(xiàn)油液雙向合流。仿真試驗(yàn)結(jié)果表明，在控制壓力區(qū)間內(nèi)，閥流量控制過(guò)程平穩(wěn)，在最高流量下壓力損失僅為0.18 MPa，能量損失小，效率高。起重機(jī)卷?yè)P(yáng)系統(tǒng)試驗(yàn)表明，閥最大流量可達(dá)6×10-3m3/s，流量控制過(guò)程平穩(wěn)，最大流量下壓力損失為0.27 MPa；安裝有本閥的雙泵合流卷?yè)P(yáng)系統(tǒng)比原單泵供油系統(tǒng)具有更低的最低穩(wěn)定速度、更小的啟停沖擊和更低的響應(yīng)延時(shí)。