羅艷蕾， 康 宇， 羅 瑜， 肖 玉

(貴州大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院， 貴州貴陽 550025)

引言

靜液壓驅(qū)動裝置以其傳動比大、無級調(diào)速、效率高、控制距離長以及在低速行走時穩(wěn)定性高等獨特優(yōu)勢，被廣泛研究和應(yīng)用于山地農(nóng)機(jī)方面[1]。而高壓安全閥作為靜液壓驅(qū)動系統(tǒng)中的關(guān)鍵元件，對其進(jìn)行研究分析和結(jié)構(gòu)優(yōu)化具有十分重要的意義。插裝式安全閥集成于一體，結(jié)構(gòu)緊湊、安裝體積小、重量輕，在工程機(jī)械中應(yīng)用廣泛[2-4]。本研究采用插裝式安全閥作為山地靜液壓驅(qū)動系統(tǒng)中的高壓安全閥。

近年來，國內(nèi)外眾多學(xué)者對安全閥的研究不在少數(shù)，DASGUPTA K等[5]通過Bondgraph模擬技術(shù)研究了先導(dǎo)式溢流閥的動態(tài)特性。CONSTANTIN DUMITRACHE等[6]研究的泄壓閥是一種安全裝置， 用于在過壓事件期間保護(hù)加壓容器或系統(tǒng)。AFSHARI HH等[7]通過結(jié)合圖模擬技術(shù)研究了調(diào)壓閥的動態(tài)特性。MAKARYANTS G M[8]用試驗驗證了一種閥門沖程大范圍下的減壓閥， 設(shè)計出一種在允許誤差范圍內(nèi)穩(wěn)定性較高的安全閥。劉剛[9]對插裝閥的結(jié)構(gòu)參數(shù)和性能參數(shù)進(jìn)行設(shè)計計算從而進(jìn)行了優(yōu)化。李軍霞等[10]以利用功率鍵合圖理論和MATLAB軟件對電液比例溢流閥調(diào)壓系統(tǒng)的動態(tài)特性進(jìn)行了仿真分析。于淑政等[11]針對插裝式溢流閥的阻尼孔取值范圍進(jìn)行了研究，運(yùn)用AMESim軟件進(jìn)行仿真并通過理論計算驗證了其正確性。杜宏辰、楊國來[12-13]也分別運(yùn)用AMESim、MATLAB對插裝溢流閥進(jìn)行了研究。液壓支架安全閥流量性能的優(yōu)劣直接影響著煤礦井下支護(hù)安全。馬強(qiáng)等[14]提出基于AMESim軟件和Fluent軟件聯(lián)合大流量安全閥特性進(jìn)行仿真研究,最后得到了安全閥在外力作用下的動態(tài)響應(yīng)。上述研究對各種系統(tǒng)工況下的安全閥進(jìn)行了分析，但單獨對靜液壓驅(qū)動系統(tǒng)下的安全閥的動態(tài)特性進(jìn)行的分析卻較少。本研究采用AMESim軟件搭建靜液壓驅(qū)動系統(tǒng)模型，把閥放在靜液壓驅(qū)動系統(tǒng)中，通過改變不同的參數(shù)來得到閥對系統(tǒng)馬達(dá)的壓力特性影響，并進(jìn)行試驗驗證，目的是對之后類似的研究工作提供有價值的參考。

1 系統(tǒng)工作原理

1.1 靜液壓驅(qū)動系統(tǒng)工作原理

山地靜液壓驅(qū)動系統(tǒng)，主要由雙向變量泵、高壓安全閥、雙向驅(qū)動馬達(dá)、熱交換閥等組成，如圖1所示。其大致工作過程為，根據(jù)系統(tǒng)行駛速度和驅(qū)動負(fù)載的需要，通過調(diào)節(jié)變量泵1的斜盤傾角來控制其輸出流量，進(jìn)而控制馬達(dá)的輸出轉(zhuǎn)速。通過調(diào)節(jié)泵1的斜盤傾角方向改變流量輸出方向，從而改變馬達(dá)4旋轉(zhuǎn)方向，實現(xiàn)前進(jìn)和后退。補(bǔ)油泵2實現(xiàn)對閉式主回路的補(bǔ)油，高壓安全閥3實現(xiàn)系統(tǒng)安全保護(hù)，熱交換閥5實現(xiàn)部分熱油流回油箱，控制閉式回路油液溫度。

1.雙向變量泵 2.補(bǔ)油泵 3.高壓安全閥 4.雙向驅(qū)動馬達(dá) 5.熱交換閥 6.補(bǔ)油單向閥 7.低壓安全閥 8.補(bǔ)油安全閥

1.2 插裝式安全閥工作原理

在靜液壓驅(qū)動系統(tǒng)中，插裝式安全閥對整個系統(tǒng)的壓力保護(hù)以及穩(wěn)定性有較大的影響，其主要由閥套、閥芯、主閥彈簧、先導(dǎo)彈簧、彈簧座、調(diào)節(jié)螺母、緊鎖螺母等組成，如圖2所示。

1.閥套 2.主閥芯 3.主閥彈簧 4.先導(dǎo)閥芯 5.先導(dǎo)彈簧 6.調(diào)節(jié)螺母 7.緊鎖螺母 8.彈簧座 P.進(jìn)油口 T.回油口

工作時，壓力油通過P口進(jìn)入主閥上的阻尼孔充滿閥腔，并通過導(dǎo)閥阻尼孔進(jìn)入導(dǎo)閥芯上。當(dāng)先導(dǎo)閥未打開時，主閥芯由于左右腔壓力平衡保持不動，閥口處于關(guān)閉狀態(tài)；當(dāng)壓力逐漸增大到使先導(dǎo)閥芯左移開啟時，主閥左腔壓力下降，當(dāng)左右腔的壓差大于主閥彈簧與摩擦力之和時，主閥芯也左移，主閥開啟，實現(xiàn)壓力的調(diào)節(jié)作用。

2 插裝式安全閥的數(shù)學(xué)模型

插裝式安全閥結(jié)構(gòu)如圖3所示，忽略閥芯自重及閥芯運(yùn)動時摩擦力不計。因此，可建立如下數(shù)學(xué)模型：

圖3 螺紋插裝式安全閥結(jié)構(gòu)簡圖

(1) 主閥流量連續(xù)性方程：

(1)

式中,q2為主閥閥口流量，m3/s；Cd2為主閥的流量系數(shù)；D2為主閥的閥芯直徑，mm；α1為主閥閥口半錐角，(°)；x1為主閥閥的閥芯位移，mm；p1為主閥的右腔壓力，N；p0為回油壓力，N；ρ為液壓油密度，kg/m3。

(2) 先導(dǎo)閥流量連續(xù)性方程:

(2)

(3) 主閥芯運(yùn)動微分方程:

式中,t為閥芯位移時間，s；m1為主閥芯質(zhì)量，kg；A1為主閥閥口作用面積；p3為主閥芯左腔壓力，N；B1為主閥閥芯黏性阻尼系數(shù)，N·s·m-1；k1為主閥彈簧剛度，N·/mm-1；x01為主閥彈簧預(yù)壓縮量，mm。

(4) 先導(dǎo)閥芯運(yùn)動微分方程:

(4)

式中，m2為先導(dǎo)閥芯質(zhì)量，kg；A2為先導(dǎo)閥閥口作用面積；B2為先導(dǎo)閥閥芯黏性阻尼系數(shù)，N·s·m-1；k2為主閥彈簧剛度，N·mm-1；x02為先導(dǎo)閥彈簧預(yù)壓縮量，mm。

(5) 主閥閥芯阻尼孔流量方程:

(5)

式中，q1為流過阻尼孔R1的流量，m3/s；d1為阻尼孔R1的直徑，mm；l1為阻尼孔R1的長度，mm；p1，p3分別為主閥阻尼孔右側(cè)和左側(cè)的壓力，N。

(6) 先導(dǎo)閥芯阻尼孔流量方程:

(6)

式中，q3為流過阻尼孔R1的流量，m3/s；d3為阻尼孔R3的直徑，mm；l3為阻尼孔R3的長度，mm；p3，p2為分別為先導(dǎo)閥阻尼孔右側(cè)和左側(cè)的壓力，N。

3 AMESim建模及其仿真

AMESim是一款仿真軟件平臺，用戶可用以進(jìn)行多學(xué)科領(lǐng)域的深入的仿真計算和分析?；陟o液壓驅(qū)動系統(tǒng)與插裝式安全閥的工作原理建立的數(shù)學(xué)模型，可建立仿真模型如圖4所示。仿真中假設(shè)油液為理想液體，忽略泄漏。

圖4 靜液壓系統(tǒng)仿真模型

本研究采用一種山地收割機(jī)靜液壓驅(qū)動的正常規(guī)格參數(shù)作為仿真參數(shù)，系統(tǒng)的最高壓力不超過35 MPa，主要參數(shù)如表1所示。

表1 仿真模型主要參數(shù)設(shè)置

4 仿真結(jié)果的分析

4.1 先導(dǎo)閥阻尼孔直徑的影響

如圖5所示，先導(dǎo)閥阻尼孔直徑分別2， 2.2， 2.5 mm 時的馬達(dá)進(jìn)口壓力響應(yīng)特性曲線， 從圖中可以看出，先導(dǎo)閥阻尼孔的大小對馬達(dá)進(jìn)口壓力有較大的影響。隨著阻尼孔直徑增大，穩(wěn)態(tài)壓力明顯降低，峰值壓力也會相應(yīng)降低。當(dāng)直徑過大，相應(yīng)的振蕩次數(shù)和過渡時間也會增加，而阻尼孔直徑過小又會出現(xiàn)堵塞，因此取先導(dǎo)閥阻尼孔直徑2.2 mm。

圖5 先導(dǎo)閥阻尼孔直徑不同時動態(tài)響應(yīng)關(guān)系曲線

4.2 主閥阻尼孔直徑的影響

如圖6所示主閥阻尼孔直徑分別為1.7， 2.0， 2.3 mm時馬達(dá)進(jìn)口壓力響應(yīng)特性曲線。從圖中可以看出，隨著主閥阻尼孔直徑的逐漸增加，響應(yīng)時間延長，峰值和穩(wěn)態(tài)壓力也相應(yīng)增加。當(dāng)孔徑為1.7 mm時，壓力超調(diào)量為5.5 MPa;當(dāng)孔徑為2.0 mm時，壓力超調(diào)量為5.8 MPa;當(dāng)孔徑為2.3 mm時，壓力超調(diào)量為6.1 MPa。說明直徑越大，壓力超調(diào)量越大，定壓精度越低。且由圖可知，直徑越大，則需要更大的流量才能在主閥閥芯前后形成足夠的壓差，從而使壓力升高；直徑越小，振蕩次數(shù)又會增加。所以，主閥阻尼孔直徑選取合適的大小為2.0 mm。

圖6 主閥阻尼孔直徑不同時動態(tài)響應(yīng)關(guān)系曲線

4.3 先導(dǎo)閥彈簧預(yù)緊力的影響

如圖7所示3條曲線分別代表先導(dǎo)閥彈簧預(yù)緊力為200， 250， 300 N時馬達(dá)進(jìn)口壓力特性曲線。從圖中可以看出，隨著先導(dǎo)閥彈簧預(yù)緊力的增大，峰值壓力與穩(wěn)態(tài)壓力有明顯的升高， 壓力超調(diào)量與過渡時間都縮短，振蕩次數(shù)也減小，但預(yù)緊力不宜過大，過大會使系統(tǒng)最大壓力超過額定值，造成管路的損壞，因此，本研究取250 N。

圖7 先導(dǎo)閥彈簧預(yù)緊力不同時動態(tài)響應(yīng)關(guān)系曲線

4.4 主閥彈簧預(yù)緊力的影響

如圖8所示3條曲線分別代表主閥彈簧預(yù)緊力為300， 350， 400 N時馬達(dá)進(jìn)口壓力特性曲線。從圖中可以看出，隨著彈簧預(yù)緊力的增大，響應(yīng)時間變長，穩(wěn)態(tài)壓力也隨之增高，但壓力超調(diào)量變小，振蕩次數(shù)與過渡時間無明顯變化。

圖8 主閥彈簧預(yù)緊力不同時動態(tài)響應(yīng)關(guān)系曲線

4.5 主閥芯錐角的影響

如圖9所示3條曲線分別代表主閥芯錐角為30°，45°，60°時馬達(dá)進(jìn)口壓力特性曲線，從圖中可以看出隨著主閥錐角的增大，峰值壓力降低，穩(wěn)態(tài)壓力響應(yīng)減小，響應(yīng)時間縮短，壓力超調(diào)量減少，但振蕩次數(shù)變多。因此，取主閥錐角45°較為合適。

圖9 主閥芯錐角不同時動態(tài)響應(yīng)關(guān)系曲線

4.6 優(yōu)化參數(shù)后壓力特性曲線

綜上仿真得到不同參數(shù)的優(yōu)化值，設(shè)置仿真時間為0.10 s,仿真步長設(shè)為0.01 s,運(yùn)行仿真，得到插裝式安全閥與馬達(dá)進(jìn)口壓力響應(yīng)特性曲線如圖10所示。

由圖可知，插裝式安全閥的從開啟到達(dá)穩(wěn)定經(jīng)歷了一個過渡時間，該閥的階躍響應(yīng)上升時間大致為0.0065 s,過渡時間為0.04 s,峰值壓力為28.2 MPa,穩(wěn)態(tài)壓力為22.4 MPa,壓力超調(diào)率為25.58%，小于30%，滿足在實際工作狀況中的需要。

圖10 安全閥壓力響應(yīng)特性曲線

5 靜液驅(qū)動回路實際工況試驗分析

根據(jù)圖1液壓原理圖搭建了如圖11所示的試驗工作回路，將液壓回路中馬達(dá)進(jìn)口壓力的變化波動情況曲線與仿真所得到的優(yōu)化曲線進(jìn)行對比，驗證是否符合仿真分析。

1.系統(tǒng)溢流閥 2.插裝式安全閥 3.壓力傳感器 4.液壓馬達(dá) 5.轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩傳感器 6.磁粉制動器 7.比例壓力流量閥

1) 試驗原理及試驗回路

首先對整個液壓回路參數(shù)進(jìn)行設(shè)置。設(shè)置系統(tǒng)壓力為35 MPa，泵轉(zhuǎn)速1800 r/min，負(fù)載轉(zhuǎn)動慣量7.0 kg·m2。插裝式安全閥為廠家定制而成，閥的結(jié)構(gòu)參數(shù)采用用仿真所得的最優(yōu)參數(shù)：其中先導(dǎo)閥阻尼孔直徑2.2 mm、主閥阻尼孔為2.0 mm、主閥芯質(zhì)量0.2 kg、先導(dǎo)閥芯質(zhì)量為0.01 kg、先導(dǎo)閥彈簧剛度35 N/mm、主閥芯錐角45°、先導(dǎo)閥彈簧預(yù)緊力250 N。整個試驗平臺主要由變量泵、系統(tǒng)溢流閥、插裝式安全閥、液壓馬達(dá)、壓力傳感器、轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩傳感器、磁粉離合器、比例壓力流量閥等主要元件組成。

2) 仿真與試驗數(shù)據(jù)對比分析

如圖12為參數(shù)設(shè)定后得到的馬達(dá)進(jìn)口壓力曲線。在0～0.007 s時間內(nèi)，壓力響應(yīng)滯后，這是由于系統(tǒng)容積腔未充滿油液，在0.007 s以前油液未到達(dá)馬達(dá)。在0.007 s后系統(tǒng)壓力大約0.10 MPa內(nèi)突增到26.7 MPa 左右，隨后插裝式安全閥起作用 ，壓力趨于穩(wěn)定，但是一直在20.5 MPa上下波動，波動較大的原因時因為存在流量脈動。

圖12 馬達(dá)進(jìn)口壓力試驗曲線

將圖12所示的試驗曲線與圖10所示的仿真曲線進(jìn)行對比分析，仿真曲線峰值壓力為28.2 MPa,穩(wěn)態(tài)壓力為22.4 MPa，且波動較小。但兩組曲線整體變化趨勢基本相似，峰值壓力和穩(wěn)態(tài)壓力變化相差不大，試驗中由于系統(tǒng)回路本身存在泄漏及泵馬達(dá)等元件與管路的接觸不好等問題，導(dǎo)致系統(tǒng)在試驗平臺測得穩(wěn)態(tài)時的壓力會比仿真穩(wěn)態(tài)時所得壓力小。由圖可知，實測的性能與仿真模擬的性能基本可以達(dá)到一致，所以可認(rèn)為仿真結(jié)果具有可靠性。

6 結(jié)論

本研究對插裝式安全閥進(jìn)行了理論推導(dǎo)，對整個靜液壓行走系統(tǒng)運(yùn)用AMESim建模，并根據(jù)實際工況進(jìn)行參數(shù)設(shè)置。通過對關(guān)鍵參數(shù)的批量仿真及對比分析，得到液壓馬達(dá)進(jìn)口壓力特性曲線，最后根據(jù)仿真的優(yōu)化參數(shù)，搭建了試驗平臺進(jìn)行試驗驗證，得到了如下結(jié)論：

(1) 阻尼孔對系統(tǒng)馬達(dá)進(jìn)口壓力有較大影響。主閥阻尼孔越大，系統(tǒng)振蕩次數(shù)越少，系統(tǒng)越穩(wěn)定，但峰值壓力變大，需要較大的壓差才能打開；先導(dǎo)閥阻尼孔越大，振蕩次數(shù)越多，系統(tǒng)波動越大，但過小又容易出現(xiàn)堵塞；

(2) 主閥芯錐角對系統(tǒng)馬達(dá)進(jìn)口壓力也由較大影響，隨著主閥錐角的增大，壓力超調(diào)量減小，但振蕩次數(shù)會變多導(dǎo)致系統(tǒng)不穩(wěn)定，因此取45°適中即可；

(3) 主閥彈簧與先導(dǎo)閥彈簧預(yù)緊力的不同對系統(tǒng)馬達(dá)進(jìn)口壓力都有明顯的影響。主閥彈簧預(yù)緊力變大，壓力超調(diào)量變小，振蕩次數(shù)與過渡時間無明顯變化；導(dǎo)閥彈簧預(yù)緊力的增大，壓力超調(diào)量減小和振蕩次數(shù)都減小，系統(tǒng)越發(fā)穩(wěn)定，但預(yù)緊力不宜過大，過大會使系統(tǒng)最大壓力值超過系統(tǒng)承受范圍，造成系統(tǒng)的損壞。