先導(dǎo)腔動(dòng)壓反饋比例溢流閥設(shè)計(jì)與性能分析

陳 超

(龍工(上海)機(jī)械制造有限公司，上海 201612)

0 引言

溢流閥作為一種壓力控制閥，在液壓系統(tǒng)中起穩(wěn)壓、調(diào)壓或限壓的作用，是液壓系統(tǒng)必備元件[1-2]。按照結(jié)構(gòu)形式溢流閥可以分為直動(dòng)式和先導(dǎo)式兩種。直動(dòng)式溢流閥響應(yīng)速度快，對(duì)于高壓、大流量系統(tǒng)，要求調(diào)壓彈簧出力大，這使得調(diào)壓性能變差，且結(jié)構(gòu)上很難實(shí)現(xiàn)[3]。先導(dǎo)式溢流閥雖不如直動(dòng)式溢流閥反應(yīng)靈敏，但由于通過先導(dǎo)彈簧調(diào)壓，僅需較小的剛度就能調(diào)節(jié)較大的主閥壓力，所以調(diào)節(jié)精度上較直動(dòng)式溢流閥高，調(diào)壓偏差比較小，對(duì)于一些高壓、大流量的應(yīng)用場(chǎng)合，先導(dǎo)式溢流閥的優(yōu)勢(shì)明顯[4-5]。

隨著電液比例控制技術(shù)的發(fā)展，電液比例閥由于控制簡(jiǎn)單、抗污染能力強(qiáng)、可靠性好、精度高等特點(diǎn)，在工程機(jī)械中得到廣泛應(yīng)用[6-8]。電液比例溢流閥也取得了較多研究成果，如WONG等[9]將電液比例溢流閥用于一種發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)排氣閥雙模式電液全可變配氣機(jī)構(gòu)，可以實(shí)現(xiàn)全可變配氣正時(shí)和升程控制，發(fā)動(dòng)機(jī)在不同轉(zhuǎn)速和負(fù)載下的性能得到顯著改善；王志勇等[10]基于電液控制技術(shù)設(shè)計(jì)了拖網(wǎng)張力自動(dòng)控制系統(tǒng)，控制先導(dǎo)溢流閥調(diào)整電機(jī)溢流壓力，能很好地調(diào)節(jié)曳綱張力；CHEN等[11]將電液比例溢流閥用于汽車液壓制動(dòng)執(zhí)行器，通過比例閥控制制動(dòng)和泄壓模式，可以縮小液壓制動(dòng)執(zhí)行機(jī)構(gòu)的空間、精確控制制動(dòng)力；李忠繼等[12]將比例溢流閥應(yīng)用在汽車減振系統(tǒng)中，采用比例溢流閥式半主動(dòng)懸掛系統(tǒng)能夠有效控制車體振動(dòng)。

對(duì)先導(dǎo)比例溢流閥的研究，仍有幾個(gè)關(guān)鍵問題[13-15]亟待解決：①閥芯受穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力和彈簧力作用而存在調(diào)壓偏差，同時(shí)先導(dǎo)閥前腔的液壓力與調(diào)定壓力做比較后，經(jīng)過主阻尼孔的壓力與主閥進(jìn)油口也存在偏差，兩者都將影響調(diào)壓精度。②溢流閥主閥口剛開啟時(shí)，閥口的壓力會(huì)上升，超過穩(wěn)態(tài)的調(diào)定壓力，即“壓力超調(diào)”問題，超調(diào)量過大容易造成溢流閥的泄漏和內(nèi)部元件的損壞，致使穩(wěn)定性下降。③閥口過流面積變化及閥芯質(zhì)量-彈簧系統(tǒng)在工作時(shí)壓力不穩(wěn)定引起的振動(dòng)噪聲問題。針對(duì)以上問題，LIN等[16]提出一種帶有補(bǔ)償活塞和彈簧的壓力補(bǔ)償直動(dòng)式溢流閥，限制了閥口壓力升高，理論上分析穩(wěn)態(tài)調(diào)壓偏差減小，但并沒有從仿真和實(shí)驗(yàn)上進(jìn)行進(jìn)一步驗(yàn)證。劉春生等[17]提出了一種改善管路壓力的能量回收裝置，溢流閥調(diào)壓偏差從15%降到2.5%。FENG等[18]根據(jù)π橋液阻網(wǎng)絡(luò)原理，提出了恒壓液阻和動(dòng)態(tài)液阻的最佳直徑，實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，動(dòng)態(tài)液阻的直徑越小，對(duì)大流量溢流閥的超調(diào)就越小。張強(qiáng)等[19]鑒于比例溢流閥控式液壓墊在沖壓成形過程中存在壓力超調(diào)大及調(diào)節(jié)時(shí)間長(zhǎng)的問題，提出一種基于開/閉環(huán)切換的軟溢流PID控制器，該控制器能夠在保證穩(wěn)態(tài)精度的前提下，顯著減小壓力超調(diào)，并且縮短壓力調(diào)節(jié)時(shí)間。

以上學(xué)者的研究均是針對(duì)中低壓溢流閥，不適用于高壓、大流量溢流閥。高壓、大流量溢流閥工作時(shí)調(diào)壓偏差大，壓力波動(dòng)導(dǎo)致的調(diào)壓彈簧壽命降低、振動(dòng)噪聲大等問題仍待解決，并且隨著液壓系統(tǒng)壓力的增加，此類問題將更加突出。而問題的關(guān)鍵點(diǎn)是，在先導(dǎo)閥有限空間內(nèi)調(diào)壓彈簧材料剛度不夠，導(dǎo)致響應(yīng)速度不足[20]，同時(shí)彈簧存在卡死和疲勞問題。另外，先導(dǎo)回路的液阻網(wǎng)絡(luò)對(duì)溢流閥的性能起著至關(guān)重要的作用?，F(xiàn)有普通先導(dǎo)式溢流閥的先導(dǎo)回路主要采用B型半橋結(jié)構(gòu)[21]，目前液壓技術(shù)領(lǐng)域已出現(xiàn)各類π橋液阻網(wǎng)絡(luò)，可以通過調(diào)整液阻網(wǎng)絡(luò)的參數(shù)達(dá)到不同的穩(wěn)態(tài)效果[22]。若以π橋液阻網(wǎng)絡(luò)作為先導(dǎo)控制回路的溢流閥，在理論上穩(wěn)態(tài)調(diào)壓偏差可以為零。基于液壓剛度大、液壓容易實(shí)現(xiàn)液阻網(wǎng)絡(luò)的原理，本文提出一種采用液壓剛度替代先導(dǎo)閥彈簧剛度的方法，設(shè)計(jì)一種先導(dǎo)腔動(dòng)壓反饋的電液比例溢流閥，使先導(dǎo)閥前腔與主閥芯阻尼孔構(gòu)成G型π橋結(jié)構(gòu)的液阻網(wǎng)絡(luò)。對(duì)該溢流閥進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、原理分析、數(shù)學(xué)建模，對(duì)其調(diào)壓偏差和靜動(dòng)態(tài)特性等進(jìn)行仿真分析，并實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。將溢流閥用于ZL50G型裝載機(jī)以代替原有的動(dòng)臂油路上溢流閥和背壓用電磁溢流閥，分析其壓力-流量特性及空載狀態(tài)下溢流閥對(duì)工作裝置動(dòng)作的影響。

1 結(jié)構(gòu)及工作原理

1.1 溢流閥結(jié)構(gòu)

所設(shè)計(jì)先導(dǎo)腔動(dòng)壓反饋比例溢流閥選擇二級(jí)同心式結(jié)構(gòu)，即主閥芯與主閥體的圓柱導(dǎo)向面、閥套和圓錐面兩處要求有較好的配合和同心度，如圖1所示。該比例溢流閥由主閥、先導(dǎo)閥和電液換向閥3部分組成。主閥沿用傳統(tǒng)的二級(jí)同心式溢流閥的結(jié)構(gòu)[23]，不設(shè)遠(yuǎn)控口，主閥芯下端開設(shè)細(xì)長(zhǎng)孔液阻；先導(dǎo)閥主要包括先導(dǎo)閥閥體、先導(dǎo)閥閥座、活塞式先導(dǎo)閥閥芯和端蓋，開有兩個(gè)阻尼孔，一個(gè)作為主油路的液阻，一個(gè)連接主閥芯上腔油液，提高主閥芯的穩(wěn)定性。先導(dǎo)閥閥座采用分離式錐閥座結(jié)構(gòu)，易于更換安裝，適合于高壓、超高壓的流體傳動(dòng)系統(tǒng)。電液換向閥部分包括比例電磁鐵、換向閥閥體和換向閥閥芯，閥芯采用彈簧對(duì)中結(jié)構(gòu)，設(shè)計(jì)時(shí)采用增加電液換向閥閥芯的兩端頸部的直徑來補(bǔ)償穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力。本文設(shè)計(jì)有兩個(gè)特點(diǎn)：①先導(dǎo)閥閥芯右端采用活塞形式取代了傳統(tǒng)的彈簧結(jié)構(gòu)，即用液壓剛度替代彈簧剛度，克服了在高壓大流量的工作情況下彈簧剛度不足或者彈簧容易疲勞問題，不僅能提升響應(yīng)速度，而且增加調(diào)壓范圍。②采用補(bǔ)償穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力方法，使電液換向閥閥芯的移動(dòng)直接取決于電磁力和進(jìn)油口壓力，從而控制活塞式先導(dǎo)閥芯的運(yùn)動(dòng)。本文設(shè)計(jì)的溢流閥額定流量為200 L/min，額定壓力為31.5 MPa。

圖1 電液溢流閥結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖

1.2 工作原理

先導(dǎo)腔動(dòng)壓反饋電液比例溢流閥的工作原理如圖2所示。高壓油從進(jìn)油口進(jìn)入后，分別通向4條油路，油路經(jīng)液阻R4和R2進(jìn)入先導(dǎo)閥前腔，油路2直接經(jīng)過液阻R1流入先導(dǎo)閥前腔，油路3流經(jīng)液阻R3進(jìn)入電液換向閥的右腔，直接作用在換向閥閥芯的右端。電液換向閥設(shè)計(jì)時(shí)選擇O型中位機(jī)能，采用兩端彈簧對(duì)中。同時(shí)增加電液換向閥閥芯兩端頸部的直徑，使環(huán)形通道面積減小，利用油液經(jīng)過其形成的壓降與液動(dòng)力方向相反來補(bǔ)償穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力。當(dāng)穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力補(bǔ)償?shù)娇珊雎圆挥?jì)時(shí)，通過電磁力與液壓力的直接比較控制換向閥閥芯的位移，進(jìn)而控制先導(dǎo)閥閥芯的啟閉。油路4將進(jìn)油口的高壓油直接引到電液換向閥的進(jìn)油口處。溢流閥不工作時(shí)，電液換向閥的電磁鐵不通電，處于對(duì)中位置，活塞式先導(dǎo)閥閥芯處于閉合狀態(tài)；系統(tǒng)處于工作狀態(tài)時(shí)，當(dāng)換向閥的液壓力小于電磁力Fm時(shí)，換向閥的閥芯在兩合力的作用下向右移動(dòng)，高壓油液經(jīng)換向閥進(jìn)入先導(dǎo)閥B腔，A腔回油，在B腔液壓力的作用下，活塞式先導(dǎo)閥閥芯緊壓在先導(dǎo)閥閥座上，此時(shí)溢流閥處于閉合狀態(tài)；當(dāng)電液換向閥右腔的液壓力大于設(shè)定的電磁力時(shí)，換向閥閥芯向左移動(dòng)，高壓油液進(jìn)入先導(dǎo)閥A腔，B腔回油，在先導(dǎo)閥前腔的液壓力及A、B腔液壓力的共同作用下，活塞式先導(dǎo)閥閥芯向右移動(dòng)，先導(dǎo)閥開啟，先導(dǎo)閥前腔油液經(jīng)先導(dǎo)閥回油，先導(dǎo)閥前腔壓力下降，經(jīng)液阻R2后，主閥上腔壓力也隨之下降，在上下面壓力差的作用下，主閥芯開啟，系統(tǒng)溢流。這樣先導(dǎo)閥前腔就與主閥芯阻尼孔構(gòu)成類似G型π橋結(jié)構(gòu)的液阻網(wǎng)絡(luò)，可以改善該溢流閥的穩(wěn)態(tài)性能和調(diào)壓偏差。

圖2 電液溢流閥工作原理圖

2 模型建立

2.1 負(fù)載特性

為了確定溢流閥的關(guān)鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)并進(jìn)行優(yōu)化，首先建立閥整體負(fù)載特性數(shù)學(xué)模型，以分析壓力流量特性與結(jié)構(gòu)參數(shù)的影響規(guī)律。

在分析先導(dǎo)腔動(dòng)壓反饋電液比例溢流閥工作原理的基礎(chǔ)上，對(duì)于主閥、先導(dǎo)閥和換向閥的閥芯，考慮到作用在它們的摩擦力、慣性力和卡緊力很小，可忽略不計(jì)，主要推導(dǎo)各個(gè)閥芯受力平衡方程、液阻壓力流量方程和流量連續(xù)性方程。

(1)主閥芯受力平衡方程

主閥芯上的作用力主要有液壓力、彈簧力和穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力，其穩(wěn)態(tài)平衡方程為

p1A1=p2A2+kz(x0+x)+m1xp1

(1)

其中

m1=Cd1πd1sin(2α1)

式中p1——主閥芯進(jìn)口壓力

p2——主閥芯上腔壓力

A1——主閥芯下腔受力面積

A2——主閥芯上腔有效受力面積

kz——主閥復(fù)位彈簧剛度

x0——主閥復(fù)位彈簧的預(yù)壓縮量

x——主閥芯閥口開度

m1——主閥穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力系數(shù)

Cd1——主閥閥口流量系數(shù)，取0.8

α1——主閥芯半錐角，取46°

d1——主閥閥座孔直徑

(2)主閥閥口壓力流量方程

(2)

其中

式中qv——流經(jīng)主閥閥口的流量

ρ——油液密度

(3)先導(dǎo)閥閥芯受力平衡方程

先導(dǎo)閥閥芯上的作用力主要是先導(dǎo)閥前腔的液壓力、穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力以及壓力控制容腔A和B的液壓力，其受力平衡方程為

p3A3=p4A4+m2yp3-p5A5

(3)

其中

m2=Cd2πd2sin(2θ)

式中p3——先導(dǎo)閥前腔壓力

A3——先導(dǎo)閥前腔有效作用面積

p4——先導(dǎo)閥壓力控制容腔A的壓力

A4——先導(dǎo)閥壓力控制容腔A的有效作用面積

p5——先導(dǎo)閥壓力控制容腔B的壓力

A5——先導(dǎo)閥壓力控制容腔B的有效作用面積

d2——先導(dǎo)閥閥座孔直徑

y——先導(dǎo)閥閥口開度

θ——先導(dǎo)閥閥芯半錐角

Cd2——先導(dǎo)閥閥口流量系數(shù)

(4)先導(dǎo)閥閥口壓力流量方程

(4)

其中

式中q2——流經(jīng)先導(dǎo)閥閥口的流量

(5)流經(jīng)固定阻尼孔R(shí)1的流量方程

根據(jù)液體流動(dòng)的連續(xù)性，在不計(jì)主閥芯徑向泄漏損失的情況下，從溢流閥結(jié)構(gòu)上可以看出，流經(jīng)先導(dǎo)閥的流量由兩部分組成，一部分流經(jīng)液阻R1，另一部分流經(jīng)R2，液阻R1為薄刃型非線性液阻，其壓力-流量特性為

(5)

其中

式中qR1——流經(jīng)阻尼孔R(shí)1的流量

AR1——阻尼孔R(shí)1的過流面積

CdR1——阻尼孔R(shí)1的流量系數(shù)

同樣，對(duì)于液阻R2和R3，結(jié)構(gòu)上設(shè)計(jì)成薄刃型，其流量方程為

(6)

(7)

q2=qR1+qR2

(8)

其中

式中qR2——流經(jīng)阻尼孔R(shí)2的流量

AR2——阻尼孔R(shí)2的過流面積

qR3——流經(jīng)阻尼孔R(shí)3的流量

AR3——阻尼孔R(shí)3的過流面積

p6——電磁閥彈簧腔油液的壓力

CdR2——阻尼孔R(shí)2的流量系數(shù)

CdR3——阻尼孔R(shí)3的流量系數(shù)

而對(duì)于主閥芯上的阻尼孔R(shí)4，其結(jié)構(gòu)為細(xì)長(zhǎng)孔型的液阻，與薄刃型的液阻不一樣，薄刃型液阻壓力損失主要是局部壓力損失，而細(xì)長(zhǎng)孔型液阻主要是沿程壓力損失，主要由油液粘性摩擦引起，一般來說，細(xì)長(zhǎng)孔液阻內(nèi)油液的流通狀態(tài)是層流，其壓力流量方程和靜態(tài)液阻為

qR4=c4(p1-p2)

(9)

q1=qR1+qv+qR2+qR3

(10)

其中

式中qR4——流經(jīng)阻尼孔R(shí)4的流量

L——細(xì)長(zhǎng)孔R(shí)4的通流長(zhǎng)度

μ——油液動(dòng)力粘度

dR4——細(xì)長(zhǎng)孔R(shí)4的通流直徑

(6)電液換向閥閥芯受力平衡分析

電液換向閥芯所受的力主要有電磁力、慣性力、液動(dòng)力、液壓力、彈簧力和摩擦力，由于摩擦力與慣性力相比于電磁力太小，可忽略不計(jì)，電液換向閥閥芯受力平衡為

Fe=p6A6+Fk

(11)

式中Fe——電磁鐵的電磁力

Fk——電液換向閥的彈簧力

A6——電液換向閥右腔作用面積

當(dāng)電液比例溢流閥工作在穩(wěn)定狀態(tài)時(shí)，不考慮電液換向閥的壓力和流量損失，以上方程組為非線性方程，為確定Δq1和Δp1的函數(shù)關(guān)系，必須將以上的方程組線性化，然后設(shè)定q1=q10、p1=p10，具體分析如下

(A1-m1x0)Δp1=Δp2A2+(kz+m1p10)Δx

(12)

(13)

同樣對(duì)其他方程線性化處理，設(shè)p2=p20，p3=p30，p6=p60，可得

Δp3A3=Δp4A4+m2y0Δp3+m2p30Δy-Δp5A5

(14)

(15)

(16)

(17)

(18)

ΔqR4=c4(Δp1-Δp2)

(19)

由于不考慮電液換向閥的壓力流量損失，所以當(dāng)電液比例溢流閥處于穩(wěn)態(tài)工作點(diǎn)時(shí)，有Δp5=Δp1、Δp4=0，y0=0，穩(wěn)態(tài)時(shí)，進(jìn)入電液換向閥彈簧腔的油液除了少量的泄漏外，壓力與流量幾乎不變，所以ΔqR3可以忽略不計(jì)，根據(jù)式(14)，可以得到

(20)

將式(20)代入式(15)中可得

(21)

電液比例溢流閥在穩(wěn)態(tài)工作時(shí)，ΔqR2=ΔqR4，聯(lián)立式(17)和式(19)可得到

Δp2=s1Δp1+s2Δp3

(22)

(23)

(24)

聯(lián)立方程(12)、(13)、(22)，消除中間變量Δp2和Δx可得

Δqv=s3Δp1+s4Δp3

(25)

(26)

(27)

在穩(wěn)態(tài)時(shí)，主閥口開啟，溢流閥處于溢流狀態(tài)，此時(shí)ΔqR1遠(yuǎn)大于ΔqR2，Δq2近似于ΔqR1，聯(lián)立式(21)和式(16)可得

Δp3=s5Δp1

(28)

其中

(29)

根據(jù)穩(wěn)態(tài)時(shí)的流量方程，不考慮電液換向閥的損失，Δq1=ΔqR1+Δqv+ΔqR4，Δq2=ΔqR1+ΔqR4，而穩(wěn)態(tài)時(shí)ΔqR2=ΔqR4，所以Δq1=Δq2+Δqv，聯(lián)立方程(21)、(25)、(28)可得

(30)

(31)

Δp1=eΔq1

(32)

所以

(33)

從式(32)、(33)看出，e決定了電液比例溢流閥的流量壓力特性，是評(píng)判溢流閥調(diào)壓偏差的關(guān)鍵系數(shù)，為減小電液比例溢流閥的調(diào)壓偏差，需使e足夠小，當(dāng)e為零時(shí)，理論上是可以實(shí)現(xiàn)該電液比例溢流閥調(diào)壓偏差為零的設(shè)計(jì)目標(biāo)。

2.2 仿真模型

根據(jù)上述先導(dǎo)腔動(dòng)壓反饋溢流閥結(jié)構(gòu)及工作原理，運(yùn)用AMESim軟件對(duì)其進(jìn)行仿真建模，模型如圖3所示。其中電液換向閥部分對(duì)中彈簧的作用是在電磁鐵不通電的情況下使得電液換向閥的閥芯處于中位；主閥沿用傳統(tǒng)先導(dǎo)式溢流閥的結(jié)構(gòu)，在主閥芯上增加一個(gè)阻尼孔；先導(dǎo)閥的閥芯為活塞式結(jié)構(gòu)。負(fù)載系統(tǒng)由液壓缸帶動(dòng)外負(fù)載提供，以便研究該溢流閥的動(dòng)態(tài)特性。仿真中液壓缸設(shè)定1 000 N的外負(fù)載，泵源輸入流量為200 L/min。

圖3 電液溢流閥AMESim仿真模型

結(jié)合上節(jié)數(shù)學(xué)模型分析，溢流閥性能主要受阻尼孔R(shí)1、R2、R3、R4、先導(dǎo)腔面積、主閥芯、先導(dǎo)閥芯半錐角和閥芯直徑等影響。實(shí)現(xiàn)該電液比例溢流閥調(diào)壓偏差最低化為設(shè)計(jì)目標(biāo)，通過仿真分析確定本文電液溢流閥優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。

表1 電液溢流閥結(jié)構(gòu)優(yōu)化參數(shù)

3 實(shí)驗(yàn)與結(jié)果分析

3.1 實(shí)驗(yàn)方法

圖4 電液比例溢流閥實(shí)驗(yàn)液壓原理圖

溢流閥設(shè)計(jì)平臺(tái)主要由液壓系統(tǒng)部分和計(jì)算機(jī)輔助測(cè)試部分組成。液壓測(cè)試原理圖如圖4所示，在被測(cè)溢流閥的進(jìn)油口處安裝1個(gè)壓力傳感器和1個(gè)流量傳感器。實(shí)驗(yàn)按照國家標(biāo)準(zhǔn)的壓力控制閥實(shí)驗(yàn)方法要求進(jìn)行，溢流閥作為系統(tǒng)的安全閥，最高溢流壓力大于被測(cè)閥的溢流壓力，同樣變量泵的流量也需大于被測(cè)閥的工作流量，單向閥是防止系統(tǒng)油液經(jīng)變量泵倒流回油箱，而且能防止系統(tǒng)的壓力沖擊影響變量泵的正常工作，通過調(diào)節(jié)節(jié)流閥的通流面積改變流經(jīng)被測(cè)閥的流量，測(cè)實(shí)被測(cè)閥的負(fù)載特性，壓力傳感器和流量傳感器通過數(shù)據(jù)采集卡，將數(shù)據(jù)傳輸?shù)接?jì)算機(jī)，進(jìn)行分析處理，實(shí)物圖如圖5所示。

圖5 比例溢流閥實(shí)驗(yàn)平臺(tái)

計(jì)算機(jī)輔助測(cè)實(shí)系統(tǒng)的硬件部分主要包括美國NI公司USB6218型采集卡、KRACHT公司的VC12型流量傳感器和力士樂HM20-1X型壓力傳感器及二次儀表等。

靜態(tài)特性實(shí)驗(yàn)：開啟變量泵待工作穩(wěn)定后，給定電液比例放大器一組電信號(hào)，分別為最大流量的30%、50%、75%，通過緩慢改變節(jié)流閥的通流面積，使得通過被測(cè)溢流閥的流量實(shí)現(xiàn)從最大到最小，再從最小到最大的改變，測(cè)得實(shí)驗(yàn)過程閥的壓力-流量特性。

動(dòng)態(tài)特性實(shí)驗(yàn)：調(diào)至被測(cè)閥的壓力為其50%額定壓力，再快速調(diào)節(jié)節(jié)流閥閥口大小，使得被測(cè)溢流閥流量能在10%～100%的額定流量之間變化，得到其流量階躍特性。

3.2 靜態(tài)特性分析

當(dāng)阻尼孔dR1=1.15 mm，dR2=3 mm時(shí)，電液比例溢流閥的調(diào)壓偏差為0.32 MPa。由于阻尼孔R(shí)1和R2是集中設(shè)計(jì)在先導(dǎo)閥座中，實(shí)驗(yàn)時(shí)，根據(jù)這組參數(shù)進(jìn)行操作，調(diào)節(jié)電磁鐵的控制電流，控制溢流閥的壓力分別為10.5、17.5、26.25 MPa，靜態(tài)特性曲線與仿真曲線對(duì)比如圖6所示。

圖6 不同控制電流下溢流閥的靜態(tài)特性曲線

從圖6可知，實(shí)驗(yàn)結(jié)果與仿真曲線變化趨勢(shì)相同，調(diào)壓偏差隨著調(diào)節(jié)壓力的減小而增大，但實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)會(huì)明顯比理論值偏小，并且溢流過程中伴隨著小振幅的振蕩，原因有：①在仿真中沒有考慮電液比例溢流閥的內(nèi)泄漏。②測(cè)實(shí)系統(tǒng)中會(huì)產(chǎn)生一定的干擾，如流量脈動(dòng)、振動(dòng)、油液壓縮量等。③先導(dǎo)閥壓力控制腔A、B的密封性，活塞式先導(dǎo)閥芯的摩擦力以及阻尼系數(shù)的選取等，使得仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果有一定的偏差。

隨著調(diào)定壓力的減小，電液比例溢流閥的調(diào)壓偏差增大。實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)與仿真數(shù)據(jù)基本一致，證明了本文所設(shè)計(jì)的電液比例溢流閥的正確性，當(dāng)控制電信號(hào)為30%時(shí)，調(diào)壓偏差達(dá)到了1.2 MPa，由于先導(dǎo)閥采用液壓剛度，理論上剛度遠(yuǎn)比同尺寸的彈簧大，所以在高壓時(shí)，該閥的穩(wěn)態(tài)性能會(huì)比較好，在75%的控制電信號(hào)下，其調(diào)壓偏差僅為0.53 MPa，3組負(fù)載特性實(shí)驗(yàn)結(jié)果如表2所示。

3.3 動(dòng)態(tài)特性分析

圖7為流量階躍下測(cè)得的電液比例溢流閥的動(dòng)態(tài)特性，圖8是在電信號(hào)階躍下測(cè)得的動(dòng)態(tài)特性。流量階躍和電信號(hào)階躍性能指標(biāo)如表3所示。在上升階段，閥口壓力沒有發(fā)生波動(dòng)，因?yàn)樯仙A段的油液的壓力低于溢流閥的調(diào)定壓力，在電磁力的作用下，換向閥閥芯右移，使得先導(dǎo)閥處于閉合狀態(tài)，前期壓力小，先導(dǎo)閥閥芯不產(chǎn)生振動(dòng)。當(dāng)壓力達(dá)到溢流壓力時(shí)，流量或者電信號(hào)的瞬間變化，都會(huì)導(dǎo)致先導(dǎo)閥閥芯的振動(dòng)。當(dāng)流量瞬間變大時(shí)，由于主閥上腔的液阻比較小，先導(dǎo)閥前腔的壓力增大，會(huì)在小范圍內(nèi)推動(dòng)先導(dǎo)閥芯向右運(yùn)動(dòng)，此時(shí)先導(dǎo)閥前腔壓力與先導(dǎo)閥兩個(gè)壓力控制腔的壓力處于動(dòng)態(tài)平衡中，主閥口壓力會(huì)產(chǎn)生波動(dòng)，當(dāng)流量瞬時(shí)降低時(shí)，前腔的壓力也隨之減小，先導(dǎo)閥的閥芯在壓力控制腔A的作用下向左運(yùn)動(dòng)，達(dá)到動(dòng)態(tài)平衡；同樣，電信號(hào)的階躍變化會(huì)導(dǎo)致主閥口壓力的波動(dòng)，而且閥芯的振動(dòng)比較明顯，當(dāng)電信號(hào)瞬時(shí)達(dá)到50%時(shí)，隨著調(diào)節(jié)壓力的上升，電磁鐵帶動(dòng)換向閥閥芯的運(yùn)動(dòng)，使先導(dǎo)閥閥芯向左運(yùn)動(dòng)，處于閉合的趨勢(shì)，此時(shí)在先導(dǎo)閥前腔的壓力也隨之增大，達(dá)到動(dòng)態(tài)平衡的時(shí)候，在系統(tǒng)的干擾下，就會(huì)產(chǎn)生小幅度的振動(dòng)。

表2 負(fù)載特性實(shí)驗(yàn)結(jié)果

圖7 流量階躍下溢流閥動(dòng)態(tài)特性

圖8 電信號(hào)階躍下溢流閥動(dòng)態(tài)特性

表3 流量階躍和電信號(hào)階躍性能指標(biāo)

4 應(yīng)用

以ZL50G型裝載機(jī)作為應(yīng)用對(duì)象，將設(shè)計(jì)的先導(dǎo)腔動(dòng)壓反饋電液比例溢流閥代替原有的動(dòng)臂油路上的溢流閥和作為背壓的電磁溢流閥，對(duì)其整體進(jìn)行仿真，模型如圖9所示。

圖9 裝載機(jī)液壓系統(tǒng)仿真模型

圖9所示的裝載機(jī)液壓系統(tǒng)中，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)部分為第1負(fù)載，即優(yōu)先負(fù)載，當(dāng)裝載機(jī)轉(zhuǎn)向時(shí)，油泵的油液會(huì)優(yōu)先給轉(zhuǎn)向閥供油，換向閥控制轉(zhuǎn)向缸的左右擺動(dòng)，通過梭閥比較轉(zhuǎn)向缸的負(fù)載壓力和工作裝置的壓力，并將轉(zhuǎn)向缸的壓力信號(hào)傳送到優(yōu)先閥，實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)的轉(zhuǎn)向優(yōu)先。裝載機(jī)工作裝置的液壓系統(tǒng)為第2負(fù)載。工作裝置液壓系統(tǒng)主要包括動(dòng)臂回路和鏟斗回路兩部分，工作時(shí)由動(dòng)臂油缸推動(dòng)動(dòng)臂將鏟斗插入物料內(nèi)，然后轉(zhuǎn)斗油缸推動(dòng)鏟斗向上翻轉(zhuǎn)，使得物料不脫落，當(dāng)物料提升到一定的高度后，工作裝置處于保壓狀態(tài)，然后將物料運(yùn)輸?shù)街付ǖ攸c(diǎn)，卸料，再回到物料處重裝。圖9中data1和data2兩個(gè)數(shù)據(jù)分別是裝載機(jī)空載時(shí)動(dòng)臂油缸和轉(zhuǎn)斗油缸負(fù)載的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，將數(shù)據(jù)導(dǎo)入AMESim模型中仿真一個(gè)工作循壞(30 s)。

從圖10、11可知，裝置工作時(shí)，電液比例溢流閥存在約0.7 MPa的背壓，改善了系統(tǒng)穩(wěn)定性。原系統(tǒng)使用的普通溢流閥作為動(dòng)臂回路上的壓力控制閥，并在回油路增加一個(gè)電磁溢流閥作為背壓閥，雖然也能改善工作裝置液壓系統(tǒng)的性能，但這種方案的溢流閥進(jìn)口波動(dòng)比較大，容易產(chǎn)生嘯叫現(xiàn)象。從圖12可看出，在裝載機(jī)卸料時(shí)，電液比例溢流閥的密封性和保壓性能優(yōu)于原系統(tǒng)的溢流閥，原系統(tǒng)的動(dòng)臂會(huì)隨著鏟斗油缸的工作而產(chǎn)生一定的泄漏，溢流閥進(jìn)油口波動(dòng)較大，使得動(dòng)臂油缸的保壓性能變差，向內(nèi)收縮，導(dǎo)致鏟斗稍微向下運(yùn)動(dòng)。結(jié)合圖13，同樣鏟斗的卸料會(huì)引起電液比例溢流閥進(jìn)油口壓力的波動(dòng)，由于溢流閥先導(dǎo)閥不是由彈簧來調(diào)節(jié)壓力，所以壓力的波動(dòng)變小，約為2 MPa，而原溢流閥的壓力波動(dòng)達(dá)到6.9 MPa，大大降低了溢流閥的主閥芯和先導(dǎo)閥芯運(yùn)動(dòng)激烈程度，從而改善了閥芯閥座間的密封性,并提高了壽命。

圖10 溢流閥背壓曲線

圖11 改進(jìn)前后動(dòng)臂油缸位移對(duì)比

圖12 改進(jìn)前后轉(zhuǎn)斗油缸位移對(duì)比

圖13 改進(jìn)前后溢流閥進(jìn)口壓力波動(dòng)仿真對(duì)比

5 結(jié)束語

所設(shè)計(jì)的先導(dǎo)腔動(dòng)壓反饋電液比例溢流閥，先導(dǎo)閥采用液壓剛度方式及活塞式結(jié)構(gòu)，結(jié)合了π橋液阻網(wǎng)絡(luò)和直接檢測(cè)式比例溢流閥的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)。該設(shè)計(jì)可以提高溢流閥的響應(yīng)速度，并能延長(zhǎng)溢流閥的使用壽命。通過理論分析、仿真、實(shí)驗(yàn)可知，當(dāng)阻尼孔dR1=1.15 mm、dR2=3 mm時(shí)，低壓場(chǎng)合調(diào)壓偏差為1.1 MPa，其性能與普通比例溢流閥相當(dāng)，但隨著調(diào)節(jié)壓力的提升，調(diào)壓偏差逐漸減小，當(dāng)溢流壓力達(dá)26.25 MPa時(shí)，調(diào)壓偏差為0.53 MPa，超調(diào)量為2.58%，閥口壓力波動(dòng)小，工作平穩(wěn)。在裝載機(jī)仿真系統(tǒng)卸料工況時(shí)，閥的保壓性能好，而且動(dòng)臂抖動(dòng)小，溢流閥閥口壓力波動(dòng)小，比原系統(tǒng)減小了4.9 MPa，提高了系統(tǒng)元件的使用壽命。