新型補償壓差可控型多路閥設計與分析

王波，李運帷，馮克溫，權龍

(太原理工大學新型傳感器與智能控制教育部重點實驗室，山西太原，030024)

近年來，我國工程機械行業(yè)發(fā)展迅猛，各類機器總保有量達到800萬臺以上，成為國家重要支柱產業(yè)之一。多路閥作為工程機械分配流量、協(xié)調各執(zhí)行器動作的核心元件，它的特性直接影響著主機的操控性能[1]。在實際應用中，為了實現(xiàn)單個或多個執(zhí)行器速度的精確控制，精細控制流量必不可少，這也是多路閥最重要的功能之一[2-3]。由閥口流量公式可知，通過多路閥口的流量不僅與開口面積有關，還受負載變化影響。針對該問題，目前解決方案是在主閥節(jié)流口前或后增設壓力補償器，保持節(jié)流閥口壓差恒定，使閥口流量只與開口面積有關[4]。但壓力補償器也對多路閥流量特性造成了影響，不僅增大節(jié)流損失，還存在流量控制精度低的問題[5-6]；固定壓差也限制了多路閥流量控制范圍[7]。同時，為了實現(xiàn)微小流量的精細控制，需要使主閥口面積梯度盡可能小，通常采用復雜結構的異形閥口，這也增大了閥芯節(jié)流槽設計和制造難度[8-9]。

為了改善多路閥控制特性，部分學者以壓力補償器為對象，分析了彈簧剛度、液動力、閥內流場和負載變化等參數對流量控制精度和穩(wěn)定性的影響[10-12]。陳革新等[13]優(yōu)化設計了補償器閥芯圓弧節(jié)流槽，減小主閥口壓差波動，改善了主閥輸出流量微動特性。為提高控制穩(wěn)定性，趙小龍等[14]設計了“小閥芯、雙閥口”型三通壓力補償閥結構優(yōu)化方案，減小了系統(tǒng)壓力沖擊。為提高多路閥流量控制范圍，劉金剛等[15]研究了采用2個閥芯并聯(lián)驅動方式增大閥口面積、提高多路閥流量范圍的方法。

BIGLIARDI 等[16]采用CFD 方法，研究負載敏感比例多路閥在不同開口度和流量時的閥口壓降、油液射流角和空化區(qū)域；AMIRANTE 等[17]通過流場仿真和試驗研究了空蝕對閥流量特性和閥芯驅動力的影響；艾超等[18-19]在比例減壓閥和主閥之間增設阻尼孔，提高了換向時主閥的穩(wěn)定性，引入了顫振信號補償主閥芯摩擦力，分析顫振信號對主閥流量波動的影響；張宏等[20]以負載敏感多路閥為對象，對比分析了3種不同湍流模型下穩(wěn)態(tài)液動力的仿真結果；楊濤等[21]研究了不同節(jié)流槽方向閥芯穩(wěn)態(tài)液動力的變化規(guī)律。

通過上述分析可知，為控制閥口流量，現(xiàn)有多路閥采用壓力補償器保證流量不受負載變化影響，但受液動力、彈簧力等影響，閥口流量控制精度較低，而定壓差補償器通過彈簧預緊力保持設定補償壓差，一旦設定難以改變，缺乏相應的調控手段和對象。因此，現(xiàn)有研究工作也主要集中在參數匹配、結構改進和閥口設計等。為此，本文作者以多路閥補償壓差為突破點，以多路閥中壓力補償器作為控制對象，提出補償壓差連續(xù)調控控制多路閥流量的方法，通過改變補償壓差，實現(xiàn)微小流量的精確控制、增大通流能力，提高閥口流量控制精度[22-23]。

1 補償壓差可控型多路閥

本研究的核心思想是通過改變補償壓差控制主閥流量。因此，采用何種調控手段控制多路閥補償壓差是首先需要解決的技術難題。

根據壓力補償型多路閥工作原理，改變多路閥補償壓差需要對壓力補償器閥芯施加額外受力，改變補償器閥芯受力平衡關系。但多路閥補償器閥芯行程大、控制力大，以25 通徑多路閥為例，其額定流量達到230 L/min，補償器閥芯行程為7 mm，現(xiàn)有的電機械轉換器難以滿足要求。為此，本文設計電比例減壓閥控制方案，采用工程機械常用的先導式三通比例減壓閥(proportional pressure reducing valve，PPRV)作為控制元件，通過控制比例減壓閥輸出壓力，改變壓力補償器閥芯受力關系，實現(xiàn)多路閥補償壓差的按需調控，該方法控制簡單、技術成熟，可直接適配工程機械主機控制器。

圖1所示為設計的具有補償壓差可控功能的多路閥。由圖1可見：多路閥包括主節(jié)流閥口、換向閥口、壓力補償器以及2 個三通比例減壓閥PPRV組成的補償壓差控制單元。補償壓差控制單元中，2 個比例減壓閥PPRV1 和PPRV2 分別獨立控制壓力補償器x面和y面的壓力，控制PPRV1輸出壓力px對補償器閥芯施加向右的力，增大多路閥補償壓差；控制PPRV2 輸出壓力py對補償器閥芯施加向左的力，減小多路閥補償壓差。

圖1 補償壓差可控型多路閥原理Fig.1 Principle of multi-way valve with controllable compensation differential pressure

當補償壓差調控單元不工作時，比例減壓閥PPRV1 和PPRV2 處于溢流狀態(tài)，工作油口與油箱連通，無壓力輸出。多路閥工作原理與傳統(tǒng)閥后補償多路閥一致，壓力補償器布置在主節(jié)流閥口之后，系統(tǒng)油液首先經過節(jié)流閥口進行流量控制；然后，通過壓力補償器補償負載差異；最后，通過換向閥口控制執(zhí)行器運動方向。

通過上述方式，多路閥即可按傳統(tǒng)壓力補償型方式工作，又可主動調控補償壓差、改變流量控制范圍，實現(xiàn)變流量增益控制。增大補償壓差，提高閥口流量增益，滿足執(zhí)行器快速響應需求；減小補償壓差，減小閥口流量增益，實現(xiàn)微小流量的精細控制。多路閥還可以通過控制補償壓差，對補償器受到液動力、摩擦力等擾動進行補償，提高閥口流量控制精度。

圖2所示為補償壓差可控型多路閥三維結構。為了便于在結構上增加x和y這2 個受力面積，本文所設計的多路閥壓力補償器采用滑閥結構，并增設1 個控制臺肩，比例減壓閥PPRV1 和PPRV2分別與臺肩兩腔Vx和Vy連通，通過獨立控制臺肩兩端x和y面壓力，直接改變壓力補償器受力關系，調控多路閥補償壓差。

圖2 補償壓差可控型多路閥三維模型Fig.2 3D model of multi-way valve with controllable compensation differential pressure

2 理論分析

新的原理是通過控制PPRV輸出壓力改變補償器受力關系，從而改變多路閥補償壓差。圖3所示為補償壓差可控型多路閥計算原理。

圖3 補償壓差可控型多路閥計算原理圖Fig.3 Calculation schematic diagram of multi-way valve with controllable compensation differential pressure

從圖3可見：當補償壓差控制單元不工作時，補償器兩端壓力分別為主節(jié)流閥出口壓力p1和最大負載壓力pLS，由閥芯受力平衡方程可知，主節(jié)流閥出口壓力p1為

式中：p2為壓力補償器出口壓力；KV為穩(wěn)態(tài)液動力系數；x為補償器閥芯位移；A1為補償器閥芯端面積，d1為補償器閥芯直徑。

確定主節(jié)流閥出口壓力p1后，進一步可得主節(jié)流閥兩端壓差Δp(即多路閥的補償壓差)

式中：pp為泵出口壓力。

從式(2)可以看出，多路閥的補償壓差只與泵出口壓力pp和最大負載壓力pLS有關，與工作油口A或B的負載壓力無關。但受液動力影響，多路閥的補償壓差難以維持恒定。同時，油液溫度和流態(tài)的變化也將造成閥口流量系數的改變[24]。這些都將作為擾動變量對多路閥的流量控制造成影響，降低流量控制精度。

引入補償壓差調控單元后，增加了可控變量(py-px)A2/A1，多路閥補償壓差如式(3)所示。控制PPRV 輸出壓力px或py，能夠實現(xiàn)多路閥補償壓差連續(xù)調控、改變閥口流量。通過減小壓差，實現(xiàn)小流量的精確控制；增大壓差，提高閥口通流能力。此外，還可以補償液動力影響，提高閥口流量控制精度。

式中：A2為壓力補償器控制臺肩環(huán)面積，A2=π·(d22-d12)/4，d2為控制臺肩直徑；(px-py)·A2/A1為補償壓差調控單元控制力。

由式(3)可知，多路閥補償壓差與PPRV最大輸出壓力和控制臺肩直徑d2有關。控制臺肩直徑d2越大，多路閥補償壓差控制范圍越大，但過大臺肩直徑d2造成閥體結構布局困難，還會增大控制容腔Vx和Vy，對補償器動靜態(tài)特性帶來影響。為此需綜合考慮，既要有足夠的輸出力滿足工作需求，還保證閥體結構的緊湊性。

目前，已知工程機械常用先導減壓閥最大控制壓力為3 MPa，補償器閥芯直徑d1為28 mm，多路閥補償壓差為1.7 MPa，期望在0.5～3.5 MPa 范圍內調控補償壓差，所需控制力約為950 N。同時考慮穩(wěn)態(tài)液動力Ff影響，由式(4)計算的補償器閥芯所受穩(wěn)態(tài)液動力如圖4所示，在流量為200 L/min、閥口壓差為16 MPa條件下，穩(wěn)態(tài)液動力為194 N，最終可由式(3)計算補償器臺肩直徑d2為36 mm。

圖4 不同壓差、流量下壓力補償器所受液動力Fig.4 Flow force of pressure compensator under different differential pressure and flow rates

式中：Cv為閥口速度系數，取0.98；Qs為壓力補償器流量；Δpc為壓力補償器兩端壓差；θ為射流角，取69°；ρ為油液密度，取860 kg/m3。

3 仿真模型搭建及驗證

3.1 三通比例減壓閥仿真及試驗驗證

PPRV作為調控補償壓差的關鍵元件，其動靜態(tài)特性對多路閥補償壓差調控特性具有重要影響。工程機械所采用先導比例減壓閥多為直接壓力檢測，工作原理如圖5(a)所示。根據該原理所建立的比例減壓閥仿真模型，如圖5(b)所示。為進一步驗證仿真模型正確性，采用Thomas 公司PPCD05 比例減壓閥進行測試，最大輸出壓力為3.2 MPa，額定流量為10 L/min。

圖5 PPRV工作原理和仿真模型Fig.5 Working principle and simulation model of PPRV

試驗中，PPRV 進口壓力設定為4.2 MPa，給定不同電流控制PPRV工作油口相應輸出壓力。圖6給出了PPRV仿真和試驗的壓力動靜態(tài)特性曲線。從圖6(a)可見：受閥芯摩擦力影響，PPRV 輸出壓力存在滯環(huán)，750 mA 控制電流對應最大輸出壓力3.2 MPa。從圖6(b)可見：給定370 mA的電流階躍信號，PPRV輸出壓力為0.67 MPa，響應時間約為130 ms；當控制電流為750 mA 時，PPRV 輸出壓力為3.2 MPa，響應時間約為80 ms。仿真結果與試驗結果具有較高一致性。

圖6 PPRV的壓力動靜態(tài)特性曲線Fig.6 Pressure dynamic and static characteristic curves of PPRV

3.2 傳統(tǒng)負載敏感多路閥仿真和試驗驗證

根據現(xiàn)有負載敏感多路閥真實結構參數，首先在Simulation X軟件中建立多路閥模型，主要包括主換向閥和壓力補償器。建模過程考慮油液壓縮、沿程壓力損失、閥口泄漏以及滑閥與閥體之間的黏性摩擦等。閥口型式為U 型節(jié)流槽，節(jié)流槽尺寸由面積公式計算后導入模型，計算的閥芯位移-面積關系如圖7所示。

圖7 不同閥芯位移下多路閥節(jié)流口面積曲線Fig.7 Port area curve of multi-way valve under different spool displacements

為驗證仿真模型的正確性，在多路閥試驗臺上開展性能測試。試驗臺采用負載敏感變量泵作為動力源，負載敏感壓差設為2 MPa，多路閥P口接液壓泵P口，多路閥LS口接泵LS口，工作油口A口和B口分別連接試驗臺加載回路，T口接試驗臺回油口，其余油口均堵住。試驗時控制先導回路壓力調節(jié)換向聯(lián)開口，記載多路閥出口流量，與仿真結果對比。

圖8所示為不同先導壓力下被測多路閥流量特性曲線。由圖8可見：多路閥主閥芯受摩擦力影響，閥口流量存在較大的滯環(huán)，其中左節(jié)流口和右節(jié)流口最大流量分別為45 L/min和230 L/min。

圖8 不同先導壓力下被測多路閥流量特性曲線Fig.8 Flow characteristic curves of tested multi-way valve under different pilot pressures

圖9所示為被測多路閥的負載敏感特性曲線。試驗時，調節(jié)電機轉速為1 850 r/min、先導壓力為3.5 MPa，測試聯(lián)工作油口連接加載回路，從0 MPa連續(xù)加載至20 MPa。從圖9可見：隨著負載壓力增大，閥口輸出流量基本不變，能夠實現(xiàn)負載敏感控制。其中，右節(jié)流口仿真與測試存在較大偏差，主要原因在于實際測試中，隨著加載壓力增大，泵泄漏增加造成閥口流量減小，而仿真中采用恒壓源，未考慮液壓泵特性。

圖9 被測多路閥負載敏感特性曲線Fig.9 Load-sensing characteristic curves of tested multi-way valve

3.3 聯(lián)合仿真模型搭建及驗證

試驗曲線與仿真結果基本一致，驗證了仿真模型的正確性。進一步，將建立的PPRV仿真模型進行封裝，并與建立的多路閥模型聯(lián)合，最終構建補償壓差可控型多路閥多學科聯(lián)合模型，如圖10所示，具體參數如表1所示。

表1 仿真模型參數Table 1 Parameters of simulation model

圖10 補償壓差可控型多路閥多學科聯(lián)合仿真模型Fig.10 Multidisciplinary co-simulation model of multiway valve with controllable compensation differential pressure

4 多路閥流量控制特性

4.1 原理試驗

設計的補償壓差可控多路閥的根本目的是連續(xù)調控補償壓差控制主閥流量。為了驗證該方法的可行性，采用6通徑的比例閥和壓力補償器，開展原理試驗，應用比例電磁鐵作為控制元件，對補償器閥芯施加不同受力，改變主閥補償壓差，具體試驗原理如圖11所示。

圖11 補償壓差可控試驗原理Fig.11 Experiment principle of controllable compensation differential pressure

試驗中，壓力補償器以疊加方式安裝在比例閥前，額定補償壓差為0.8 MPa，比例電磁鐵安裝在壓力補償器無彈簧端，并集成位移傳感器，在輸出力的同時檢測補償器閥芯位移。同時，在比例閥和補償器之間增加過渡閥塊，壓力傳感器Ⅱ和壓力傳感器Ⅲ安裝在過渡閥塊上，直接檢測比例閥的進口壓力和出口壓力，計算比例閥補償壓差。

圖12所示為比例閥壓差控制特性試驗曲線。通過連續(xù)控制比例電磁鐵輸出力、抵消彈簧預緊力，實現(xiàn)了補償壓差連續(xù)比例控制，通過比例閥的流量也按比例減小。由于流量與壓差呈二次方根的關系，閥口流量呈非線性變化。補償器閥口開度也逐漸減小、節(jié)流作用增大。但受比例電磁鐵電流-力滯環(huán)特性影響，補償壓差和流量控制存在小的滯環(huán)。

圖12 比例閥補償壓差控制特性曲線Fig.12 Flow characteristic curves of tested multi-way valve

圖13所示為不同壓差下比例閥位移-流量特性曲線。由圖13可見：在0.8 MPa 額定補償壓差下，比例閥最大流量約為17 L/min，通過減小補償壓差，比例閥流量增益也逐漸減小，在0.1 MPa壓差下，最大流量僅為4 L/min 左右，實現(xiàn)了改變補償壓差控制比例閥流量增益、改變流量控制范圍的目的。

圖13 不同補償壓差下比例閥位移-流量特性曲線Fig.13 Displacement-flow characteristic curves of proportional valve with different compensation differential pressure

4.2 補償壓差調控特性

上述原理試驗驗證了所提方法的正確性，進一步對設計的采用PPRV控制多路閥補償壓差方案進行研究。圖14所示為多路閥補償壓差連續(xù)調控特性曲線。從圖14可見：通過控制PPRV1 輸出壓力，多路閥補償壓差Δp按比例增大；控制PPRV2輸出壓力，多路閥補償壓差Δp按比例減小，實現(xiàn)了補償壓差的連續(xù)調控。同時，閥口流量隨著補償壓差的變化呈非線性變化。其中，補償器壓差最大可增加到3.4 MPa，最小可減小到0 MPa。

圖14 多路閥補償壓差連續(xù)調控特性曲線Fig.14 Compensation differential pressure continuous control characteristics curves of multi-way valve

圖15所示為不同補償壓差下多路閥的流量曲線。從圖15可見：以1.7 MPa補償壓差下閥的最大流量230 L/min 作為額定流量，通過控制PPRV 輸出壓力，改變多路閥補償壓差，多路閥流量能夠在44%～136%的范圍內變化，滿足執(zhí)行器快速動作和微動控制需求。同時，如圖15中陰影部分所示，通過降低補償壓差，多路閥流量具有更大控制范圍。

圖15 不同補償壓差下多路閥流量特性曲線Fig.15 Flow characteristics curves of multi-way valve under different compensation differential pressure

4.3 液動力補償對流量特性的影響

由式(3)可知，受液動力影響，多路閥補償壓差時刻在變，尤其是大壓差、大流量工況下情況更嚴重。增設壓差調控單元后，可以對閥芯施加反方向力抵消液動力影響，從控制角度為多路閥液動力補償提供一種新方法。但液動力的計算是一難題，常用液動力計算公式如式(4)所示，但壓力補償器兩端壓差Δpc無法直接測得。因此，可將式(4)進一步變形為式(5)，通過位移傳感器檢測補償器閥芯位移x，由閥口面積曲線得到對應的開口面積Ac，并代入多路閥理論流量Qt，對液動力進行估算補償。

式中：Cd為閥口流量系數；Qt為多路閥理論流量；Ac為壓力補償器閥口面積。

仿真時，保持主閥口開度不變，緩慢增加油源壓力直至25 MPa，多路閥口壓降達到最大值，得到穩(wěn)態(tài)負載特性曲線如圖16所示。從圖16可見：液動力補償前，大流量、大壓差情況下，閥口流量存在較大偏差，通過液動力補償后，多路閥流量能夠基本保持設定值，具有好的流量控制精度。

圖16 不同主閥開度下多路閥穩(wěn)態(tài)負載特性曲線Fig.16 Steady-state load characteristic curves of multiway valve under different main valve openings

圖17所示為不同主閥開度下閥口流量圖。從圖17可見：小流量情況下，液動力對補償器影響較小，閥口流量補償前后效果不明顯。隨著閥口流量增大，補償器受液動力逐漸增大，液動力補償效果明顯。

圖17 不同主閥開度下閥口流量Fig.17 Valve port flow under different main valve openings

4.4 臺肩直徑對補償器動態(tài)特性的影響

設計的補償壓差可控型多路閥，在補償器上額外增加直徑為d2的控制臺肩，將影響補償壓差的控制特性。圖18所示為不同臺肩直徑對壓力補償器動態(tài)特性影響。從圖18(a)可見，在相同補償壓差控制值下，隨著控制臺肩直徑d2增大，PPRV需求壓力減小、響應時間增大，受PPRV 特性影響，補償壓差控制響應速度減小，但僅為10 ms左右。由圖18(b)可見，隨著臺肩直徑增大，補償器位移響應速度減小。造成該問題的主要原因如圖18(c)所示，隨著臺肩直徑增大，相同補償器閥芯位移下，容腔Vx和Vy油液體積變化增大，2個容腔壓力變化也增大，產生壓力沖擊，抑制補償器運行。但減小的響應時間僅為10～15 ms，對補償器運行特性影響較小。

圖18 不同臺肩直徑對壓力補償器動態(tài)特性影響Fig.18 Influence of different shoulder diameters on dynamic characteristics of pressure compensator

5 結論

1)提出了補償壓差實時調控原理，引入補償壓差Δp作為控制變量，實現(xiàn)閥口流量變增益控制，還可以補償參數變化對流量的影響，提高流量控制精度。

2)相較傳統(tǒng)多路閥，設計的補償壓差可控型多路閥能夠在0～3.4 MPa 范圍內實時調控補償壓差，在0.3～3.2 MPa 壓差范圍內，閥口流量能夠在44%～136%的額定流量范圍內變化，滿足執(zhí)行器微動操控和快速動作需求。

3)對補償器的液動力估算補償，提高了多路閥流量控制精度，尤其是在大流量、大壓差工況下，液動力補償效果明顯。

4)新方案在壓差補償器上增設了直徑為d2的控制臺肩，但過大的控制臺肩d2直徑將造成補償器動態(tài)特性響應時間增大、閥體結構增大。因此，在滿足補償壓差調控需求范圍內，應選擇小的控制臺肩。