具有壓差-位移檢測(cè)裝置的多路閥特性研究

趙冬，楊敬

(太原理工大學(xué)機(jī)械與運(yùn)載工程學(xué)院，山西太原 030024)

0 前言

多路換向閥作為多執(zhí)行元件的中心控制元件，通過壓力及流量雙重控制實(shí)現(xiàn)對(duì)復(fù)雜液壓系統(tǒng)不同執(zhí)行機(jī)構(gòu)的聯(lián)合控制，在工程機(jī)械中的使用尤為廣泛[1-2]?？沽髁匡柡拓?fù)載敏感系統(tǒng)(LUDV)具有節(jié)能高效、精準(zhǔn)可靠以及大流量情況之下仍然可以保持執(zhí)行機(jī)構(gòu)的協(xié)同工作等優(yōu)點(diǎn)，在工程機(jī)械中得到大量的使用[3-4]。但是由于LUDV系統(tǒng)中的壓力補(bǔ)償閥以及附帶的油路，仍然會(huì)帶來節(jié)流壓力以及沿程壓力損失[5]。

LISOWSKI等[6]在不使用壓力補(bǔ)償閥及壓力反饋傳感器的情況下，僅通過改變滑閥閥口的形狀，利用液動(dòng)力實(shí)現(xiàn)了壓力補(bǔ)償。隨著傳感器和控制技術(shù)的發(fā)展，LUDV系統(tǒng)在進(jìn)一步提高定位精度、穩(wěn)定性、安全性以及節(jié)能方面表現(xiàn)出較大的研究空間，也使得以電控及閥口參數(shù)實(shí)時(shí)測(cè)量控制方式取代原有硬件壓力補(bǔ)償功能得以實(shí)現(xiàn)。國(guó)內(nèi)學(xué)者對(duì)此進(jìn)行了大量的研究。權(quán)龍[7]提出新的流量控制原理，僅用位移力反饋比例節(jié)流閥實(shí)現(xiàn)了流量與壓差變化無關(guān)的單調(diào)線性控制。武宏偉[8]提出一種電子壓力補(bǔ)償流量匹配的新型液壓系統(tǒng)，并對(duì)比了負(fù)載敏感壓力補(bǔ)償、電子壓力補(bǔ)償流量匹配、電液負(fù)載敏感3種系統(tǒng)的能耗情況。都佳等人[9]基于電子壓力補(bǔ)償提出了泵閥協(xié)同壓力流量復(fù)合控制的液壓系統(tǒng)。電子壓力補(bǔ)償?shù)姆绞绞腔趬毫﹄姺答?、通過計(jì)算流量來實(shí)現(xiàn)閥芯位移的調(diào)節(jié)，具有精度高的特點(diǎn)，然而閥芯位移受到壓力信號(hào)劇烈變化時(shí)容易發(fā)生振蕩。

為了提高系統(tǒng)穩(wěn)定性，本文作者通過壓差-位移檢測(cè)裝置替代壓力電反饋來檢測(cè)壓差，提高系統(tǒng)的阻尼從而降低閥芯的振蕩[10]。首先利用AMESim仿真軟件建立基于電子壓力補(bǔ)償流量匹配的泵閥協(xié)同復(fù)合控制系統(tǒng)仿真模型；然后建立具有該壓差-位移檢測(cè)裝置的泵閥協(xié)同復(fù)合控制系統(tǒng)的仿真模型，通過仿真對(duì)壓差-位移檢測(cè)裝置進(jìn)行參數(shù)匹配，探討各參數(shù)對(duì)系統(tǒng)特性的影響；之后對(duì)比具有壓差-位移檢測(cè)裝置與單純采用壓力傳感器對(duì)液壓系統(tǒng)特性的影響。

1 壓差-位移檢測(cè)裝置的工作原理

流體通過多路閥閥口的流量特性公式為

(1)

傳統(tǒng)抗流量飽和負(fù)載敏感系統(tǒng)使用閥后壓力補(bǔ)償(壓力補(bǔ)償閥位于節(jié)流口后)，通過梭閥將負(fù)載最高壓力引到各聯(lián)的壓力補(bǔ)償閥以及負(fù)載敏感泵的敏感腔，使多路閥各聯(lián)的進(jìn)出口壓差Δp保持一個(gè)定值，Δp一般為1～2 MPa。根據(jù)式(1)可知：抗流量飽和系統(tǒng)的流量Q只與閥口的過流面積A呈單調(diào)線性關(guān)系[11-12]。

與傳統(tǒng)抗流量飽和負(fù)載敏感系統(tǒng)不同，電子壓力補(bǔ)償首先經(jīng)過壓力傳感器實(shí)時(shí)檢測(cè)多路閥進(jìn)出口壓差Δp，然后通過改變閥芯位置補(bǔ)償因壓差變化產(chǎn)生的流量變化，使通過多路閥的流量不隨負(fù)載壓力變化。但由于壓力傳感器檢測(cè)到閥口壓差高頻變化信號(hào)時(shí)會(huì)引起主閥芯振蕩，而主閥芯振蕩會(huì)引起流體的振蕩，振蕩的流體與閥芯形成非定常流固耦合效應(yīng)，使得執(zhí)行元件動(dòng)態(tài)特性變差。所以文中在多路閥結(jié)構(gòu)上取消了壓力補(bǔ)償器，采用電液比例泵取代了原先的負(fù)載敏感泵，在閥體上增加一個(gè)壓差-位移檢測(cè)裝置。與電子壓力補(bǔ)償流量匹配系統(tǒng)相比，壓差-位移檢測(cè)裝置取代了多路閥進(jìn)口與出口安裝的2個(gè)壓力傳感器，將多路閥前后的壓差信號(hào)通過壓差-位移檢測(cè)裝置轉(zhuǎn)化成位移信號(hào)?？刂破鞲鶕?jù)壓差-位移裝置的位移信號(hào)計(jì)算閥口流量，實(shí)時(shí)調(diào)節(jié)比例多路閥的閥口開度，從而實(shí)現(xiàn)壓差補(bǔ)償，提高了壓差波動(dòng)時(shí)抑制閥芯振蕩能力。

該壓差-位移檢測(cè)裝置主要由力比較活塞、壓縮彈簧、位移傳感器組成。模型及原理如圖1所示。

圖1 模型(a)及其原理(b)

由圖2可以看出：該裝置近似為一個(gè)質(zhì)量-彈簧-阻尼系統(tǒng)。力比較活塞和兩腔的力平衡方程為

圖2 裝置簡(jiǎn)化圖

(2)

對(duì)式(2)進(jìn)行拉普拉斯變換后為

Δp(s)A=ms2X(s)+BpsX(s)+KX(s)

(3)

得到閥進(jìn)出口壓差與輸出位移的傳遞函數(shù)為

(4)

將上式化成標(biāo)準(zhǔn)形式為

(5)

(6)

輸出位移

(7)

圖3所示為系統(tǒng)框圖。由公式(7)可知：文中所述壓差-位移檢測(cè)裝置的力比較活塞位移取決于力比較活塞的有效面積A和質(zhì)量m、壓縮彈簧的彈簧剛度K以及黏性阻尼系數(shù)Bp。為了研究不同參數(shù)對(duì)系統(tǒng)的影響，需要初步確定壓差-位移檢測(cè)裝置的基本參數(shù)。

圖3 系統(tǒng)框圖

首先需要確定力比較活塞的有效面積A，有效面積取決于活塞的直徑和桿徑。忽略式(2)中質(zhì)量m和黏性阻尼系數(shù)Bp對(duì)系統(tǒng)的影響后，力平衡方程為

ΔpA=KX

(8)

輸出位移

X=AΔp/K

(9)

由式(9)可知：輸出位移X主要取決于多路閥兩端壓差Δp、有效面積A和彈簧剛度K。因?yàn)檩敵隽髁恐慌c閥口開度呈線性關(guān)系，需維持壓差不變。為防止輸出位移過大，需要減小有效面積A和增大彈簧剛度K。

考慮裝置結(jié)構(gòu)以及彈簧選型，初步確定力比較活塞直徑為24 mm、桿徑為10 mm。目前液控多路閥響應(yīng)頻率為30 Hz左右，根據(jù)典型節(jié)流口通流面積曲線確定閥芯微動(dòng)區(qū)間的響應(yīng)頻率為50 Hz左右，以此作為壓差-位移檢測(cè)裝置的轉(zhuǎn)折頻率。假設(shè)壓縮彈簧剛度為30 N/mm，用式(6)可初步估算力比較活塞質(zhì)量為0.2 kg。

2 電子壓力補(bǔ)償泵閥協(xié)同復(fù)合控制系統(tǒng)AMESim仿真模型的建立和驗(yàn)證

2.1 泵閥協(xié)同壓力流量復(fù)合控制系統(tǒng)AMESim仿真模型的建立

通過AMESim仿真軟件建立圖4所示電子壓力補(bǔ)償?shù)谋瞄y協(xié)同復(fù)合控制系統(tǒng)仿真模型。它由多路閥主閥芯、流量補(bǔ)償器、負(fù)載以及電液比例泵組成。在比例多路閥入口和出口分別安裝壓力傳感器以實(shí)時(shí)檢測(cè)進(jìn)出口壓差數(shù)據(jù)，經(jīng)流量補(bǔ)償器從而實(shí)現(xiàn)泵閥協(xié)同復(fù)合控制。圖5所示為多路閥的主閥芯實(shí)物。根據(jù)實(shí)物圖的尺寸對(duì)模型中的主閥芯模型參數(shù)進(jìn)行設(shè)定，其他模型參數(shù)按照表1進(jìn)行設(shè)置。

表1 仿真模型參數(shù)

圖4 電子壓力補(bǔ)償泵閥協(xié)同復(fù)合控制系統(tǒng)AMESim仿真模型

圖5 多路閥閥芯實(shí)物

2.2 試驗(yàn)驗(yàn)證

為了驗(yàn)證建立的起重機(jī)泵閥協(xié)同復(fù)合控制系統(tǒng)仿真模型的準(zhǔn)確性，搭建了圖6所示的多路閥試驗(yàn)平臺(tái)。電液比例泵恒定轉(zhuǎn)速為1 900 r/min，比例溢流閥調(diào)定電液比例多路閥的閥后壓力為負(fù)載壓力1.2 MPa；先導(dǎo)油腔內(nèi)的壓力取0.8、1.2、1.6 MPa。主閥壓力損失試驗(yàn)與仿真結(jié)果對(duì)比如圖7所示。

圖6 多路閥試驗(yàn)平臺(tái)

圖7 不同先導(dǎo)壓力時(shí)的主閥壓力損失

在各個(gè)閥口開度下，仿真與試驗(yàn)的控制特性曲線均能較好地吻合，試驗(yàn)的閥前、后壓差與仿真結(jié)果基本吻合，證明了建立的大流量電液比例換向閥AMESim模型的準(zhǔn)確性。

為驗(yàn)證電液比例泵模型的準(zhǔn)確性，對(duì)電液比例泵進(jìn)行動(dòng)靜態(tài)特性測(cè)試。電液比例泵實(shí)物如圖8所示。靜態(tài)特性測(cè)試設(shè)置電液比例泵的電機(jī)轉(zhuǎn)速為1 900 r/min，比例溢流閥調(diào)定負(fù)載壓力的數(shù)值為16 MPa。輸入手柄信號(hào)先從0逐漸增大至700 mA，再?gòu)?00 mA逐漸降至0，液壓泵靜態(tài)特性曲線如圖9所示。動(dòng)態(tài)特性測(cè)試設(shè)置電液比例泵的電機(jī)轉(zhuǎn)速為1 900 r/min，比例溢流閥調(diào)定負(fù)載壓力的數(shù)值為1 MPa，手柄信號(hào)先從0階躍變化至500 mA，保持一段時(shí)間后手柄信號(hào)由500 mA階躍變化至300 mA，之后手柄信號(hào)在500 mA和300 mA之間，先保持一段時(shí)間再進(jìn)行階躍式的變換。液壓泵階躍響應(yīng)特性曲線如圖10所示。

圖8 電液比例泵實(shí)物

圖9 負(fù)載壓力為16 MPa時(shí)泵的靜態(tài)特性曲線

圖10 負(fù)載壓力為1 MPa時(shí)泵的階躍特性曲線

由圖9、10可知：試驗(yàn)中的負(fù)載壓力與設(shè)定和仿真存在一定的差異，這是由于實(shí)際的溢流閥的啟閉特性所造成的。由電液比例泵的試驗(yàn)和仿真結(jié)果可知：仿真與試驗(yàn)的輸出流量曲線能較好地吻合，說明所建立的仿真模型能比較準(zhǔn)確地代表實(shí)際的電液比例泵。

3 具有壓差-位移檢測(cè)裝置的泵閥協(xié)同復(fù)合控制系統(tǒng)的AMESim仿真模型的建立與參數(shù)匹配研究

3.1 壓差-位移檢測(cè)裝置的AMESim仿真模型的建立

根據(jù)上節(jié)壓差-位移檢測(cè)裝置的結(jié)構(gòu)與工作原理，利用AMESim仿真軟件中的HCD液壓元件設(shè)計(jì)庫(kù)建立壓差-位移檢測(cè)裝置的AMESim仿真模型，如圖11所示。模型中加入單向閥元件的目的是防止閥后壓力在某一時(shí)刻大于閥前壓力時(shí)，力比較活塞反向輸出位移。

圖11 壓差-位移檢測(cè)裝置仿真模型

3.2 具有壓差-位移檢測(cè)裝置的泵閥協(xié)同復(fù)合控制系統(tǒng)的AMESim仿真模型的建立

使用AMESim仿真軟件建立圖12所示的具有壓差-位移檢測(cè)裝置的泵閥協(xié)同復(fù)合控制系統(tǒng)的AMESim仿真模型，包括電液比例泵、比例多路閥、變幅油缸、壓差-位移檢測(cè)裝置。根據(jù)力源L11VO115L型軸向雙聯(lián)電液比例柱塞泵樣本建立液壓泵仿真模型。根據(jù)起重機(jī)變幅油缸的工作特性，在變幅油缸伸出的過程中，負(fù)載壓力隨之減小，因此負(fù)載模型設(shè)置壓力信號(hào)在1 s內(nèi)從120 000 N減小到100 000 N。系統(tǒng)仿真時(shí)間為5 s，時(shí)間步長(zhǎng)為0.001 s。壓差-位移檢測(cè)裝置參數(shù)設(shè)置見表2。

表2 壓差-位移檢測(cè)裝置參數(shù)

圖12 具有壓差-位移檢測(cè)裝置的泵閥協(xié)同復(fù)合控制系統(tǒng)的AMESim仿真模型

3.3 壓差-位移檢測(cè)裝置各參數(shù)對(duì)系統(tǒng)特性的影響

通過AMESim仿真軟件的批處理功能模塊，分別研究多路閥壓差-位移檢測(cè)裝置在不同彈簧剛度K、不同力比較活塞質(zhì)量m、不同黏性阻尼系數(shù)Bp下對(duì)多路閥系統(tǒng)特性的影響[14]。液壓泵輸出最大壓力為28 MPa。設(shè)定輸入流量信號(hào)為80 L/min，其他參數(shù)相同，運(yùn)行仿真。

3.3.1 不同彈簧剛度對(duì)系統(tǒng)的影響

通過批處理功能設(shè)定彈簧剛度K分別為10、20、30 N/mm。為使多路閥前后的壓差保持在2 MPa，經(jīng)計(jì)算將壓差-檢測(cè)裝置的比例環(huán)節(jié)分別設(shè)定為0.26、0.53、0.81。仿真結(jié)果如圖13所示。系統(tǒng)響應(yīng)性能指標(biāo)對(duì)比如表3所示。

表3 響應(yīng)性能指標(biāo)對(duì)比(不同彈簧剛度)

圖13 不同彈簧剛度的仿真曲線

從圖13(a)中可以看出：壓差-位移檢測(cè)裝置的彈簧剛度對(duì)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)影響較大?？芍弘S著彈簧剛度從10 N/mm增加到30 N/mm時(shí)，系統(tǒng)的上升時(shí)間變化了0.009 s，系統(tǒng)的峰值時(shí)間變化了0.02 s，系統(tǒng)的超調(diào)量變化了8.1%。從圖13(b)中可以看出：不同的彈簧剛度對(duì)應(yīng)不同的力比較活塞位移，隨著彈簧剛度K的增加，力比較活塞的位移隨之減小。適當(dāng)增加彈簧剛度對(duì)于壓差-位移檢測(cè)裝置的小型化和減少成本具有一定的幫助。

3.3.2 不同活塞質(zhì)量對(duì)系統(tǒng)的影響

通過批處理功能設(shè)定力比較活塞的質(zhì)量m分別為0.2、0.25、0.3 kg，彈簧剛度設(shè)定為30 N/mm，黏性阻尼系數(shù)設(shè)定為50 N·s/m，其他參數(shù)相同，運(yùn)行仿真，結(jié)果如圖14所示。系統(tǒng)響應(yīng)性能指標(biāo)對(duì)比如表4所示。

表4 響應(yīng)性能指標(biāo)對(duì)比(不同活塞質(zhì)量)

圖14 不同活塞質(zhì)量的仿真曲線

從圖14和表4可知：在壓縮彈簧剛度和黏性阻尼系數(shù)Bp相同的條件下，隨著力比較活塞的質(zhì)量由0.2 kg增加到0.3 kg，上升時(shí)間變化了0.005 s，峰值時(shí)間變化了0.005 s，超調(diào)量減小了2.7%。因此力比較活塞的質(zhì)量對(duì)系統(tǒng)特性的影響較小。

3.3.3 不同黏性阻尼系數(shù)對(duì)系統(tǒng)的影響

通過批處理功能設(shè)定黏性阻尼系數(shù)Bp分別為50、100、150 N·s/m。彈簧剛度設(shè)定為30 N/mm，活塞質(zhì)量設(shè)定為0.2 kg。仿真時(shí)間為5 s，時(shí)間步長(zhǎng)為0.001 s。其他參數(shù)相同，運(yùn)行仿真，結(jié)果如圖15所示。系統(tǒng)響應(yīng)性能指標(biāo)對(duì)比如表5所示。

表5 響應(yīng)性能指標(biāo)對(duì)比(不同黏性阻尼系數(shù))

從圖15和表5中可知：在彈簧剛度和力比較活塞質(zhì)量不變的條件下，隨著黏性阻尼系數(shù)從50 N·s/m增加到150 N·s/m，上升時(shí)間變化了0.008 s，峰值時(shí)間變化了0.004 s，超調(diào)量變化了1.3%。因此黏性阻尼系數(shù)越大，上升時(shí)間越小和超調(diào)量越大。

最終彈簧剛度K、力比較活塞質(zhì)量m和黏性阻尼系數(shù)Bp參數(shù)的確定需要考慮彈簧選型、與活塞內(nèi)腔的干涉以及活塞長(zhǎng)度等因素。因?yàn)榇_定壓差-位移檢測(cè)裝置的轉(zhuǎn)折頻率為50 Hz，所以壓縮彈簧的彈簧剛度K與力比較活塞的質(zhì)量m一一對(duì)應(yīng)。經(jīng)過仿真對(duì)比在50、100、150 N·s/m 3種黏性阻尼系數(shù)下的仿真結(jié)果，選取超調(diào)量作為對(duì)比的指標(biāo)。

根據(jù)表6，序號(hào)3所對(duì)應(yīng)的超調(diào)量最小。最終確定彈簧剛度為30 N/mm，力比較活塞質(zhì)量為0.3 kg，黏性阻尼系數(shù)為50 N·s/m。

表6 不同黏性阻尼系數(shù)下仿真結(jié)果對(duì)比

3.4 對(duì)比分析

為對(duì)比有無壓差-位移檢測(cè)裝置的條件下多路閥主閥芯的振蕩情況，負(fù)載壓力輸入為正弦信號(hào)和信號(hào)的疊加，信號(hào)初始值為100 000，振幅為20 000，頻率分別設(shè)置為20、30、40、50、60、70、80 Hz。

設(shè)定系統(tǒng)仿真運(yùn)行時(shí)間為5 s，時(shí)間步長(zhǎng)設(shè)置為0.001 s。運(yùn)行仿真，負(fù)載頻率為20、30、40 Hz時(shí)，液壓系統(tǒng)輸出流量與主閥芯位移曲線如圖16所示。負(fù)載頻率為50～80 Hz負(fù)載液壓系統(tǒng)流量與主閥芯位移曲線如圖17所示。

圖16 負(fù)載頻率為20～40 Hz液壓系統(tǒng)輸出流量與主閥芯位移曲線

圖17 不同負(fù)載頻率下液壓系統(tǒng)輸出流量與主閥芯位移曲線

圖18 負(fù)載頻率為20～80 Hz液壓系統(tǒng)輸出流量FFT曲線

圖19 負(fù)載頻率為20～80 Hz時(shí)主閥芯位移FFT曲線

從圖16—19中可以看出：當(dāng)負(fù)載頻率小于50 Hz時(shí)，采用壓差-位移檢測(cè)裝置的系統(tǒng)的輸出流量相較不穩(wěn)定和不準(zhǔn)確，但是主閥芯的振蕩得到了一定程度的抑制。負(fù)載頻率為20 Hz時(shí)，輸出流量振蕩幅度增大了15倍，主閥芯振蕩增大了1倍。負(fù)載頻率為30 Hz時(shí)，輸出流量振蕩幅度增大了27%，主閥芯振蕩減小了38%。負(fù)載頻率為40 Hz時(shí)，輸出流量振蕩增大了4%，主閥芯振蕩減小了73%。

從圖17—19中可以看出：當(dāng)負(fù)載頻率大于50 Hz時(shí)，采用壓差-位移檢測(cè)裝置的系統(tǒng)輸出流量相較變得更加穩(wěn)定和主閥芯振蕩的問題也會(huì)得到抑制。負(fù)載頻率為50 Hz時(shí)，輸出流量振蕩減小了30%，主閥芯振蕩減小了85%。負(fù)載頻率為60 Hz時(shí)，輸出流量振蕩減小了21%，主閥芯振蕩減小了84%。負(fù)載頻率為70 Hz時(shí)，輸出流量振蕩減小了17%，主閥芯振蕩減小了84%。負(fù)載頻率為80 Hz時(shí)，輸出流量振蕩減小了15%，主閥芯振蕩減小了86%。

4 結(jié)論

通過對(duì)壓差-位移檢測(cè)裝置的彈簧剛度、活塞質(zhì)量以及黏性阻尼系數(shù)3個(gè)參數(shù)分別進(jìn)行仿真分析，得到結(jié)論：該裝置壓縮彈簧的彈簧剛度、黏性阻尼系數(shù)以及力比較活塞質(zhì)量對(duì)系統(tǒng)特性的影響依次減小。通過對(duì)比有無壓差-位移檢測(cè)裝置時(shí)系統(tǒng)特性的不同結(jié)果可知：當(dāng)負(fù)載頻率以及壓力波動(dòng)小于50 Hz時(shí)，采用壓力電反饋的控制方式可以保證流量的穩(wěn)定以及準(zhǔn)確。當(dāng)負(fù)載頻率以及壓力波動(dòng)在50～80 Hz時(shí)，采用壓差-位移檢測(cè)裝置，輸出流量的波動(dòng)減小了15%～30%，主閥芯的振蕩減小了約85%。