調(diào)壓限壓組合溢流閥調(diào)壓過程的動態(tài)特性研究

劉亞杰，施偉偉，黃志祥

安徽理工大學(xué)機械工程學(xué)院 安徽淮南 232001

溢流閥是液壓系統(tǒng)中調(diào)節(jié)壓力的關(guān)鍵元件，其性能直接決定了液壓系統(tǒng)的壓力穩(wěn)定性及安全性[1-2]。國內(nèi)外學(xué)者對溢流閥動態(tài)特性進(jìn)行了大量的研究，K.Suzuki 等人[3]研制了一款先導(dǎo)式水液壓溢流閥，并研究了不同阻尼孔直徑、先導(dǎo)閥彈簧剛度等對溢流閥穩(wěn)定性的影響；訚耀保等人[4-5]分析了阻尼、節(jié)流孔和空腔容積等因素對溢流閥的影響，提出設(shè)置合適的阻尼能有效提高溢流閥的動態(tài)性能；劉桓龍等人[6]提出了一種帶阻尼活塞的直動式水壓溢流閥結(jié)構(gòu)，通過在直動式溢流閥前增加沉頭槽和帶阻尼孔的活塞減小錐閥的偏振，改善了閥的工作穩(wěn)定性。

以上研究促進(jìn)了溢流閥結(jié)構(gòu)參數(shù)的優(yōu)化和動態(tài)性能的改善，但是對于集成設(shè)計的組合溢流閥動態(tài)性能穩(wěn)定性分析研究較少。筆者提出了一種調(diào)壓限壓組合溢流閥，結(jié)合對普通溢流閥動態(tài)特性的研究方法，利用 AMESim 軟件建立了調(diào)壓限壓組合溢流閥的仿真模型，分析其正常工作下的動態(tài)特性，并與先導(dǎo)式溢流閥進(jìn)行對比，針對調(diào)壓限壓組合溢流閥協(xié)同工作機制，建立調(diào)壓閥芯各端面積之間的匹配關(guān)系，比較不同敏感腔容積對該溢流閥動態(tài)性能的影響，為組合溢流閥的設(shè)計制造提供了指導(dǎo)。

1 工作原理

調(diào)壓限壓組合溢流閥結(jié)構(gòu)如圖 1 所示，主要由調(diào)壓閥、先導(dǎo)閥和限壓閥 3 部分組成。調(diào)壓閥和先導(dǎo)閥的協(xié)同工作過程和先導(dǎo)式溢流閥相同。調(diào)壓閥芯尾部設(shè)有凹凸結(jié)構(gòu)和尾椎，并與限壓閥敏感腔相連，配合形成兩閥相互協(xié)作機制，從而實現(xiàn)調(diào)壓和限壓的功能。

圖1 調(diào)壓限壓組合溢流閥結(jié)構(gòu)Fig.1 Structure of pressure-regulating andpressure-limiting combined relief valve

調(diào)壓限壓組合溢流閥工作原理如圖 2 所示。液壓油從進(jìn)油口進(jìn)入后，分別通向 2 條油路，油路 1 作用在調(diào)壓閥芯凸緣下側(cè)，提供入口壓力p1，并通過液阻R1、R2進(jìn)入先導(dǎo)閥前腔。當(dāng)系統(tǒng)壓力增大到使先導(dǎo)閥打開時，液壓油經(jīng)過先導(dǎo)閥彈簧腔流回油箱。由于液阻的作用，使調(diào)壓閥入口壓力大于調(diào)壓閥敏感腔的壓力，在壓差作用下克服彈簧力向上移動，打開閥口，實現(xiàn)溢流作用。油路 2 通過液阻R3進(jìn)入限壓閥敏感腔，作用在調(diào)壓閥芯尾椎，并產(chǎn)生一個與控制壓力相反的液壓力p3，增加限壓閥預(yù)緊力的同時，保證了先導(dǎo)彈簧的小剛度。調(diào)壓閥芯開啟時，由于尾椎端面上的液壓力p3與入口壓力p1的波動規(guī)律相似，可部分抵消進(jìn)口壓力的波動，提升了調(diào)壓限壓組合溢流閥的穩(wěn)定性。當(dāng)入口壓力增大到設(shè)定泄壓值時，調(diào)壓閥芯運動至最上端，由于調(diào)壓閥芯的凹凸結(jié)構(gòu)，限壓閥敏感腔連通調(diào)壓閥彈簧腔實現(xiàn)泄壓，確保系統(tǒng)在高壓大流量工況下的安全性。

圖2 調(diào)壓限壓組合溢流閥工作原理Fig.2 Working principle of pressure-regulating andpressurelimiting combined relief valve

2 建模與仿真

根據(jù)調(diào)壓限壓組合溢流閥的工作原理，利用AMESim 軟件中的 HCD 液壓元件庫、Hydraulic 庫等對其進(jìn)行設(shè)計，建立調(diào)壓限壓組合溢流閥的仿真模型，如圖 3 所示。調(diào)壓限壓組合溢流閥仿真模型主要參數(shù)如表 1 所列。

圖3 調(diào)壓限壓組合溢流閥仿真模型Fig.3 Simulation model of pressure-regulating andpressurelimiting combined relief valve

表1 仿真模型主要參數(shù)Tab.1 Main parameters of simulation model

為與普通先導(dǎo)式溢流閥的性能作對比，建立普通先導(dǎo)式溢流閥仿真模型，如圖 4 所示。圖 4 中主要元件參數(shù)如下：先導(dǎo)閥阻尼孔直徑為 0.8 mm，閥芯質(zhì)量為 0.3 kg，彈簧剛度為 20 N/mm，彈簧預(yù)緊力為90 N；調(diào)壓閥阻尼孔直徑為 1.0 mm，閥芯質(zhì)量為 0.5 kg，彈簧剛度為 15 N/mm，彈簧預(yù)緊力為 25 N。

圖4 普通先導(dǎo)式溢流閥仿真模型Fig.4 Simulation model of common pilot relief valve

3 結(jié)果與分析

利用 AMESim 模擬調(diào)壓限壓組合溢流閥的內(nèi)部結(jié)構(gòu)和工作原理，分析對比調(diào)壓限壓組合溢流閥與先導(dǎo)式溢流閥在相同參數(shù)下的動態(tài)性能差異，考察不同調(diào)壓閥芯受力端面面積配比及敏感腔容積對調(diào)壓限壓組合溢流閥動態(tài)性能的影響，通過對仿真結(jié)果進(jìn)行分析，為優(yōu)化組合溢流閥的結(jié)構(gòu)參數(shù)提供依據(jù)。

3.1 與先導(dǎo)式溢流閥的動態(tài)性能比較

調(diào)壓限壓組合溢流閥和先導(dǎo)式溢流閥的入口壓力特性曲線如圖 5 所示。溢流閥入口流量為 100 L/min，在該組參數(shù)下，2 種溢流閥具有相同的調(diào)定壓力。對于先導(dǎo)式溢流閥而言，在高壓油液控制下，主閥開啟瞬間存在一定的超調(diào)量，響應(yīng)時間較長；在調(diào)壓限壓組合溢流閥中，由于限壓閥腔壓力對調(diào)壓閥芯尾椎的作用降低了調(diào)壓閥芯回路開環(huán)增益，入口壓力波動得到有效抑制，調(diào)壓限壓組合溢流閥的超調(diào)量、升壓時間、過渡時間均小于前者。這表明調(diào)壓限壓組合溢流閥能降低壓力波動，具有更好的動態(tài)性能。調(diào)壓限壓組合溢流閥入口調(diào)節(jié)壓力穩(wěn)定在 18.0 MPa，壓力超調(diào)量為 1.7 MPa，均符合設(shè)計要求，具有良好的穩(wěn)壓精度。

圖5 溢流閥流量階躍下的 p-t 曲線Fig.5 p-t curve in circumstance of flow step of relief valve

3.2 調(diào)壓閥芯受力端面面積的影響

為實現(xiàn)較好的調(diào)壓限壓協(xié)作效果，有必要分析各端面的面積配比，即調(diào)壓閥芯凸緣下側(cè)有效受力面積A1、調(diào)壓閥芯凸緣上側(cè)有效受力面積A2以及尾椎受力端面面積A3之間的匹配關(guān)系。選擇 3 組不同面積配比的方案：A1>A2+A3，A1

圖6 不同受力面積下的仿真曲線Fig.6 Simulation curves at various stressed area

表2 不同受力面積的試驗方案Tab.2 Test schemes with various stressed area cm2

(1) 調(diào)壓閥芯受力端面積A1、A2和A3之間存在一定的匹配關(guān)系。由圖 6(a) 可知，當(dāng)A1>A2+A3時，A2+A3與A1取值相差越大，閥入口壓力振動越劇烈，響應(yīng)時間明顯增加。與圖 6(c) 方案 f 相比，方案 f 的入口穩(wěn)定壓力是方案 a 入口穩(wěn)定壓力的 1.57 倍。這是由于尾椎受力端面積越小，調(diào)壓閥芯的背壓作用越小，調(diào)壓閥開啟越容易，最終使得閥入口壓力降低。由圖 6(b) 可知，當(dāng)A1

(2) 當(dāng)A2+A3與A1面積選取相同時，不同的受力面積參數(shù)對入口壓力的影響較小。由圖 6(c) 可知，隨著尾椎受力端面積A3的增大，限壓閥腔的壓力作用更顯著，入口壓力的超調(diào)量降低，響應(yīng)速度變快，進(jìn)一步說明了該組合溢流閥的多力穩(wěn)壓設(shè)計有利于調(diào)壓閥芯的快速穩(wěn)定。當(dāng)A2+A3與A1取值相同時，得到的仿真結(jié)果較為理想：與方案 g 相比，方案 f 入口壓力的超調(diào)量降低了 2.1%，響應(yīng)時間減少了 8%；與方案 e 相比，方案 f 入口壓力的超調(diào)量增加了 2.6%，響應(yīng)時間增加了 8%。

3.3 溢流閥敏感腔容積的影響

組合溢流閥的調(diào)壓閥及限壓閥分別設(shè)有敏感腔，與液阻共同作用產(chǎn)生液壓力。假設(shè)調(diào)壓閥敏感腔容積V1分別為 10.0、15.0、25.0 cm3，限壓閥敏感腔容積V2分別為 5.0、10.0、15.0 cm3。敏感腔容積對主閥閥口壓力的影響如圖 7 所示，通過仿真分析，可以得出如下結(jié)論。

圖7 敏感腔容積對主閥閥口壓力的影響Fig.7 Influence of volume of sensitive cavity on pressure at port of main valve

不同敏感腔容積的取值對閥入口的穩(wěn)定壓力幾乎沒有影響，穩(wěn)定壓力為 18.0 MPa。調(diào)壓閥敏感腔容積V1和限壓閥敏感腔容積V2對組合溢流閥動態(tài)性能的影響較為顯著且規(guī)律相似。敏感腔容積取值偏小時，減壓速度較快，溢流閥達(dá)到峰值時間較短，但是壓力超調(diào)量較高，過渡時間長且入口壓力存在一定波動；敏感腔容積取值偏大時，敏感腔作用不明顯，動態(tài)性能欠佳，易出現(xiàn)振蕩，且響應(yīng)會變得遲緩。當(dāng)容積在較小范圍內(nèi)變動時，溢流閥動態(tài)性能的影響變化很小，從另一方面說明，該組合溢流閥的多力穩(wěn)壓設(shè)計可以在一定程度上緩解敏感腔容積變化帶來的不穩(wěn)定性影響，提高溢流閥的穩(wěn)定性。當(dāng)限壓閥敏感腔容積V2取值不變時，與V1=10.0 cm3相比，V1=15.0 cm3時的超調(diào)量增大了 4%，達(dá)到峰值時間增加了 33%。

4 結(jié)論

通過建立調(diào)壓限壓組合溢流閥的物理模型，并對其動態(tài)特性進(jìn)行仿真，得到如下結(jié)論。

(1) 在參數(shù)選取相似的情況下，調(diào)壓限壓組合溢流閥壓力超調(diào)率為 5.2%，響應(yīng)時間為 40 ms，優(yōu)于先導(dǎo)式溢流閥 24% 的壓力超調(diào)率。調(diào)壓閥芯端面受力的相互抵消作用補償了入口壓力波動，溢流閥的響應(yīng)速度及穩(wěn)定性得到了有效提升。作用在調(diào)壓閥芯尾椎的液壓力提供預(yù)緊力的同時代替了先導(dǎo)閥彈簧剛度的作用，降低了主閥芯和先導(dǎo)閥芯振動幅度，從而提高了壽命。

(2) 調(diào)壓閥芯凸緣上側(cè)有效受力面積、尾椎端面積與調(diào)壓閥芯凸緣下側(cè)有效受力面積的配比關(guān)系對溢流閥的動態(tài)性能影響較大。當(dāng)A1>A2+A3時，閥入口壓力波動增大，響應(yīng)時間由 40 ms 增加至 100 ms；當(dāng)A1

(3) 溢流閥入口壓力p1受調(diào)壓閥和限壓閥敏感腔容積的影響。過大的敏感腔容積會導(dǎo)致限壓閥敏感腔作用降低，穩(wěn)定時間變長，沖擊超調(diào)量后移且振動劇烈，進(jìn)一步說明，該組合溢流閥的多力穩(wěn)壓設(shè)計有利于溢流閥的穩(wěn)定性。