裝載機負(fù)載敏感液壓系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計及仿真分析

申慧君， 陶 柳

(四川省沖壓發(fā)動機先進(jìn)制造技術(shù)工程實驗室， 四川 德陽 618000)

引言

隨著國民經(jīng)濟的快速發(fā)展，液壓裝載機作為一類快速、高效的施工機械廣泛使用在各種工程建設(shè)領(lǐng)域，特別是在基礎(chǔ)設(shè)施建設(shè)中的作用尤為重要。我國工程機械行業(yè)發(fā)展規(guī)劃中把液壓裝載機作為重點發(fā)展產(chǎn)品，同時對裝載機的節(jié)能、高效、操作簡化和舒適等方面的研究，也被列為重點研發(fā)內(nèi)容及關(guān)鍵技術(shù)。負(fù)載敏感壓力補償技術(shù)是近年來發(fā)展起來的一門新型技術(shù)，在改善操縱性、協(xié)調(diào)各機構(gòu)同時動作、節(jié)能等方面都有顯著特點，和電子控制結(jié)合起來是將來機械液壓系統(tǒng)的發(fā)展趨勢[1-3]。

負(fù)載敏感系統(tǒng)具有節(jié)能和比例控制兩大優(yōu)點，操作者可以通過控制方向閥的行程來控制2個或2個以上機構(gòu)的速度，而不受負(fù)荷大小的影響，且不會有過多的能量損失。因此，負(fù)載敏感技術(shù)將是裝載機液壓系統(tǒng)的發(fā)展方向，但是負(fù)載敏感液壓系統(tǒng)中關(guān)鍵元件多路閥通過壓力補償閥設(shè)定兩側(cè)壓力差為彈簧力來穩(wěn)定系統(tǒng)的流量，會造成一定的能量損失[4-6]。鑒于此，本研究提出了增加節(jié)能控制閥來降低多路閥補償壓差的節(jié)能負(fù)載敏感液壓系統(tǒng)，利用AMESim仿真軟件建立仿真模型并進(jìn)行仿真分析研究。結(jié)果表明，在相同的工況下，改進(jìn)后的負(fù)載敏感系統(tǒng)，能夠降低工作時多路閥的能量損耗，提高系統(tǒng)及元件的性能及使用壽命。結(jié)論對裝載機負(fù)載敏感液壓系統(tǒng)的節(jié)能及優(yōu)化設(shè)計提供了理論參考。

1 改進(jìn)負(fù)載敏感液壓系統(tǒng)工作原理及節(jié)能特性分析

1.1 工作原理

圖1給出了負(fù)載敏感液壓系統(tǒng)工作原理圖，其中圖1b為改進(jìn)后的負(fù)載敏感液壓系統(tǒng)原理圖，其節(jié)能工作原理為，在負(fù)載敏感多路閥出口及泵流量調(diào)節(jié)閥之間串接1個節(jié)能控制閥，系統(tǒng)梭閥采集的系統(tǒng)最高工作壓力pLs先作用在節(jié)能控制閥右腔，出口壓力作用在節(jié)能控制閥左端。通過動態(tài)調(diào)節(jié)節(jié)能控制閥液阻開口的大小來降低反饋到泵出口流量調(diào)節(jié)閥的最高壓力，進(jìn)而降低泵出口壓力即負(fù)載敏感多路閥進(jìn)口的壓力，相同工況下多路閥進(jìn)出口壓差減小。再通過增大負(fù)載敏感多路閥開口面積，使經(jīng)過負(fù)載敏感多路閥的流量大小保持不變。此種控制方式降低了負(fù)載敏感多路閥的壓力損失，起到節(jié)能作用的同時維持泵的反應(yīng)靈敏性和裝載機的操作性不變，降低了系統(tǒng)的能量損耗，提高系統(tǒng)工作效率的同時對系統(tǒng)及元件的使用壽命提升也有一定效益。

1.2 節(jié)能特性分析

為了便于對節(jié)能控制器節(jié)能作用進(jìn)行分析，對圖1簡化后進(jìn)行受力計算，簡化的液壓系統(tǒng)受力分析如圖2所示，圖中pL1，pL2為支路負(fù)載壓力，設(shè)定pL1>pL2；pn1，pn2為可變節(jié)流閥1，2的出口油壓；p1為泵的工作壓力；Δp為可變節(jié)流閥兩端壓差。閥后壓力補償器閥芯一端受可變節(jié)流閥出口壓力作用，另一端通過先導(dǎo)控制閥和最高負(fù)載壓力相作用，節(jié)能控制閥右端引入最高負(fù)載壓力，出口壓力一路作用在左端彈簧腔，一路引入至流量調(diào)節(jié)閥彈簧腔。流量調(diào)節(jié)閥左端作用于液壓泵出口壓力。根據(jù)系統(tǒng)組成和受力情況，進(jìn)行如下分析計算。

1) 無節(jié)能控制器液阻降壓

以壓力補償閥11為例，如圖2a所示，閥平衡條件分別為[7]：

圖2 負(fù)載敏感液壓系統(tǒng)受力分析原理圖

(1)

(p1-pL1)A2=FT2

(2)

Δp=(p1-pn1)=FT2/A2-FT1/A1

(3)

式中，F(xiàn)T1—— 壓力補償閥11的彈簧力

FT2—— 流量調(diào)節(jié)閥彈簧力

A1，A2—— 分別為壓力補償閥11、流量調(diào)節(jié)閥的閥芯受壓作用面積

閥流量計算公式為[8-9]

Q=CdAΔpm

(4)

式中，Q—— 流量

Cd—— 流量系數(shù)

A—— 多路閥閥口通流面積

m—— 系數(shù)

將式(3)、式(4)代入閥功率損耗計算公式Pw=PQ可得壓力補償閥11的功率損耗公式：

Pw1=CdA(FT2/A2-FT1/A1)(1+m)

(5)

綜上可知，多路閥中壓力補償閥的功率損耗為其補償壓差(1+m)次方成比例，降低多路閥壓力補償閥的補償壓差能有效的降低多路閥能量損耗，流量越大，作用越明顯。

2) 增加節(jié)能控制器液阻降壓

以壓力補償閥11為例，如圖2b所示，閥平衡條件分別為：

(pn1-pL1)A1=FT1

(6)

(pL1-p3)A3=FT3

(7)

(p1-p3)A2=FT2

(8)

Δp=(p1-pn1)=FT2/A2-FT1/A1-FT3/A3

(9)

式中，p3—— 節(jié)能控制器彈簧腔壓力

FT3—— 節(jié)能控制器的彈簧力

A3—— 節(jié)能控制器閥芯受壓作用面積

此時，求得壓力補償閥11及節(jié)能控制閥能量損耗，如式(10)、式(11)所示：

Pw1=CdA(FT2/A2-FT1/A1-FT3/A3)(1+m)

(10)

Pw3=CdA3(FT3/A3)(1+m)

(11)

由式(10)、式(11)推導(dǎo)得出，壓力補償閥減少的能量損失：

PΔw1=CdA(FT3/A3)(1+m)-CdA3(FT3/A3)(1+m)

(12)

其中，A3為節(jié)能控制器的通流面積。因為節(jié)能控制器通過的為梭閥采集過來的控制油路，流量小，所以節(jié)能控制器產(chǎn)生的能量損失CdA3(FT3/A3)(1+m)近似為0，可以忽略不計。

綜上所述，改進(jìn)后系統(tǒng)多路閥減少能量損失為：

PΔw1≈CdA(FT3/A3)(1+m)

(13)

2 AMESim建模及仿真分析

2.1 模型建立

根據(jù)改進(jìn)的負(fù)載敏感液壓系統(tǒng)，利用AMESim軟件[10-11]建立系統(tǒng)仿真模型如圖3所示。

1.油箱 2.電動機 3.油泵 4.變量調(diào)節(jié)液壓缸 5.流量調(diào)節(jié)閥 6.壓力截止閥 7.穩(wěn)流閥 8-14.多路閥 15-16.液壓缸 17.節(jié)能控制閥

2.2 參數(shù)設(shè)置

根據(jù)負(fù)載敏感液壓系統(tǒng)元件結(jié)構(gòu)及工作原理，設(shè)定AMESim各主要模塊的參數(shù)如表1所示，其他參數(shù)保持默認(rèn)。

(續(xù)表1)

2.3 仿真分析

1) 模型驗證分析

設(shè)定兩支路的輸入信號(A)如圖4所示：0～10 s內(nèi)為-40 mA，仿真時間為10 s，仿真步長0.01 s，進(jìn)行仿真運行分析。

圖4 換向閥輸入信號曲線

設(shè)定支路1外加負(fù)載F1在10 s內(nèi)由0 N增加到25000 N，支路2外加負(fù)載F2在10 s內(nèi)由0 N增加到15000 N。換向節(jié)流閥的開度設(shè)定相同，進(jìn)行仿真，結(jié)果如圖5、圖6所示。

圖5 支路1多路閥主閥口流量及負(fù)載變化曲線

圖6 支路2多路閥主閥口流量及負(fù)載變化曲線

由仿真結(jié)果圖5、圖6可知：支路1外加負(fù)載在10 s內(nèi)由0 N增加到25000 N，經(jīng)過約2.3 s支路流量達(dá)到最大值74.3 L/min;支路2外加負(fù)載在10 s內(nèi)由0 N增加到15000 N，經(jīng)過約2.3 s支路流量達(dá)到最大值74.9 L/min。兩支路的流量基本一致，與負(fù)載無關(guān)，只與系統(tǒng)中多路閥閥口開度有關(guān)，證明了所建立模型的正確性和精確性。

2) 節(jié)能工況分析研究

為了保證壓力補償工作穩(wěn)定性等性能，補償彈簧補償壓力值范圍一般為1～2 MPa[12-13]。本研究取液壓泵流量調(diào)節(jié)閥、壓力補償閥彈簧補償壓力值為1.53 MPa。將流量調(diào)節(jié)閥閥芯直徑d=5 mm代入壓力計算公式p=4F/πd2，計算得出壓力補償閥補償彈簧預(yù)緊力F=30.2 N。

設(shè)定支路1的工作負(fù)載恒為25000 N，支路2的工作負(fù)載恒為15000 N，換向閥節(jié)流口大小一致，壓力補償閥彈簧預(yù)緊力為30.2 N，節(jié)能控制器彈簧預(yù)緊力為0 N，即先不考慮節(jié)能控制器節(jié)能作用，設(shè)置仿真時間為10 s，進(jìn)行仿真，結(jié)果如圖7、圖8所示。

如圖7所示為液壓泵出口、流量調(diào)節(jié)閥右端壓力及彈簧力變化曲線圖，從仿真結(jié)果可以發(fā)現(xiàn)，仿真開始時閥芯左右壓差存在輕微的震蕩，0.5 s之后趨于穩(wěn)定，取仿真時間為3 s時仿真數(shù)據(jù)，在流量調(diào)節(jié)閥彈簧力為30.2 N時，泵出口壓力和流量調(diào)節(jié)閥右腔壓力差為1.53 MPa，仿真結(jié)果與理論推導(dǎo)所得結(jié)論一致，再次驗證了所建立仿真模型的精確性。

圖7 液壓泵出口、流量調(diào)節(jié)閥右端壓力及彈簧力變化曲線

如圖8所示為壓力補償閥11主閥口流量及功率損耗曲線圖，從仿真結(jié)果可以發(fā)現(xiàn)，仿真0.5 s之后流量和功率參數(shù)達(dá)到穩(wěn)定，取仿真時間為3 s時仿真數(shù)據(jù)，流量穩(wěn)定在72.9 L/min，功率損耗穩(wěn)定在1.07 kW。

圖8 多路閥主閥口通過流量及功率損耗變化曲線

設(shè)定支路1的工作負(fù)載恒為25000 N，支路2的工作負(fù)載恒為15000 N，多路閥節(jié)流口大小一致，流量調(diào)節(jié)閥彈簧預(yù)緊力為30.2 N保持不變，節(jié)能控制器彈簧預(yù)緊力11.9 N，考慮節(jié)能控制器的節(jié)能作用，將節(jié)能控制器閥芯直徑d=5 mm代入壓力計算公式p=4F/πd2，得到在節(jié)能控制器上產(chǎn)生的壓降約為0.61 MPa，設(shè)置仿真時間為10 s，進(jìn)行仿真，結(jié)果如圖9所示。

如圖9所示為考慮節(jié)能控制器節(jié)能作用后液壓泵出口、流量調(diào)節(jié)閥右端壓力及彈簧力變化曲線圖，從仿真結(jié)果可以發(fā)現(xiàn)，仿真開始時閥芯左右壓差存在輕微的震蕩，0.4 s之后趨于穩(wěn)定，取仿真時間為3 s時仿真數(shù)據(jù)，在節(jié)能控制器彈簧預(yù)緊力為11.9 N時，流量調(diào)節(jié)閥左右腔壓力差為1.53 MPa，由于節(jié)能控制器的節(jié)能作用，泵的出口壓力降低了約為0.61 MPa。

圖9 液壓泵出口、流量調(diào)節(jié)閥右端壓力及彈簧力變化曲線

利用AMESim后處理功能得到考慮節(jié)能控制器節(jié)能作用后多路閥主閥口流量及多路閥閥口節(jié)約功率曲線如圖10所示，從仿真結(jié)果可以發(fā)現(xiàn)，仿真0.4 s之后流量和功率參數(shù)達(dá)到穩(wěn)定，取仿真時間為3 s時仿真數(shù)據(jù)，流量穩(wěn)定在72.9 L/min,節(jié)約功率穩(wěn)定在0.78 kW。

圖10 多路閥主閥口流量及多路閥閥口節(jié)約功率曲線

綜合圖7～圖10所示，通過設(shè)定節(jié)能控制器彈簧力為11.9 N，壓力補償閥11主閥能量損失減少了0.78 kW，證明通過利用節(jié)能控制器的串聯(lián)液阻分壓作用，有效降低了多路閥的能量損耗。

3 結(jié)論

裝載機負(fù)載敏感液壓系統(tǒng)中通過壓力補償作用來維持多路閥前后壓差的恒定，補償壓差的存在會造成一定的能量損失，降低系統(tǒng)效率和元件的使用性能及壽命。鑒于此，本研究設(shè)計提出了增加節(jié)能控制閥串聯(lián)液阻分壓作用來降低多路閥補償壓差的節(jié)能負(fù)載敏感液壓系統(tǒng)。利用AMESim仿真軟件建立仿真模型并進(jìn)行仿真分析研究。

本設(shè)計方案中，通過設(shè)定節(jié)能控制器彈簧力為11.9 N，壓力補償閥11主閥能量損失減少了0.78 kW。仿真數(shù)據(jù)表明，在相同的工況下，改進(jìn)后的負(fù)載敏感系統(tǒng)，能夠有效降低工作時多路閥的能量損耗，提高系統(tǒng)及元件的性能及使用壽命，并且隨著系統(tǒng)流量及多路閥閥片聯(lián)數(shù)越多，效果越明顯。所得結(jié)論對裝載機負(fù)載敏感液壓系統(tǒng)的節(jié)能及優(yōu)化設(shè)計提供了理論參考。