一種新原理液壓平衡閥的性能分析

石和村，姚平喜

(1.太原理工大學(xué) 機械與運載工程學(xué)院，山西 太原 030024；2.精密加工山西省重點實驗室，山西 太原 030024)

引言

液壓平衡閥是如今工程機械中使用廣泛的重要液壓元件[1]，是平衡回路重要的組成部分[2-5]，通過產(chǎn)生背壓防止負(fù)載重物失速下滑，達(dá)到保證動作平穩(wěn)和安全的目的[6-8]。液壓平衡閥的工作原理是利用油液流過閥口產(chǎn)生壓差來平衡液壓缸下腔的背壓[8]和重力負(fù)載。傳統(tǒng)的平衡閥閥口的大小是預(yù)先調(diào)好的，為了平衡最大負(fù)載，閥口開口較小。在輕載或空載情況下，就會使控制壓力很高。為此發(fā)明了一種自動適應(yīng)負(fù)載變化的液壓平衡閥[9]，該閥可較好地滿足負(fù)載變化，但當(dāng)通過節(jié)流口的流量發(fā)生改變時，所產(chǎn)生的背壓也會跟著變化，為此進一步發(fā)明了一種自動適應(yīng)負(fù)載變化與流量變化的液壓平衡閥[10](以下簡稱新原理平衡閥)。該閥能夠?qū)崿F(xiàn)下面的3種功能。

(1) 負(fù)載補償功能：當(dāng)負(fù)載發(fā)生變化時，負(fù)載控制活塞推動閥芯移動，改變可變節(jié)流口的大小從而保證背壓與負(fù)載匹配；

(2) 流量補償功能：當(dāng)流量發(fā)生變化時，流量控制活塞控制閥芯的位移，實現(xiàn)背壓與負(fù)載的匹配；

(3) 降低控制壓力功能：當(dāng)流量、負(fù)載在較寬的范圍內(nèi)變化時，保持平衡閥的控制壓力處于較小的定值。

1 新原理平衡閥工作原理及特點

1.1 結(jié)構(gòu)原理

平衡閥結(jié)構(gòu)及其在平衡回路中使用原理[11]如圖1所示，新原理液壓平衡閥由液控單向閥1、流量檢測閥3(固定節(jié)流口)、可控節(jié)流閥4(開口大小受負(fù)載控制活塞和流量控制活塞的控制)以及提升用單向閥2組成，可變節(jié)流閥開口大小受負(fù)載控制活塞和流量控制活塞的控制。

1.液控單向閥 2.單向閥 3.流量檢測閥 4.可控節(jié)流閥 5.流量控制活塞 6.負(fù)載控制活塞圖1 自動補償流量變化且適應(yīng)負(fù)載變化的平衡閥

新原理平衡閥主要在可控節(jié)流閥的設(shè)計，從原理驗證的角度分別設(shè)計流量檢測閥和可控節(jié)流閥。通過改變流量檢測閥固定節(jié)流口和自適應(yīng)節(jié)流閥閥芯的開口大小，可以使平衡閥適用性更廣，方便實驗測試，可控節(jié)流閥結(jié)構(gòu)如圖2所示。

1.左端蓋 2.活塞 3.閥體 4.可控節(jié)流閥芯 5.大彈簧座 6.大彈簧 7.小彈簧座 8.小彈簧 9.右端蓋圖2 自適應(yīng)可控節(jié)流閥結(jié)構(gòu)

針對圖1中換向閥的3個位置，新型平衡閥可實現(xiàn)3種不同的功能。

(1) 負(fù)載起升功能：當(dāng)換向閥處于右位工作時[3]，壓力油從入口進入新原理平衡閥，此時單向閥打開，壓力油從單向閥流入液壓缸下腔，這個階段可以實現(xiàn)負(fù)載起升功能；

(2) 負(fù)載保持功能：當(dāng)換向閥位于中位工作時[3]，系統(tǒng)處于卸荷狀態(tài)，此時單向閥、液控單向閥閥芯被緊壓在錐面閥口上[11]，處于關(guān)閉狀態(tài)，此時壓力油泄漏量很少，可以忽略不計，與此時液壓缸可以使負(fù)載處于長時間保持功能；

(3) 負(fù)載下降功能：當(dāng)換向閥處于左側(cè)位置時，這個時候負(fù)載處于下降狀態(tài)，壓力油會流入液壓缸的上腔，液控單向閥在油壓的推動下被打開，負(fù)載產(chǎn)生的壓力作用在負(fù)載控制活塞的左端，與此同時，當(dāng)壓力油通過流量檢測閥時，此時流經(jīng)流量檢測閥F處壓力作用在流量控制活塞的右端，流經(jīng)流量檢測閥3的G處壓力作用在流量控制活塞左端，可控節(jié)流閥芯在負(fù)載控制活塞和流量控制活塞共同作用下向右運動，使此時產(chǎn)生的力與彈簧力相平衡，現(xiàn)階段的可控節(jié)流閥芯處于設(shè)計的特定位置上，通過理論設(shè)計特殊的閥芯開口面積與結(jié)構(gòu)，使閥芯的開口面積符合閥芯位移曲線，剛好使此時產(chǎn)生的背壓和負(fù)載保持平衡狀態(tài)，與負(fù)載的變化相適應(yīng)，這時液壓缸下腔的油液經(jīng)過液控單向閥流經(jīng)可控節(jié)流閥 ，最終流入油箱；當(dāng)流量發(fā)生變化時，經(jīng)過流量檢測閥的F，G處壓力發(fā)生變化，從而使流量控制活塞左右兩端的壓力產(chǎn)生變化，當(dāng)流量增大時，推動流量控制活塞向左運動，從而增大節(jié)流閥閥芯開口面積，實現(xiàn)流量變化的自動適應(yīng)。

1.2 功能實現(xiàn)

新原理平衡閥在系統(tǒng)中功能實現(xiàn)過程如下：負(fù)載增加，通過負(fù)載控制活塞減小可控節(jié)流閥的閥口開口面積的大小，流體通過可控節(jié)流口產(chǎn)生的背壓增加，與負(fù)載平衡；當(dāng)負(fù)載減小，可控節(jié)流閥的閥口開口面積加大。當(dāng)流量增加時，通過流量檢測閥的流量增加，流量檢測閥兩端的壓差增加，在流量控制活塞的作用下，使可控節(jié)流閥的閥口面積加大；反之，當(dāng)流量減小時，可控節(jié)流閥的閥口開口面積減小，從而實現(xiàn)背壓與流量變化的自動匹配。

1.3 流量檢測環(huán)節(jié)的設(shè)計

平衡閥F，G處的壓力是由流量通過流量檢測閥的時候的產(chǎn)生，新原理平衡閥流量檢測閥的流量公式為:

(1)

式中,QL—— 通過節(jié)流口的流量，L/min

d—— 孔徑，m

l—— 通流長度，m

Δp—— 壓差，MPa

η—— 液體黏度，Pa· s

圖3所示為通過流量檢測閥的流量與兩端壓差的關(guān)系，合理設(shè)置的流量檢測閥參數(shù)，可以為流量控制活塞的設(shè)計提供依據(jù)。這里按額定流量通過時，取壓差為0.4 MPa設(shè)計。

圖3 流量與流量檢測閥兩端壓差之間的關(guān)系

1.4 可控節(jié)流閥閥口的設(shè)計

圖4為閥芯位移和節(jié)流閥芯開口面積的關(guān)系，由圖4可知，可控節(jié)流閥芯位移和開口面積之間的關(guān)系如曲線y1所示，為計算方便，可將實際閥芯面積曲線近似看成近似閥芯面積曲線y1和近似閥芯面積曲線y2，在閥芯從初始位置X為0移動到3 mm的過程中，節(jié)流閥閥芯面積隨位移的增加，變化較快，但是閥芯從X為3 mm到10 mm的過程中隨閥芯位移的增加，閥芯開口面積變化較慢，為了減少前半段閥芯位移大幅度的變化從而引起調(diào)節(jié)的誤差，從而采用串聯(lián)彈簧代替單一彈簧的模式，在串聯(lián)彈簧的作用下，減少X從0～3 mm的斜率，讓閥芯在前后段的位移變化處于定值，從而使可控節(jié)流閥擁有更好的調(diào)節(jié)性能。

圖4 閥芯位移和節(jié)流閥芯開口面積的關(guān)系

圖5為采用串聯(lián)彈簧后，節(jié)流閥口理論面積和實際面積的對比，虛線為理論上節(jié)流閥口開口面積隨閥芯位移變化，實線為實際節(jié)流閥芯開口面積隨閥芯位移變化。

圖5 節(jié)流閥開口實際面積與理論面積對比

1.5 功率損失分析

新原理平衡閥與傳統(tǒng)的平衡閥相比，能量損耗較少，因為傳統(tǒng)的平衡閥是通過最大負(fù)載的情況來調(diào)節(jié)壓力的，即使是在較小的負(fù)載下運行時，也會有較大的控制壓力，這樣造成的很大的能源損耗。而且當(dāng)負(fù)載不變時，如果通過更大的流量，就會產(chǎn)生更大的背壓，液壓缸上腔壓力此時會相應(yīng)增加；如果流量減少時，這時候產(chǎn)生的背壓就會因無法匹配負(fù)載造成液壓缸失速下滑。而新原理平衡閥的優(yōu)點是可自動根據(jù)負(fù)載和流量的變化來改變節(jié)流閥的開口面積，這樣的話，即使是在負(fù)載較小的時候，新原理平衡閥也可以維持一個較小的控制壓力不變；同理，如果流量發(fā)生變化時，閥口的開口面積便可自適應(yīng)流量的變化，減少能源的損耗。

圖6為傳統(tǒng)平衡閥與新原理平衡閥控制壓力與負(fù)載的關(guān)系曲線，圖中可以看出傳統(tǒng)平衡閥在負(fù)載很小的時候也有較大的控制壓力，而新原理平衡閥將控制壓力保持在一個較小的范圍內(nèi)，降低能源的損耗。

圖6 傳統(tǒng)平衡閥與新型平衡閥控制壓力對比

圖7為新原理平衡閥控制壓力隨負(fù)載變化的關(guān)系，由圖中可以看出，當(dāng)流量發(fā)生變化時，新原理平衡閥能夠及時的對流量發(fā)生的變化進行調(diào)節(jié)，調(diào)節(jié)控制壓力，避免流量變化引起負(fù)載的失速下滑。圖中當(dāng)流量達(dá)到額定流量的1.5倍，即60 L/min時，最高控制壓力為1.03 MPa。當(dāng)流量減小到額定流量50%，即20 L/min時，最小控制壓力為0.97 MPa。

圖7 新原理平衡閥控制壓力與負(fù)載的關(guān)系

2 模擬仿真

2.1 數(shù)學(xué)模型的建立

據(jù)圖7可得出下降工況時，各部件的運動微分方程和各容腔的流量連續(xù)方程，得系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型如下[12]：

液壓缸運動微分方程：

(2)

式中，A1，A2—— 液壓缸無桿腔與有桿腔面積，m2

p1—— 液壓缸下腔壓力，即為流量檢測閥F處的壓力(流經(jīng)液控單向閥壓力損失較小，可忽略不計)，MPa

G—— 液壓缸活塞與負(fù)載質(zhì)量之和，kg

pk—— 液壓缸上腔壓力，為液控單向閥的控制壓力，MPa

m2—— 液壓缸活塞和負(fù)載質(zhì)量之和，kg

B1—— 液壓缸活塞運動黏性阻尼系數(shù)，

N·s/m

z—— 液壓缸活塞行程，m

平衡閥閥芯運動微分方程：

(3)

式中,A3—— 負(fù)載控制活塞面積，m2

A4—— 流量控制活塞面積，m2

x—— 閥芯位移，m

p2—— 流量檢測閥G處壓力，MPa

K1—— 可控節(jié)流閥彈簧剛度，N/m

m1—— 閥芯與控制活塞質(zhì)量之和，kg

B2—— 活塞運動黏性阻尼系數(shù), N· s/m

平衡閥閥口流量方程：

(4)

式中,QL—— 通過節(jié)流口的流量，L/min

C—— 節(jié)流閥口流量特性系數(shù)

Ar—— 節(jié)流閥口開口面積，m2

ρ—— 油液密度，kg/m3

壓力p1與壓力p2的關(guān)系：

p2=p1-p3-K2(Q1-QL)

(5)

式中,K2—— 推導(dǎo)出來的系數(shù)，為0.01

p3—— 通過40 L/min的壓降為0.4 MPa

Q1—— 流量為40 L/min

液壓缸上腔流量連續(xù)方程：

(6)

式中,Vu—— 液壓缸無桿腔容積，m3

βe—— 油液彈性模量，N/m2

G1—— 系統(tǒng)內(nèi)泄系數(shù)

Q—— 系統(tǒng)供油流量，L/min

液壓缸下腔流量連續(xù)方程：

(7)

式中,Vd為液壓缸有桿腔容積，m3。

根據(jù)以上方程可以推導(dǎo)出狀態(tài)方程表示新原理平衡閥數(shù)學(xué)模型如下[12]：

(8)

2.2 仿真模型的建立

由式(8)可得液壓缸上腔連續(xù)性模型仿真子系統(tǒng)如圖8所示，液壓缸下腔流量連續(xù)性模型如圖9所示，節(jié)流閥閥芯運動模型如圖10所示，液壓缸運動模型如圖11所示。

圖8 液壓缸上腔流量連續(xù)性模型

圖9 液壓缸下腔流量連續(xù)性模型

圖10 節(jié)流閥芯運動模型

圖11 液壓缸運動模型

將運動模型子系統(tǒng)集合成新原理平衡閥的Simulink仿真模型，如圖12所示。

仿真參數(shù)如表1所示。

圖13為閥芯速度階躍響應(yīng)曲線，可以看出系統(tǒng)在0.14 s達(dá)到平衡,圖14為液壓缸活塞速度階躍響應(yīng)曲線，可以看出系統(tǒng)在0.17 s達(dá)到平衡，對比文獻[13]中的平衡閥，閥芯速度階躍曲線在1.8 s達(dá)到平衡，液壓缸活塞速度階躍響應(yīng)曲線在2.1 s達(dá)到平衡，可以看出新原理平衡閥動態(tài)響應(yīng)較快。

圖12 新原理平衡閥的Simulink仿真模型

表1 仿真參數(shù)表

圖13 閥芯速度的階躍響應(yīng)曲線

圖14 液壓缸活塞速度的階躍響應(yīng)曲線

3 結(jié)論

介紹了一種自動適應(yīng)負(fù)載變化與流量變化的液壓平衡閥，對其工作原理和結(jié)構(gòu)特點進行了詳細(xì)論述，以額定流量40 L/min的規(guī)格，對平衡閥的靜態(tài)特性進行分析計算，新原理平衡閥通過流量在20～60 L/min、負(fù)載壓力從0～32 MPa、控制壓力穩(wěn)定在0.97～1.03 MPa之間，幾乎為很小的恒定值。用MATLAB/Simulink對新原理平衡閥建立數(shù)學(xué)模型，進行仿真研究，結(jié)果表明新原理平衡閥動態(tài)響應(yīng)較快，可滿足工程中對液壓平衡閥的要求。新原理平衡閥的研究，為進一步改善平衡回路的特性，節(jié)約能源提供了依據(jù)。