大型挖掘機(jī)回油背壓系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計(jì)

曾獻(xiàn)勇，余俊龍，李西德，張國(guó)勇，孫菜蘭

（1.四川化工職業(yè)技術(shù)學(xué)院機(jī)械工程學(xué)院，四川瀘州 646300；2.四川邦立重機(jī)有限責(zé)任公司，四川瀘州 646000）

0 前言

在液壓系統(tǒng)中，背壓力（俗稱背壓）相對(duì)于工作壓力而言是一種逆向壓力，具有提高液壓系統(tǒng)剛度的作用，還能對(duì)液壓系統(tǒng)中的執(zhí)行元件進(jìn)行補(bǔ)油防止其吸空，因此，背壓閥廣泛運(yùn)用于工程機(jī)械液壓系統(tǒng)中。李鳳芹［1］、夏義江等［2］對(duì)背壓力在液壓系統(tǒng)中的作用進(jìn)行了研究；潘文龍等［3］提供了基礎(chǔ)振動(dòng)下液壓鎖緊回路背壓閥的選型方法；石高亮［4］對(duì)大流量液控單向閥進(jìn)行設(shè)計(jì)及實(shí)驗(yàn)研究；蘇沛群等［5］對(duì)液控單向閥在鎖緊回路中的控制特性進(jìn)行研究；邵森寅［6］對(duì)插裝式順序閥及背壓?jiǎn)蜗蜷y動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行研究；楊杰和朱紹勝［7］、曾獻(xiàn)勇等［8］設(shè)計(jì)了一種液控單向閥；段惠玲和常慶玉［9］、楊鐵林等［10］對(duì)液控單向閥在液壓系統(tǒng)回路中的合理設(shè)計(jì)與正確使用進(jìn)行研究；李萌等人［11］對(duì)安全閥開啟壓力超差現(xiàn)象進(jìn)行了分析。

采用力士樂(lè)背壓閥總成（VENTIL MH2SVW 45 AF10／5）組成的大型挖掘機(jī)液壓系統(tǒng)，在使用過(guò)程中常出現(xiàn)液壓系統(tǒng)發(fā)熱，且液壓油散熱器使用800～1 200 h 后普遍出現(xiàn)滲油現(xiàn)象。通過(guò)分析回油背壓系統(tǒng)原理、排查故障原因，提出一種增加單向閥、節(jié)流閥等元器件對(duì)回油背壓系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)的方案。

1 回油背壓系統(tǒng)組成及其工作原理

挖掘機(jī)液壓系統(tǒng)原理簡(jiǎn)圖如圖1 所示，由多路閥1、背壓閥總成2、散熱器3、冷卻馬達(dá)4、冷卻控制塊5、液壓油箱總成6、冷卻泵7、主泵8 組成，其回油背壓系統(tǒng)的核心部件為多路閥和背壓閥總成。

圖1 挖掘機(jī)液壓系統(tǒng)原理簡(jiǎn)圖Fig.1 Principle of excavator hydraulic system

多路閥主要由二次溢流閥1.1、主溢流閥1.2、閥芯1.3 及單向閥1.4 組成。主溢流閥用于確定液壓系統(tǒng)的額定工作壓力；二次溢流閥用于確定多路閥閥芯關(guān)閉后執(zhí)行機(jī)構(gòu)的閉鎖壓力；閥芯用于控制液壓油流向及流量的分配，實(shí)現(xiàn)執(zhí)行機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)控制。

背壓閥總成2 的內(nèi)部結(jié)構(gòu)及爆炸圖如圖2 所示，主要由回油背壓?jiǎn)蜗蜷y1 和散熱器保護(hù)單向閥5、螺堵6 和油道組成?；赜捅硥?jiǎn)蜗蜷y1 由閥芯1.1、彈簧1.2、閥套1.3、閥座1.4、蓋板1.5 及部分油腔組成，回油背壓?jiǎn)蜗蜷y閥芯的開啟壓力取決于控制腔內(nèi)的液壓力，其額定值為0.5 MPa，可為液壓系統(tǒng)提供穩(wěn)定可靠的回油背壓力，對(duì)液壓馬達(dá)進(jìn)行補(bǔ)油，防止液壓馬達(dá)吸空；同時(shí)，背壓力可提高回油系統(tǒng)液壓油剛度，防止系統(tǒng)出現(xiàn)震蕩。散熱器保護(hù)單向閥5 由閥座1.4、閥套5.1、彈簧5.2、閥芯5.3、蓋板1.5 所組成，閥芯的開啟壓力通過(guò)彈簧設(shè)定，其設(shè)計(jì)值取0.7 MPa，用于回油背壓?jiǎn)蜗蜷y1 開啟壓力過(guò)高時(shí)，避免板翅式回油散熱器損壞。螺堵6 阻斷單向閥壓力控制油道7。

圖2 背壓閥總成內(nèi)部結(jié)構(gòu)（a）及爆炸圖（b）Fig.2 Back pressure valve assembly internal structure（a）and explosion map（b）

主泵供給的壓力油經(jīng)多路閥（力士樂(lè)M8 閥）分配后進(jìn)入執(zhí)行機(jī)構(gòu)，執(zhí)行機(jī)構(gòu)回油側(cè)的液壓油進(jìn)入回油背壓閥總成后一分為二。當(dāng)回油系統(tǒng)背壓達(dá)到0.5 MPa 時(shí)回油背壓?jiǎn)蜗蜷y打開，液壓油經(jīng)散熱器冷卻后流回液壓油箱；當(dāng)液壓油散熱器堵塞或液壓油黏度較大造成散熱器入口壓力大于0.7 MPa 時(shí)，液壓系統(tǒng)的部分回油通過(guò)背壓閥總成的另一條回路（散熱器保護(hù)單向閥）直接回到液壓油箱。

2 故障原因排查

針對(duì)使用800～1 200 h 后的回油背壓系統(tǒng)頻繁出現(xiàn)液壓油高溫報(bào)警及液壓油散熱器滲油現(xiàn)象，從以下幾個(gè)方面排查產(chǎn)生故障的原因。

2.1 散熱器散熱能力排查

采取提高散熱器額定流量、額定壓力及散熱功率且更換不同廠家散熱器對(duì)比等措施后問(wèn)題依然存在，故排除散熱器散熱能力不足的原因。

2.2 回油背壓?jiǎn)蜗蜷y開啟壓力排查

經(jīng)測(cè)定，回油背壓?jiǎn)蜗蜷y實(shí)際開啟壓力為0.75 MPa，超過(guò)開啟壓力的額定值（0.5 MPa）。當(dāng)回油背壓?jiǎn)蜗蜷y1 開啟壓力大于0.7 MPa 時(shí)，大量的高溫液壓油不經(jīng)過(guò)散熱器冷卻而直接流經(jīng)散熱器保護(hù)單向閥回到液壓油箱造成系統(tǒng)發(fā)熱，因此，可以判定產(chǎn)生故障的原因是回油背壓?jiǎn)蜗蜷y實(shí)際開啟壓力過(guò)高。其影響因素可能為彈簧、密封面缺陷、閥芯與閥套的加工及裝配精度及閥芯節(jié)流孔的大小等。

（1）閥芯與閥套的加工及裝配精度檢查

背壓閥總成拆卸實(shí)物見圖3，經(jīng)檢查閥芯與閥套的接觸表面粗糙度均達(dá)到Ra0.8 μm，達(dá)到設(shè)計(jì)精度要求［12］，間隙的設(shè)計(jì)符合閥芯配合設(shè)計(jì)規(guī)范的要求，接觸表面未見有明顯可見劃痕，故可以排除該原因。

圖3 背壓閥總成拆卸實(shí)物Fig.3 Disassembled objects of back pressure valve assembly

（2）彈簧檢查

彈簧的彈簧力大小和垂直度會(huì)對(duì)開啟壓力產(chǎn)生直接的影響。經(jīng)檢測(cè)，彈簧的彈簧力和垂直度均滿足設(shè)計(jì)要求。為進(jìn)一步排除彈簧的影響，抽取10% 的故障件更換為新的彈簧重新進(jìn)行試驗(yàn)，故障復(fù)現(xiàn)，故排除該原因。

（3）密封面檢查

單向閥密封面的質(zhì)量直接影響其密封及啟閉性能。在30 倍放大鏡下對(duì)單向閥密封面進(jìn)行檢查，密封面光亮、完好，沒(méi)有劃痕等缺陷，故排除該原因。

（4）閥芯節(jié)流口檢查

檢查使用800～1 200 h 后的回油背壓?jiǎn)蜗蜷y閥芯節(jié)流口，發(fā)現(xiàn)節(jié)流口部分被堵塞。究其原因是油液中所含的金屬鐵屑、渣泥等雜質(zhì)和高溫高壓下油液氧化所形成的膠質(zhì)沉淀物、氧化物等雜質(zhì)所致。閥芯節(jié)流口堵塞可能引起開啟壓力升高，為此，需分析其對(duì)單向閥開啟壓力的影響。

單向閥結(jié)構(gòu)參數(shù)如圖4 所示。節(jié)流孔的有效工作面積為Ac，閥芯3 底面（閥芯靠近進(jìn)油口P 端）、頂環(huán)面（Pa 腔）、控制腔（Pb 腔）的有效工作面積分別為A、Aa、Ab，其液壓力分別記作F閉、Fa、Fb。由于閥芯的作用面積Aa及壓力pa非常小，F(xiàn)a可忽略。

圖4 背壓?jiǎn)蜗蜷y結(jié)構(gòu)參數(shù)示意Fig.4 Back pressure check valve structure parameters

當(dāng)閥芯在液壓力及彈簧力Fk的作用下處于關(guān)閉或完全打開狀態(tài)時(shí)，閥芯處于靜止?fàn)顟B(tài)，單向閥控制腔內(nèi)的液壓油無(wú)流動(dòng)，不存在壓力損失（pb＝p閉），則閥芯受力平衡方程式為

上式可表達(dá)為

式中：p閉為閥芯開啟壓力（背壓），MPa；pb為單向閥控制腔的壓力，MPa；x為閥芯的升程，mm；x0為彈簧在閥芯開度為零時(shí)的預(yù)壓縮量，mm；k為彈簧剛度，N／mm。

由式（1）可知：當(dāng)回油系統(tǒng)開啟壓力p閉＞時(shí)閥芯有打開趨勢(shì)；當(dāng)時(shí)單向閥閥芯有關(guān)閉趨勢(shì)。

單向閥開啟過(guò)程中，閥芯在液壓力Fb、慣性力Fg、摩擦力Ff、彈簧力Fk、液動(dòng)力FH作用下運(yùn)動(dòng)，其運(yùn)動(dòng)方程可表示為

單向閥閥芯質(zhì)量及升程非常小，因此，慣性力Fg、摩擦力Ff、液動(dòng)力FH均非常小忽略不計(jì)，則式（2）可簡(jiǎn)化為

由于單向閥閥芯開啟過(guò)程中，閥芯控制腔內(nèi)的液壓油在壓差Δp的作用下通過(guò)端面上?0.5 mm 的節(jié)流孔Ac排出，單向閥閥芯兩側(cè)的壓力不再相等（即p啟動(dòng)≠pb），控制腔內(nèi)的壓力pb＝p啟動(dòng)＋Δp，其流量公式為

由式（3）—（5）得

式中：Cd為流量系數(shù)；Q為閥芯開啟流經(jīng)節(jié)流閥的流量，m3／s ；ρ為流體密度，kg／m3。

由式（6）可知，閥芯開啟過(guò)程中開啟壓力p啟動(dòng)與節(jié)流孔有效工作面積Ac的二次方成反比。節(jié)流孔堵塞越嚴(yán)重（Ac越?。?，閥芯開啟壓力p啟動(dòng)越高。因此，節(jié)流孔堵塞是造成單向閥開啟壓力升高、液壓系統(tǒng)頻繁高溫報(bào)警及液壓油散熱器滲油故障現(xiàn)象的根本原因。

3 回油背壓系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)

由式（6）可知，若為了防止節(jié)流孔堵塞，采取增大節(jié)流孔孔徑的措施，則須增大單向閥控制腔的面積Ab，保持Ab／（A2cAa）＝C，才能確保單向閥開啟壓力不變，但是，面積Ab調(diào)整范圍較小，無(wú)法滿足節(jié)流孔的放大倍率。因此，增大節(jié)流孔孔徑來(lái)解決上述故障不可行。此優(yōu)化方案采取外部油路對(duì)控制腔進(jìn)行充放液，并進(jìn)行壓力設(shè)定的方法，以提高單向閥的響應(yīng)特性，確保開啟壓力穩(wěn)定。

為了對(duì)單向閥壓力控制腔進(jìn)行壓力設(shè)定及充放液，將圖2 中的螺堵6 按照底孔?6 mm 鉆通，并增加分流體、單向閥、節(jié)流閥、焊接三通等零部件。如圖5 所示，節(jié)流閥2 從先導(dǎo)系統(tǒng)取出的液壓油經(jīng)焊接三通進(jìn)入單向閥壓力控制腔，利用單向閥3 對(duì)控制腔內(nèi)的最高壓力進(jìn)行設(shè)定，實(shí)現(xiàn)回油背壓?jiǎn)蜗蜷y啟閉過(guò)程中液壓油的快速排放與填充。

圖5 優(yōu)化后回油背壓系統(tǒng)液壓原理Fig.5 Optimized back pressure system hydraulic principle

3.1 節(jié)流閥規(guī)格選取

節(jié)流閥的作用是為回油背壓?jiǎn)蜗蜷y在關(guān)閉過(guò)程中提供充足的液壓油進(jìn)入壓力控制腔，但又不影響先導(dǎo)手柄所需的流量。在大型挖掘機(jī)力士樂(lè)液壓系統(tǒng)中，先導(dǎo)操作系統(tǒng)的額定工作壓力設(shè)定值為4.0 MPa。由于回油背壓?jiǎn)蜗蜷y的設(shè)計(jì)開啟壓力為0.5 MPa，因此，在選用的節(jié)流閥上允許約3.5 MPa 的壓力損失。回油背壓?jiǎn)蜗蜷y壓力控制腔的直徑為?40 mm，閥芯的最大行程為10 mm，為此，計(jì)算出回油背壓?jiǎn)蜗蜷y閥芯在極限行程下運(yùn)動(dòng)一次可以排液或者充液的容積為0.12 L，參照?qǐng)D6 所示的節(jié)流孔壓力-流量特性曲線可知，?0.8 mm 的節(jié)流孔在3.5 MPa 壓降的情況下可以通過(guò)的流量為0.7 L／min，近似為單向閥極限容積變化的6 倍，完全能夠?qū)崿F(xiàn)單向閥控制腔快速充液且不影響先導(dǎo)操作系統(tǒng)流量供應(yīng)，因此，確定節(jié)流孔尺寸為?0.8 mm。

圖6 節(jié)流孔壓力-流量特性曲線Fig.6 Slotting holes pressure-flow characteristic curves

3.2 單向閥型號(hào)選取

上述選擇的?0.8 mm 節(jié)流孔從先導(dǎo)操縱系統(tǒng)取油，其流量可達(dá)到0.7 L／min，回油背壓?jiǎn)蜗蜷y閥芯在極限行程下運(yùn)動(dòng)一次可以排液或者充液的容積為0.12 L，因此，壓力設(shè)定單向閥的通流能力應(yīng)大于0.82 L／min。通過(guò)計(jì)算，單向閥壓力控制腔進(jìn)行0.35 MPa 的壓力設(shè)定，疊加單向閥控制腔內(nèi)彈簧的作用效果，回油背壓?jiǎn)蜗蜷y的開啟壓力即為0.5 MPa。根據(jù)圖7 所示的單向閥壓力-流量特性曲線，可以查詢到曲線3 在流量低于11 L／min 時(shí)，其壓力降Δp基本維持在0.35 MPa 左右，滿足單向閥開啟壓力設(shè)定為0.5 MPa 的要求。因此，選用型號(hào)為S6A3.0／2 的上海立新管式單向閥。

圖7 單向閥壓力-流量特性曲線（通徑6 mm）Fig.7 Check valve pressure-flow characteristic curves（diameter 6 mm）

3.3 系統(tǒng)改造成本

在原系統(tǒng)的基礎(chǔ)上增加的元器件及費(fèi)用見表1，其改造費(fèi)用為480 元，占液壓系統(tǒng)總成本的0.16%。

表1 某系統(tǒng)回油背壓改造成本及明細(xì)Tab.1 Back pressure renovation cost and details for a system

4 試驗(yàn)

優(yōu)化后的回油背壓系統(tǒng)在某公司CED1000-7 大型液壓挖掘機(jī)上裝配，并進(jìn)行72 h 不間斷工作的散熱能力試驗(yàn)，主要試驗(yàn)內(nèi)容如表2 所示。優(yōu)化前后的回油背壓閥總成安裝對(duì)比如圖8 所示；其回油背壓數(shù)據(jù)對(duì)比如圖9 所示，回油背壓?jiǎn)蜗蜷y在流量小于1 200 L／min 的情況下，實(shí)際開啟壓力從0.75 MPa 降低到0.5 MPa 。經(jīng)試驗(yàn)驗(yàn)證，此系統(tǒng)滿足NB／T 47006—2019 《鋁制板翅式熱交換器》 及基于整機(jī)參數(shù)要求編制的專項(xiàng)試驗(yàn)規(guī)范進(jìn)行試驗(yàn)要求。

圖8 安裝對(duì)比Fig.8 Installation comparison：（a）before optimization；（b）after optimization

圖9 回油背壓系統(tǒng)優(yōu)化前（a）、后（b）回油背壓測(cè)試結(jié)果Fig.9 Oil back pressure test results of oil-return back pressure system before（a）and after（b）optimization

改進(jìn)設(shè)計(jì)后的回油背壓系統(tǒng)具有以下優(yōu)點(diǎn)：

（1）回油背壓?jiǎn)蜗蜷y控制腔內(nèi)的壓力通過(guò)新增的管式單向閥設(shè)定為0.35 MPa，能有效規(guī)避節(jié)流孔堵塞，使回油背壓?jiǎn)蜗蜷y開啟壓力穩(wěn)定，超調(diào)量小。

（2）在回油背壓?jiǎn)蜗蜷y設(shè)計(jì)開啟壓力為0.5 MPa的情況下，實(shí)際開啟壓力由優(yōu)化前的0.75 MPa 下降為0.5 MPa，避免了液壓油不經(jīng)過(guò)散熱器冷卻直接回液壓油箱，提高液壓系統(tǒng)散熱能力，延長(zhǎng)散熱器工作壽命。經(jīng)過(guò)半年工業(yè)性試驗(yàn)（持續(xù)工作3 000 h 以上），無(wú)散熱器故障記錄。

（3）此方法改造回油背壓系統(tǒng)成本低廉、簡(jiǎn)單易行、利于管路布置。

5 結(jié)論

采用節(jié)流閥及單向閥優(yōu)化回油背壓系統(tǒng)，實(shí)現(xiàn)回油背壓?jiǎn)蜗蜷y壓力控制腔內(nèi)液壓油快速排放與填充的同時(shí)，設(shè)定其腔內(nèi)的最高工作壓力，有效降低回油背壓?jiǎn)蜗蜷y的實(shí)際開啟壓力，確保開啟壓力的穩(wěn)定，解決了液壓系統(tǒng)高溫、液壓油散熱器滲油故障，延長(zhǎng)散熱器的工作壽命。此方法簡(jiǎn)單、可靠、成本低，可在含有力士樂(lè)背壓閥總成（VENTIL MH2SVW 45 AF10／5）的回油系統(tǒng)以及具有固定節(jié)流孔的封閉控制油腔、閥芯響應(yīng)超調(diào)量過(guò)大的閥芯控制系統(tǒng)中推廣使用。