張振偉，馬忠孝

（1.酒泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院 甘肅省太陽(yáng)能發(fā)電系統(tǒng)工程重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，甘肅 酒泉 735000；2.酒泉新能源研究院，甘肅 酒泉 735000；3.中聯(lián)重科股份有限公司，湖南 長(zhǎng)沙 410000）

基于汽車起重機(jī)變幅系統(tǒng)平衡閥的動(dòng)態(tài)性能分析及試驗(yàn)

張振偉1，2，馬忠孝3

（1.酒泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院 甘肅省太陽(yáng)能發(fā)電系統(tǒng)工程重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，甘肅 酒泉 735000；2.酒泉新能源研究院，甘肅 酒泉 735000；3.中聯(lián)重科股份有限公司，湖南 長(zhǎng)沙 410000）

針對(duì)汽車起重機(jī)克服反向負(fù)載時(shí)，升降油缸易出現(xiàn)爬行、低頻抖動(dòng)等現(xiàn)象，研究了一種汽車起重機(jī)變幅系統(tǒng)的平衡閥結(jié)構(gòu)，建立了平衡閥的數(shù)學(xué)模型，通過AMEsim軟件進(jìn)行了仿真分析，分析了平衡閥控制特性、負(fù)載-流量特性、控制腔壓力階躍上升/下降響應(yīng)和抑制負(fù)載波動(dòng)響應(yīng)。做了平衡閥臺(tái)架試驗(yàn)，試驗(yàn)數(shù)據(jù)與仿真數(shù)據(jù)相比得到，數(shù)值誤差較小，平衡閥開閉特性、過補(bǔ)償能力和微動(dòng)特性較好，平衡閥抗干擾能力、對(duì)負(fù)載波動(dòng)抑制能力有待進(jìn)一步改善。

變幅系統(tǒng)；臺(tái)架試驗(yàn)；微動(dòng)特性；負(fù)載波動(dòng)

平衡閥是工程機(jī)械液壓系統(tǒng)中的重要元件之一，主要用于克服反向負(fù)載，其性能的好壞直接影響汽車起重機(jī)變幅系統(tǒng)的平穩(wěn)性、可靠性和系統(tǒng)效率。傳統(tǒng)的平衡閥反向負(fù)載工作時(shí)，升降油缸易出現(xiàn)“爬行”、“低頻抖動(dòng)”現(xiàn)象，且平衡閥易產(chǎn)生氣穴、旋渦、噪聲等現(xiàn)象。因此分析平衡閥的結(jié)構(gòu)及其參數(shù)對(duì)平衡回路的影響，對(duì)平衡閥及平衡回路的優(yōu)化設(shè)計(jì)具有重要意義。本文研究的是一種用于汽車起重機(jī)變幅系統(tǒng)的先導(dǎo)隨動(dòng)式平衡閥，此平衡閥控制腔沒有與變幅油缸有桿腔連接，而是將先導(dǎo)閥手柄輸出的壓力油直接與控制腔連接，從而控制平衡閥的動(dòng)作，大大提高了系統(tǒng)的平穩(wěn)性，同時(shí)由于該平衡閥具有過補(bǔ)償功能，可防止汽車起重機(jī)變幅下降時(shí)由于其負(fù)載壓力逐漸增大而導(dǎo)致臂架下放速度越來(lái)越快的現(xiàn)象。

1 新型平衡閥的結(jié)構(gòu)及工作原理

本文研究的是一種改進(jìn)后的新型平衡閥，該平衡閥主要包括先導(dǎo)端蓋和主閥兩部分。先導(dǎo)端蓋主要包含過濾器、阻尼和手動(dòng)減壓閥等，主閥由主閥芯、先導(dǎo)閥芯、控制活塞、二次溢流閥、控制彈簧和復(fù)位彈簧等主要部分組成，其中閥套固定，主閥芯和先導(dǎo)閥芯組成兩級(jí)嵌套結(jié)構(gòu)，如圖1所示，其中先導(dǎo)端蓋中的手動(dòng)減壓閥用來(lái)限制主閥控制活塞端部壓力油的最高壓力，二次溢流閥主要起限制平衡閥B腔最高壓力的作用。該新型平衡閥有三個(gè)工作狀態(tài)，分別是保持狀態(tài)、舉升狀態(tài)和下放狀態(tài)，由于該平衡閥的先導(dǎo)閥芯后部有個(gè)過補(bǔ)償阻尼，故具有過補(bǔ)償功能，即當(dāng)B口負(fù)載壓力逐漸增大到一定值時(shí)，通過平衡閥的流量開始逐漸減少，該功能適用于汽車起重機(jī)變幅系統(tǒng)，提高了其下放性能。

圖1 新型平衡閥的結(jié)構(gòu)圖

2 新型平衡閥模型的建立

2.1 新型平衡閥數(shù)學(xué)模型的建立

閥開啟時(shí)，平衡閥閥芯力平衡方程為：

式中：Pp——先導(dǎo)控制壓力；

pc——負(fù)載壓力；

m——閥芯質(zhì)量；

x——閥芯位移，閥芯開啟方向?yàn)檎?/p>

B——閥芯運(yùn)動(dòng)黏性阻尼系數(shù)；

k——控制彈簧剛度；

x0——控制彈簧預(yù)壓縮量；

kex——閥口穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力剛度。

平衡閥出口壓力為零，閥口流量為

式中：C1——閥口流量系數(shù)；

D1——閥孔徑；

x1——閥開口量；

α1——平衡閥芯錐度；

ρ——油液密度；

P1——進(jìn)口壓力。

分析平衡閥負(fù)載-流量特性時(shí)，需對(duì)控制活塞和先導(dǎo)閥芯進(jìn)行受力分析，并對(duì)先導(dǎo)液橋的壓力流量進(jìn)行分析，如圖2所示，得到先導(dǎo)閥芯位移的表達(dá)式如下：

圖2 控制活塞和先導(dǎo)閥芯進(jìn)行受力分析

隨著流量增大，閥芯不斷開大，但當(dāng)主閥芯運(yùn)動(dòng)到與閥座接觸達(dá)到最大開度時(shí)，其閥口大小不再變化，通流面積開始變?yōu)槎ㄖ抵鏖y芯流量為：

平衡閥工作時(shí)，由三角槽節(jié)流口Rp、過補(bǔ)償阻尼Rc和楔形節(jié)流口Rw等構(gòu)成先導(dǎo)液橋。隨著主閥芯相對(duì)先導(dǎo)閥芯向右的位移量增大，先導(dǎo)節(jié)流口Rp將逐漸減小，而楔形節(jié)流口Rw卻逐漸增大。

若不考慮各個(gè)配合面的泄漏量，對(duì)于容腔V1有連續(xù)性方程：

對(duì)于容腔 有連續(xù)性方程：

分析以上兩式可知，主閥芯相對(duì)先導(dǎo)閥芯向右運(yùn)動(dòng)時(shí)，先導(dǎo)液橋中的三角槽節(jié)流口Rp將承受由主閥芯速度所產(chǎn)生的流量；同時(shí)三角槽節(jié)流口Rp和過補(bǔ)償阻尼Rc也將承受由主閥芯速度所產(chǎn)生的流量，這使得主閥芯所受的阻尼作用得到了很大的增強(qiáng)，提高了其跟隨先導(dǎo)閥芯運(yùn)動(dòng)的平穩(wěn)性。

2.2 平衡閥仿真模型的建立

新型平衡閥采用AMESim軟件仿真，采用其中的信號(hào)庫(kù)、液壓元件庫(kù)、液壓庫(kù)、機(jī)械庫(kù)對(duì)該平衡閥AMESim建模，如圖3所示。閥口過流面積、閥芯尺寸、閥芯、閥套、控制活塞以及容腔和彈簧剛度等參數(shù)導(dǎo)入相應(yīng)的仿真模塊中，同時(shí)模型中還考慮了控制活塞和先導(dǎo)閥芯的接觸間隙和剛度以及油液的壓縮性、管路效應(yīng)和間隙泄露和摩擦等因素。

新型平衡閥的仿真模型中閥口過流面積和閥芯尺寸為該模型的關(guān)鍵參數(shù)，包括先導(dǎo)閥過流面積、主閥口過流面積和楔形槽過流面積，閥芯、閥套、控制活塞以及容腔和彈簧剛度等參數(shù)導(dǎo)入相應(yīng)的仿真模塊中。

首先建立先導(dǎo)閥口油液體的三維模型，然后利用截面法求其閥口過流面積，即在某一開口下分別以三角槽的底邊、圓柱體母線及其對(duì)角線為法線作截面，然后取三者中最小值為該開口下的過流面積。

圖3 仿真原理圖

圖4 先導(dǎo)閥口開度-過流面積曲線

先導(dǎo)閥口的開度-過流面積曲線如圖4所示，當(dāng)開口為0～2mm時(shí)，其過流面積緩慢增加；當(dāng)開口為2mm～2.8mm時(shí)，其過流面積迅速增加；當(dāng)開口大于2.8mm時(shí)，過流面積保持不變。

其次建立主閥口油液體的三維模型，然后利用截面法求其閥口過流面積，即在某一開口下分別以主閥口底邊切線和圓柱體母線為法線作截面，然后取兩者中最小值為該開口下的過流面積，主閥口的開度-過流面積曲線如圖5所示，其過流面積增長(zhǎng)速度隨著開口逐漸緩慢增大。

圖5 主閥口開度-過流面積曲線

最后建立楔形槽油液體的三維模型，然后利用截面法求其閥口過流面積，即在某一開口下分別以楔形槽的底邊、圓柱體母線及其對(duì)角線為法線作截面，然后取三者中最小值為該開口下的過流面積，楔形槽的開度-過流面積曲線如圖6所示，當(dāng)開口為0～7.5mm時(shí)，其過流面積線性緩慢增大；當(dāng)開口大于7.5mm時(shí)，其過流面積迅速增大并最終保持定值。

3 平衡閥仿真仿真結(jié)果分析

3.1 平衡閥控制特性曲線

在以上平衡閥仿真模型的基礎(chǔ)上進(jìn)行仿真計(jì)算，其控制特性PX-Q曲線如圖7所示。

圖6 楔形槽的開度-過流面積曲線

圖7 控制特性PX-Q曲線

分析以上曲線可知：

（1）不同負(fù)載下平衡閥的開啟壓力基本不變；

（2）通過平衡閥的流量Q與控制壓力PX基本呈線性，且微動(dòng)特性較好；

（3）當(dāng) PB=0～40bar時(shí)，PX～Q 曲線相互間區(qū)別較為明顯；

（4）當(dāng) PB=40～280bar時(shí)，PX～Q 曲線發(fā)生重疊，其原因是由于該平衡閥具有過補(bǔ)償功能，具體原因分析見后面。

3.2 平衡閥負(fù)載-流量特性曲線

在以上平衡閥仿真模型的基礎(chǔ)上進(jìn)行仿真計(jì)算，其控制特性PB-Q曲線如圖8所示。

圖8 負(fù)載-流量特性曲線

分析以上曲線可知：當(dāng)控制腔壓力PX一定時(shí)，隨著平衡閥B腔壓力PB增加，其流量增加速度逐漸減小，甚至當(dāng)PB大到一定值后流量Q開始下降，其原因是當(dāng)平衡閥負(fù)載壓力PB逐漸增大時(shí)，其先導(dǎo)閥芯位移X將逐漸減小，同時(shí)帶動(dòng)主閥芯跟隨其一起逐漸關(guān)閉，起到過補(bǔ)償?shù)淖饔茫浞抡媲€如圖9所示。

圖9 仿真曲線

分析以上曲線可知：

（1）隨著平衡閥B口壓力PB增加，先導(dǎo)閥芯的位移逐漸減?。?/p>

（2）隨著平衡閥B口壓力PB增加，主閥芯的位移先增大后減小；

（3）隨著平衡閥B口壓力PB增加，先導(dǎo)閥芯與主閥芯的位移差由較大值迅速減小并很快幾乎保持為定值；

（4）綜合以上1～3可知，隨著平衡閥B口壓力PB增加，由于存在過補(bǔ)償阻尼，故先導(dǎo)閥芯端部容腔壓力逐漸增加，并使先導(dǎo)閥芯位移逐漸減小，同時(shí)也帶動(dòng)主閥芯位移逐漸減小，即主閥芯開口量逐漸減小，起到過補(bǔ)償功能，適用于汽車起重機(jī)變幅系統(tǒng)。

3.3 平衡閥控制腔壓力階躍上升/下降響應(yīng)曲線

如前述圖2所示，平衡閥工作時(shí)，由三角槽節(jié)流口Rp、過補(bǔ)償阻尼Rc和楔形節(jié)流口Rw等構(gòu)成先導(dǎo)液橋。隨著主閥芯相對(duì)先導(dǎo)閥芯向右的位移量增大，先導(dǎo)節(jié)流口Rp將逐漸減小，而楔形節(jié)流口Rw卻逐漸增大。

圖10 控制腔壓力階躍上升/下降響應(yīng)曲線

在前述平衡閥仿真模型的基礎(chǔ)上進(jìn)行仿真計(jì)算，當(dāng)平衡閥控制腔壓力階躍上升/下降時(shí)通過其位移和流量響應(yīng)曲線如圖10所示。當(dāng)平衡閥控制腔壓力階躍上升時(shí)，其平衡閥平穩(wěn)地打開，無(wú)超調(diào)現(xiàn)象；當(dāng)控制腔壓力發(fā)生階躍下降時(shí)，先導(dǎo)閥芯心愛液壓力和復(fù)位彈簧的作用下使其與主閥芯重合，此時(shí)負(fù)載壓力油通過先導(dǎo)閥芯上的徑向孔流入其左端容腔V2，使主閥芯與先導(dǎo)閥芯一起迅速關(guān)閉。

3.4 平衡閥抑制負(fù)載波動(dòng)響應(yīng)曲線

基于以上平衡閥仿真模型，若給平衡閥B口負(fù)載壓力輸入頻率為1Hz，幅值2MPa的正弦波動(dòng)信號(hào)，通過其流量的仿真曲線如圖11所示。

圖11 抑制負(fù)載波動(dòng)響應(yīng)曲線

以上左圖為平衡閥B口負(fù)載壓力曲線，右圖為在該波動(dòng)負(fù)載壓力下通過其的流量響應(yīng)曲線，從該圖中可知其流量的響應(yīng)幅值和相位。

4 平衡閥臺(tái)架試驗(yàn)及分析

為了全面深入了解平衡閥的性能以及驗(yàn)證和修正仿真模型，需對(duì)平衡閥的關(guān)鍵特性進(jìn)行試驗(yàn)分析，平衡閥臺(tái)架試驗(yàn)項(xiàng)目包括檢測(cè)平衡閥的控制壓力-流量特性、負(fù)載-流量特性、負(fù)載波動(dòng)-流量特性和控制壓力波動(dòng)-流量特性。

4.1 負(fù)載-流量特性試驗(yàn)

進(jìn)行平衡閥負(fù)載-流量特性臺(tái)架實(shí)驗(yàn)室，采用在不同的負(fù)載壓力下，控制壓力緩慢開啟至最大然后緩慢關(guān)閉，測(cè)量通過平衡閥的流量的變化特性，測(cè)得曲線如圖12所示。

從以上負(fù)載-流量特性試驗(yàn)結(jié)果分析得知：

（1）由于閥本身的滯環(huán)，控制壓力開啟和關(guān)閉的過程中對(duì)應(yīng)的平衡閥流量曲線雖未重合，但二者吻合度較高，說(shuō)明平衡閥具有較好的開啟和關(guān)閉性能。

（2）平衡閥開啟壓力附近其流量曲線增長(zhǎng)緩慢，具有較好的微動(dòng)特性；隨著控制壓力不斷增大，其流量增長(zhǎng)速度趨于穩(wěn)定，這種開啟特性跟主閥口的過流面積變化趨勢(shì)一致。

（3）不同的負(fù)載壓力下，平衡閥開啟壓力均約為0.93MPa，隨著負(fù)載的增大，流量增加速度有所加大，最大流量約為190L/min。但隨著負(fù)載的進(jìn)一步增大，由于平衡閥的過補(bǔ)償作用，流量則有所減小。

4.2 控制壓力-流量特性試驗(yàn)

進(jìn)行平衡閥控制壓力-流量特性試驗(yàn)時(shí)，采用在不同的控制壓力下，負(fù)載壓力逐漸增大到到一定值后再減小零的過程中，測(cè)量通過平衡閥的流量的變化曲線規(guī)律，如圖13所示。

從以上控制壓力-流量特性試驗(yàn)結(jié)果分析得知：

（1）控制壓力保持不變時(shí)，隨著負(fù)載壓力的增大，流量增加速度將逐漸減小，隨著負(fù)載壓力的繼續(xù)增大（約為11.5MPa），流量出現(xiàn)負(fù)增長(zhǎng)，即為平衡閥的過補(bǔ)償功能。

（2）平衡閥開啟壓力附近其流量曲線增長(zhǎng)緩慢，具有較好的微動(dòng)特性；隨著控制壓力的增大，其流量增加速度也逐漸增大。

4.3 負(fù)載波動(dòng)-流量特性試驗(yàn)

汽車起重機(jī)變幅系統(tǒng)在快開快關(guān)以及外界干擾的情況下易發(fā)生抖動(dòng)，其負(fù)載壓力將以一定的頻率和幅值發(fā)生波動(dòng)，根據(jù)實(shí)車試驗(yàn)結(jié)果，如圖14所示，幾種典型工況下起重臂發(fā)生抖動(dòng)造成負(fù)載發(fā)生波動(dòng)的頻率0～1Hz之間，故負(fù)載波動(dòng)試驗(yàn)中負(fù)載波動(dòng)頻率給定值在其范圍內(nèi)。

在平衡閥的負(fù)載波動(dòng)-流量特性實(shí)驗(yàn)時(shí)，保持控制壓力不變情況下，給出負(fù)載波動(dòng)的頻率和幅值，測(cè)量通過平衡閥流量的變化曲線律。

從以上負(fù)載波動(dòng)-流量特性試驗(yàn)結(jié)果分析得知：

（1）控制壓力保持不變時(shí)，通過平衡閥流量波動(dòng)的頻率和其負(fù)載的波動(dòng)頻率保持一致，且隨著負(fù)載波動(dòng)幅值的增大，流量波動(dòng)的幅值也相應(yīng)的有所增加，說(shuō)明此平衡閥抗干擾能力有待進(jìn)一步改善。

圖12 負(fù)載-流量特性試驗(yàn)曲線

圖13 控制壓力-流量特性試驗(yàn)曲線

（2）在負(fù)載波動(dòng)保持不變的情況下，隨著控制壓力的增大，通過平衡閥流量的波動(dòng)幅值也相應(yīng)增大，這說(shuō)明隨著控制壓力的升高，平衡閥流量波動(dòng)的幅值對(duì)負(fù)載波動(dòng)更為敏感。

圖14 負(fù)載波動(dòng)-流量特性試驗(yàn)曲線

（3）起重機(jī)變幅系統(tǒng)的抗干擾能力體現(xiàn)在起重臂下降過程中發(fā)生抖動(dòng)時(shí)變幅油缸下降的平穩(wěn)性和下降制動(dòng)后（平衡閥關(guān)閉）起重臂抖動(dòng)的衰減幅度和時(shí)間大小，這兩方面的性能檢測(cè)無(wú)法在臺(tái)架實(shí)驗(yàn)上體現(xiàn)出來(lái)，應(yīng)通過實(shí)車試驗(yàn)進(jìn)行檢測(cè)。

5 結(jié)論

仿真數(shù)據(jù)和實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)趨勢(shì)一致，數(shù)值誤差較??；由負(fù)載-流量特性試驗(yàn)得到，平衡閥開閉特性較好，由控制壓力-流量特性試驗(yàn)得到，平衡閥的過補(bǔ)償功能、微動(dòng)特性較好，由負(fù)載波動(dòng)-流量特性試驗(yàn)得到，平衡閥抗干擾能力有待進(jìn)一步改善，平衡閥流量波動(dòng)的幅值對(duì)負(fù)載波動(dòng)更為敏感。同時(shí)，特性流量系數(shù)的微小變化、水力直徑、過流面積修正以及液動(dòng)力對(duì)模型會(huì)造成一定的影響.

參考文獻(xiàn)：

[1]趙美卿，張立仁，趙彤涌.基于AMESim的掘進(jìn)機(jī)用平衡閥動(dòng)態(tài)特性分析［J］.液壓與氣動(dòng)，2015，（7）：51-54.

[2]冀 宏，梁宏喜，胡啟輝.基于AMESim的螺紋插裝式平衡閥動(dòng)態(tài)特性的分析[J].液壓與氣動(dòng)，2011，（10）：80-83.

[3]袁士豪，殷晨波，劉世豪.基于AMESim的平衡閥動(dòng)態(tài)性能分析[J].農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào)，2013，44（8）：273-280.

[4]陳晉市，劉昕暉，等.平衡閥對(duì)起重機(jī)起升系統(tǒng)抖動(dòng)現(xiàn)象的影響因素[J].中國(guó)工程機(jī)械學(xué)報(bào)，2010，8（1）：47-50.

[5]鄒興龍，周麗云，等.起重機(jī)電比例變幅平衡閥控制方法[J].液壓與氣動(dòng)，2014，（7）：80-83.

[6]李勝民，柳瓊璞，等.液壓平衡閥微動(dòng)性能實(shí)驗(yàn)與仿真研究[J].液壓與氣動(dòng)，2013，（2）：47-50.

[7]李樹勛，范宜霖，等.基于改進(jìn)設(shè)計(jì)的平衡閥開孔型線優(yōu)化及試驗(yàn)[J].浙江大學(xué)學(xué)報(bào)（工學(xué)版），2015，49（5）：908-915.

[8]楊國(guó)來(lái)，惠喜強(qiáng)，等.基于AMESim的塔吊液壓頂升系統(tǒng)螺紋插裝式平衡閥態(tài)特性分析[J].液壓與氣動(dòng)，2013，（8）：83-86.

Dynamic properties analysis and test of counterbalance vale in the truck crane

ZHANG Zhenwei1,2，MA Zhongxiao3
（1.Jiuquan Vocational and Technical College,The System Engineering Key Laboratory of solar power of Gansu Province,Jiuquan 735000,Gansu China;2.Jiuquan New Energy Research Institute,Jiuquan 735000,Gansu China;3.Zoomlion Heavy Industry Science and Technology Co.,Ltd.,Changsha 410000,Hunan China）

Aiming at the phenomenon of creeping and low frequency jitter of the lifting cylinder when the truck crane overcomes the reverse load,the structure of balancing valve for the variable amplitude system in the truck crane has been studied.The mathematical model of the valve has been established.The simulation analysis has been conducted by use of AMEsim software.The control characteristics,load-flow characteristics,pressure step up/down response,and suppress load fluctuation response have been analyzed.The bench test of the balance valve has been finished.By comparing the test data with the simulation data,it is showed that the error is small between the two.The opening and closing characteristics,overcompensation,and fretting characteristic of the balancing valve arebetter,while the anti-interference ability and load fluctuation suppression capability need to be improved.

Variable amplitude system;Bench test;Fretting characteristic;Load fluctuation

TK137.5

A

10.16316/j.issn.1672-0121.2017.03.027

1672-0121（2017）03-0096-07

2016-12-23；

2017-02-24

甘肅省科技計(jì)劃資助項(xiàng)目（1309RTSF043）；甘肅省科技創(chuàng)新平臺(tái)專項(xiàng)資助項(xiàng)目（144JTCF256）

張振偉（1983-），男，碩士，從事液壓元件、電液伺服控制技術(shù)等研究。E-mail：04130227.zl@163.com