王波，李運(yùn)帷，馮克溫，權(quán)龍

(太原理工大學(xué)新型傳感器與智能控制教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，山西太原，030024)

近年來(lái)，我國(guó)工程機(jī)械行業(yè)發(fā)展迅猛，各類機(jī)器總保有量達(dá)到800萬(wàn)臺(tái)以上，成為國(guó)家重要支柱產(chǎn)業(yè)之一。多路閥作為工程機(jī)械分配流量、協(xié)調(diào)各執(zhí)行器動(dòng)作的核心元件，它的特性直接影響著主機(jī)的操控性能[1]。在實(shí)際應(yīng)用中，為了實(shí)現(xiàn)單個(gè)或多個(gè)執(zhí)行器速度的精確控制，精細(xì)控制流量必不可少，這也是多路閥最重要的功能之一[2-3]。由閥口流量公式可知，通過(guò)多路閥口的流量不僅與開(kāi)口面積有關(guān)，還受負(fù)載變化影響。針對(duì)該問(wèn)題，目前解決方案是在主閥節(jié)流口前或后增設(shè)壓力補(bǔ)償器，保持節(jié)流閥口壓差恒定，使閥口流量只與開(kāi)口面積有關(guān)[4]。但壓力補(bǔ)償器也對(duì)多路閥流量特性造成了影響，不僅增大節(jié)流損失，還存在流量控制精度低的問(wèn)題[5-6]；固定壓差也限制了多路閥流量控制范圍[7]。同時(shí)，為了實(shí)現(xiàn)微小流量的精細(xì)控制，需要使主閥口面積梯度盡可能小，通常采用復(fù)雜結(jié)構(gòu)的異形閥口，這也增大了閥芯節(jié)流槽設(shè)計(jì)和制造難度[8-9]。

為了改善多路閥控制特性，部分學(xué)者以壓力補(bǔ)償器為對(duì)象，分析了彈簧剛度、液動(dòng)力、閥內(nèi)流場(chǎng)和負(fù)載變化等參數(shù)對(duì)流量控制精度和穩(wěn)定性的影響[10-12]。陳革新等[13]優(yōu)化設(shè)計(jì)了補(bǔ)償器閥芯圓弧節(jié)流槽，減小主閥口壓差波動(dòng)，改善了主閥輸出流量微動(dòng)特性。為提高控制穩(wěn)定性，趙小龍等[14]設(shè)計(jì)了“小閥芯、雙閥口”型三通壓力補(bǔ)償閥結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案，減小了系統(tǒng)壓力沖擊。為提高多路閥流量控制范圍，劉金剛等[15]研究了采用2個(gè)閥芯并聯(lián)驅(qū)動(dòng)方式增大閥口面積、提高多路閥流量范圍的方法。

BIGLIARDI 等[16]采用CFD 方法，研究負(fù)載敏感比例多路閥在不同開(kāi)口度和流量時(shí)的閥口壓降、油液射流角和空化區(qū)域；AMIRANTE 等[17]通過(guò)流場(chǎng)仿真和試驗(yàn)研究了空蝕對(duì)閥流量特性和閥芯驅(qū)動(dòng)力的影響；艾超等[18-19]在比例減壓閥和主閥之間增設(shè)阻尼孔，提高了換向時(shí)主閥的穩(wěn)定性，引入了顫振信號(hào)補(bǔ)償主閥芯摩擦力，分析顫振信號(hào)對(duì)主閥流量波動(dòng)的影響；張宏等[20]以負(fù)載敏感多路閥為對(duì)象，對(duì)比分析了3種不同湍流模型下穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力的仿真結(jié)果；楊濤等[21]研究了不同節(jié)流槽方向閥芯穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力的變化規(guī)律。

通過(guò)上述分析可知，為控制閥口流量，現(xiàn)有多路閥采用壓力補(bǔ)償器保證流量不受負(fù)載變化影響，但受液動(dòng)力、彈簧力等影響，閥口流量控制精度較低，而定壓差補(bǔ)償器通過(guò)彈簧預(yù)緊力保持設(shè)定補(bǔ)償壓差，一旦設(shè)定難以改變，缺乏相應(yīng)的調(diào)控手段和對(duì)象。因此，現(xiàn)有研究工作也主要集中在參數(shù)匹配、結(jié)構(gòu)改進(jìn)和閥口設(shè)計(jì)等。為此，本文作者以多路閥補(bǔ)償壓差為突破點(diǎn)，以多路閥中壓力補(bǔ)償器作為控制對(duì)象，提出補(bǔ)償壓差連續(xù)調(diào)控控制多路閥流量的方法，通過(guò)改變補(bǔ)償壓差，實(shí)現(xiàn)微小流量的精確控制、增大通流能力，提高閥口流量控制精度[22-23]。

1 補(bǔ)償壓差可控型多路閥

本研究的核心思想是通過(guò)改變補(bǔ)償壓差控制主閥流量。因此，采用何種調(diào)控手段控制多路閥補(bǔ)償壓差是首先需要解決的技術(shù)難題。

根據(jù)壓力補(bǔ)償型多路閥工作原理，改變多路閥補(bǔ)償壓差需要對(duì)壓力補(bǔ)償器閥芯施加額外受力，改變補(bǔ)償器閥芯受力平衡關(guān)系。但多路閥補(bǔ)償器閥芯行程大、控制力大，以25 通徑多路閥為例，其額定流量達(dá)到230 L/min，補(bǔ)償器閥芯行程為7 mm，現(xiàn)有的電機(jī)械轉(zhuǎn)換器難以滿足要求。為此，本文設(shè)計(jì)電比例減壓閥控制方案，采用工程機(jī)械常用的先導(dǎo)式三通比例減壓閥(proportional pressure reducing valve，PPRV)作為控制元件，通過(guò)控制比例減壓閥輸出壓力，改變壓力補(bǔ)償器閥芯受力關(guān)系，實(shí)現(xiàn)多路閥補(bǔ)償壓差的按需調(diào)控，該方法控制簡(jiǎn)單、技術(shù)成熟，可直接適配工程機(jī)械主機(jī)控制器。

圖1所示為設(shè)計(jì)的具有補(bǔ)償壓差可控功能的多路閥。由圖1可見(jiàn)：多路閥包括主節(jié)流閥口、換向閥口、壓力補(bǔ)償器以及2 個(gè)三通比例減壓閥PPRV組成的補(bǔ)償壓差控制單元。補(bǔ)償壓差控制單元中，2 個(gè)比例減壓閥PPRV1 和PPRV2 分別獨(dú)立控制壓力補(bǔ)償器x面和y面的壓力，控制PPRV1輸出壓力px對(duì)補(bǔ)償器閥芯施加向右的力，增大多路閥補(bǔ)償壓差；控制PPRV2 輸出壓力py對(duì)補(bǔ)償器閥芯施加向左的力，減小多路閥補(bǔ)償壓差。

圖1 補(bǔ)償壓差可控型多路閥原理Fig.1 Principle of multi-way valve with controllable compensation differential pressure

當(dāng)補(bǔ)償壓差調(diào)控單元不工作時(shí)，比例減壓閥PPRV1 和PPRV2 處于溢流狀態(tài)，工作油口與油箱連通，無(wú)壓力輸出。多路閥工作原理與傳統(tǒng)閥后補(bǔ)償多路閥一致，壓力補(bǔ)償器布置在主節(jié)流閥口之后，系統(tǒng)油液首先經(jīng)過(guò)節(jié)流閥口進(jìn)行流量控制；然后，通過(guò)壓力補(bǔ)償器補(bǔ)償負(fù)載差異；最后，通過(guò)換向閥口控制執(zhí)行器運(yùn)動(dòng)方向。

通過(guò)上述方式，多路閥即可按傳統(tǒng)壓力補(bǔ)償型方式工作，又可主動(dòng)調(diào)控補(bǔ)償壓差、改變流量控制范圍，實(shí)現(xiàn)變流量增益控制。增大補(bǔ)償壓差，提高閥口流量增益，滿足執(zhí)行器快速響應(yīng)需求；減小補(bǔ)償壓差，減小閥口流量增益，實(shí)現(xiàn)微小流量的精細(xì)控制。多路閥還可以通過(guò)控制補(bǔ)償壓差，對(duì)補(bǔ)償器受到液動(dòng)力、摩擦力等擾動(dòng)進(jìn)行補(bǔ)償，提高閥口流量控制精度。

圖2所示為補(bǔ)償壓差可控型多路閥三維結(jié)構(gòu)。為了便于在結(jié)構(gòu)上增加x和y這2 個(gè)受力面積，本文所設(shè)計(jì)的多路閥壓力補(bǔ)償器采用滑閥結(jié)構(gòu)，并增設(shè)1 個(gè)控制臺(tái)肩，比例減壓閥PPRV1 和PPRV2分別與臺(tái)肩兩腔Vx和Vy連通，通過(guò)獨(dú)立控制臺(tái)肩兩端x和y面壓力，直接改變壓力補(bǔ)償器受力關(guān)系，調(diào)控多路閥補(bǔ)償壓差。

圖2 補(bǔ)償壓差可控型多路閥三維模型Fig.2 3D model of multi-way valve with controllable compensation differential pressure

2 理論分析

新的原理是通過(guò)控制PPRV輸出壓力改變補(bǔ)償器受力關(guān)系，從而改變多路閥補(bǔ)償壓差。圖3所示為補(bǔ)償壓差可控型多路閥計(jì)算原理。

圖3 補(bǔ)償壓差可控型多路閥計(jì)算原理圖Fig.3 Calculation schematic diagram of multi-way valve with controllable compensation differential pressure

從圖3可見(jiàn)：當(dāng)補(bǔ)償壓差控制單元不工作時(shí)，補(bǔ)償器兩端壓力分別為主節(jié)流閥出口壓力p1和最大負(fù)載壓力pLS，由閥芯受力平衡方程可知，主節(jié)流閥出口壓力p1為

式中：p2為壓力補(bǔ)償器出口壓力；KV為穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力系數(shù)；x為補(bǔ)償器閥芯位移；A1為補(bǔ)償器閥芯端面積，d1為補(bǔ)償器閥芯直徑。

確定主節(jié)流閥出口壓力p1后，進(jìn)一步可得主節(jié)流閥兩端壓差Δp(即多路閥的補(bǔ)償壓差)

式中：pp為泵出口壓力。

從式(2)可以看出，多路閥的補(bǔ)償壓差只與泵出口壓力pp和最大負(fù)載壓力pLS有關(guān)，與工作油口A或B的負(fù)載壓力無(wú)關(guān)。但受液動(dòng)力影響，多路閥的補(bǔ)償壓差難以維持恒定。同時(shí)，油液溫度和流態(tài)的變化也將造成閥口流量系數(shù)的改變[24]。這些都將作為擾動(dòng)變量對(duì)多路閥的流量控制造成影響，降低流量控制精度。

引入補(bǔ)償壓差調(diào)控單元后，增加了可控變量(py-px)A2/A1，多路閥補(bǔ)償壓差如式(3)所示?？刂芇PRV 輸出壓力px或py，能夠?qū)崿F(xiàn)多路閥補(bǔ)償壓差連續(xù)調(diào)控、改變閥口流量。通過(guò)減小壓差，實(shí)現(xiàn)小流量的精確控制；增大壓差，提高閥口通流能力。此外，還可以補(bǔ)償液動(dòng)力影響，提高閥口流量控制精度。

式中：A2為壓力補(bǔ)償器控制臺(tái)肩環(huán)面積，A2=π·(d22-d12)/4，d2為控制臺(tái)肩直徑；(px-py)·A2/A1為補(bǔ)償壓差調(diào)控單元控制力。

由式(3)可知，多路閥補(bǔ)償壓差與PPRV最大輸出壓力和控制臺(tái)肩直徑d2有關(guān)?？刂婆_(tái)肩直徑d2越大，多路閥補(bǔ)償壓差控制范圍越大，但過(guò)大臺(tái)肩直徑d2造成閥體結(jié)構(gòu)布局困難，還會(huì)增大控制容腔Vx和Vy，對(duì)補(bǔ)償器動(dòng)靜態(tài)特性帶來(lái)影響。為此需綜合考慮，既要有足夠的輸出力滿足工作需求，還保證閥體結(jié)構(gòu)的緊湊性。

目前，已知工程機(jī)械常用先導(dǎo)減壓閥最大控制壓力為3 MPa，補(bǔ)償器閥芯直徑d1為28 mm，多路閥補(bǔ)償壓差為1.7 MPa，期望在0.5～3.5 MPa 范圍內(nèi)調(diào)控補(bǔ)償壓差，所需控制力約為950 N。同時(shí)考慮穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力Ff影響，由式(4)計(jì)算的補(bǔ)償器閥芯所受穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力如圖4所示，在流量為200 L/min、閥口壓差為16 MPa條件下，穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力為194 N，最終可由式(3)計(jì)算補(bǔ)償器臺(tái)肩直徑d2為36 mm。

圖4 不同壓差、流量下壓力補(bǔ)償器所受液動(dòng)力Fig.4 Flow force of pressure compensator under different differential pressure and flow rates

式中：Cv為閥口速度系數(shù)，取0.98；Qs為壓力補(bǔ)償器流量；Δpc為壓力補(bǔ)償器兩端壓差；θ為射流角，取69°；ρ為油液密度，取860 kg/m3。

3 仿真模型搭建及驗(yàn)證

3.1 三通比例減壓閥仿真及試驗(yàn)驗(yàn)證

PPRV作為調(diào)控補(bǔ)償壓差的關(guān)鍵元件，其動(dòng)靜態(tài)特性對(duì)多路閥補(bǔ)償壓差調(diào)控特性具有重要影響。工程機(jī)械所采用先導(dǎo)比例減壓閥多為直接壓力檢測(cè)，工作原理如圖5(a)所示。根據(jù)該原理所建立的比例減壓閥仿真模型，如圖5(b)所示。為進(jìn)一步驗(yàn)證仿真模型正確性，采用Thomas 公司PPCD05 比例減壓閥進(jìn)行測(cè)試，最大輸出壓力為3.2 MPa，額定流量為10 L/min。

圖5 PPRV工作原理和仿真模型Fig.5 Working principle and simulation model of PPRV

試驗(yàn)中，PPRV 進(jìn)口壓力設(shè)定為4.2 MPa，給定不同電流控制PPRV工作油口相應(yīng)輸出壓力。圖6給出了PPRV仿真和試驗(yàn)的壓力動(dòng)靜態(tài)特性曲線。從圖6(a)可見(jiàn)：受閥芯摩擦力影響，PPRV 輸出壓力存在滯環(huán)，750 mA 控制電流對(duì)應(yīng)最大輸出壓力3.2 MPa。從圖6(b)可見(jiàn)：給定370 mA的電流階躍信號(hào)，PPRV輸出壓力為0.67 MPa，響應(yīng)時(shí)間約為130 ms；當(dāng)控制電流為750 mA 時(shí)，PPRV 輸出壓力為3.2 MPa，響應(yīng)時(shí)間約為80 ms。仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果具有較高一致性。

圖6 PPRV的壓力動(dòng)靜態(tài)特性曲線Fig.6 Pressure dynamic and static characteristic curves of PPRV

3.2 傳統(tǒng)負(fù)載敏感多路閥仿真和試驗(yàn)驗(yàn)證

根據(jù)現(xiàn)有負(fù)載敏感多路閥真實(shí)結(jié)構(gòu)參數(shù)，首先在Simulation X軟件中建立多路閥模型，主要包括主換向閥和壓力補(bǔ)償器。建模過(guò)程考慮油液壓縮、沿程壓力損失、閥口泄漏以及滑閥與閥體之間的黏性摩擦等。閥口型式為U 型節(jié)流槽，節(jié)流槽尺寸由面積公式計(jì)算后導(dǎo)入模型，計(jì)算的閥芯位移-面積關(guān)系如圖7所示。

圖7 不同閥芯位移下多路閥節(jié)流口面積曲線Fig.7 Port area curve of multi-way valve under different spool displacements

為驗(yàn)證仿真模型的正確性，在多路閥試驗(yàn)臺(tái)上開(kāi)展性能測(cè)試。試驗(yàn)臺(tái)采用負(fù)載敏感變量泵作為動(dòng)力源，負(fù)載敏感壓差設(shè)為2 MPa，多路閥P口接液壓泵P口，多路閥LS口接泵LS口，工作油口A口和B口分別連接試驗(yàn)臺(tái)加載回路，T口接試驗(yàn)臺(tái)回油口，其余油口均堵住。試驗(yàn)時(shí)控制先導(dǎo)回路壓力調(diào)節(jié)換向聯(lián)開(kāi)口，記載多路閥出口流量，與仿真結(jié)果對(duì)比。

圖8所示為不同先導(dǎo)壓力下被測(cè)多路閥流量特性曲線。由圖8可見(jiàn)：多路閥主閥芯受摩擦力影響，閥口流量存在較大的滯環(huán)，其中左節(jié)流口和右節(jié)流口最大流量分別為45 L/min和230 L/min。

圖8 不同先導(dǎo)壓力下被測(cè)多路閥流量特性曲線Fig.8 Flow characteristic curves of tested multi-way valve under different pilot pressures

圖9所示為被測(cè)多路閥的負(fù)載敏感特性曲線。試驗(yàn)時(shí)，調(diào)節(jié)電機(jī)轉(zhuǎn)速為1 850 r/min、先導(dǎo)壓力為3.5 MPa，測(cè)試聯(lián)工作油口連接加載回路，從0 MPa連續(xù)加載至20 MPa。從圖9可見(jiàn)：隨著負(fù)載壓力增大，閥口輸出流量基本不變，能夠?qū)崿F(xiàn)負(fù)載敏感控制。其中，右節(jié)流口仿真與測(cè)試存在較大偏差，主要原因在于實(shí)際測(cè)試中，隨著加載壓力增大，泵泄漏增加造成閥口流量減小，而仿真中采用恒壓源，未考慮液壓泵特性。

圖9 被測(cè)多路閥負(fù)載敏感特性曲線Fig.9 Load-sensing characteristic curves of tested multi-way valve

3.3 聯(lián)合仿真模型搭建及驗(yàn)證

試驗(yàn)曲線與仿真結(jié)果基本一致，驗(yàn)證了仿真模型的正確性。進(jìn)一步，將建立的PPRV仿真模型進(jìn)行封裝，并與建立的多路閥模型聯(lián)合，最終構(gòu)建補(bǔ)償壓差可控型多路閥多學(xué)科聯(lián)合模型，如圖10所示，具體參數(shù)如表1所示。

表1 仿真模型參數(shù)Table 1 Parameters of simulation model

圖10 補(bǔ)償壓差可控型多路閥多學(xué)科聯(lián)合仿真模型Fig.10 Multidisciplinary co-simulation model of multiway valve with controllable compensation differential pressure

4 多路閥流量控制特性

4.1 原理試驗(yàn)

設(shè)計(jì)的補(bǔ)償壓差可控多路閥的根本目的是連續(xù)調(diào)控補(bǔ)償壓差控制主閥流量。為了驗(yàn)證該方法的可行性，采用6通徑的比例閥和壓力補(bǔ)償器，開(kāi)展原理試驗(yàn)，應(yīng)用比例電磁鐵作為控制元件，對(duì)補(bǔ)償器閥芯施加不同受力，改變主閥補(bǔ)償壓差，具體試驗(yàn)原理如圖11所示。

圖11 補(bǔ)償壓差可控試驗(yàn)原理Fig.11 Experiment principle of controllable compensation differential pressure

試驗(yàn)中，壓力補(bǔ)償器以疊加方式安裝在比例閥前，額定補(bǔ)償壓差為0.8 MPa，比例電磁鐵安裝在壓力補(bǔ)償器無(wú)彈簧端，并集成位移傳感器，在輸出力的同時(shí)檢測(cè)補(bǔ)償器閥芯位移。同時(shí)，在比例閥和補(bǔ)償器之間增加過(guò)渡閥塊，壓力傳感器Ⅱ和壓力傳感器Ⅲ安裝在過(guò)渡閥塊上，直接檢測(cè)比例閥的進(jìn)口壓力和出口壓力，計(jì)算比例閥補(bǔ)償壓差。

圖12所示為比例閥壓差控制特性試驗(yàn)曲線。通過(guò)連續(xù)控制比例電磁鐵輸出力、抵消彈簧預(yù)緊力，實(shí)現(xiàn)了補(bǔ)償壓差連續(xù)比例控制，通過(guò)比例閥的流量也按比例減小。由于流量與壓差呈二次方根的關(guān)系，閥口流量呈非線性變化。補(bǔ)償器閥口開(kāi)度也逐漸減小、節(jié)流作用增大。但受比例電磁鐵電流-力滯環(huán)特性影響，補(bǔ)償壓差和流量控制存在小的滯環(huán)。

圖12 比例閥補(bǔ)償壓差控制特性曲線Fig.12 Flow characteristic curves of tested multi-way valve

圖13所示為不同壓差下比例閥位移-流量特性曲線。由圖13可見(jiàn)：在0.8 MPa 額定補(bǔ)償壓差下，比例閥最大流量約為17 L/min，通過(guò)減小補(bǔ)償壓差，比例閥流量增益也逐漸減小，在0.1 MPa壓差下，最大流量?jī)H為4 L/min 左右，實(shí)現(xiàn)了改變補(bǔ)償壓差控制比例閥流量增益、改變流量控制范圍的目的。

圖13 不同補(bǔ)償壓差下比例閥位移-流量特性曲線Fig.13 Displacement-flow characteristic curves of proportional valve with different compensation differential pressure

4.2 補(bǔ)償壓差調(diào)控特性

上述原理試驗(yàn)驗(yàn)證了所提方法的正確性，進(jìn)一步對(duì)設(shè)計(jì)的采用PPRV控制多路閥補(bǔ)償壓差方案進(jìn)行研究。圖14所示為多路閥補(bǔ)償壓差連續(xù)調(diào)控特性曲線。從圖14可見(jiàn)：通過(guò)控制PPRV1 輸出壓力，多路閥補(bǔ)償壓差Δp按比例增大；控制PPRV2輸出壓力，多路閥補(bǔ)償壓差Δp按比例減小，實(shí)現(xiàn)了補(bǔ)償壓差的連續(xù)調(diào)控。同時(shí)，閥口流量隨著補(bǔ)償壓差的變化呈非線性變化。其中，補(bǔ)償器壓差最大可增加到3.4 MPa，最小可減小到0 MPa。

圖14 多路閥補(bǔ)償壓差連續(xù)調(diào)控特性曲線Fig.14 Compensation differential pressure continuous control characteristics curves of multi-way valve

圖15所示為不同補(bǔ)償壓差下多路閥的流量曲線。從圖15可見(jiàn)：以1.7 MPa補(bǔ)償壓差下閥的最大流量230 L/min 作為額定流量，通過(guò)控制PPRV 輸出壓力，改變多路閥補(bǔ)償壓差，多路閥流量能夠在44%～136%的范圍內(nèi)變化，滿足執(zhí)行器快速動(dòng)作和微動(dòng)控制需求。同時(shí)，如圖15中陰影部分所示，通過(guò)降低補(bǔ)償壓差，多路閥流量具有更大控制范圍。

圖15 不同補(bǔ)償壓差下多路閥流量特性曲線Fig.15 Flow characteristics curves of multi-way valve under different compensation differential pressure

4.3 液動(dòng)力補(bǔ)償對(duì)流量特性的影響

由式(3)可知，受液動(dòng)力影響，多路閥補(bǔ)償壓差時(shí)刻在變，尤其是大壓差、大流量工況下情況更嚴(yán)重。增設(shè)壓差調(diào)控單元后，可以對(duì)閥芯施加反方向力抵消液動(dòng)力影響，從控制角度為多路閥液動(dòng)力補(bǔ)償提供一種新方法。但液動(dòng)力的計(jì)算是一難題，常用液動(dòng)力計(jì)算公式如式(4)所示，但壓力補(bǔ)償器兩端壓差Δpc無(wú)法直接測(cè)得。因此，可將式(4)進(jìn)一步變形為式(5)，通過(guò)位移傳感器檢測(cè)補(bǔ)償器閥芯位移x，由閥口面積曲線得到對(duì)應(yīng)的開(kāi)口面積Ac，并代入多路閥理論流量Qt，對(duì)液動(dòng)力進(jìn)行估算補(bǔ)償。

式中：Cd為閥口流量系數(shù)；Qt為多路閥理論流量；Ac為壓力補(bǔ)償器閥口面積。

仿真時(shí)，保持主閥口開(kāi)度不變，緩慢增加油源壓力直至25 MPa，多路閥口壓降達(dá)到最大值，得到穩(wěn)態(tài)負(fù)載特性曲線如圖16所示。從圖16可見(jiàn)：液動(dòng)力補(bǔ)償前，大流量、大壓差情況下，閥口流量存在較大偏差，通過(guò)液動(dòng)力補(bǔ)償后，多路閥流量能夠基本保持設(shè)定值，具有好的流量控制精度。

圖16 不同主閥開(kāi)度下多路閥穩(wěn)態(tài)負(fù)載特性曲線Fig.16 Steady-state load characteristic curves of multiway valve under different main valve openings

圖17所示為不同主閥開(kāi)度下閥口流量圖。從圖17可見(jiàn)：小流量情況下，液動(dòng)力對(duì)補(bǔ)償器影響較小，閥口流量補(bǔ)償前后效果不明顯。隨著閥口流量增大，補(bǔ)償器受液動(dòng)力逐漸增大，液動(dòng)力補(bǔ)償效果明顯。

圖17 不同主閥開(kāi)度下閥口流量Fig.17 Valve port flow under different main valve openings

4.4 臺(tái)肩直徑對(duì)補(bǔ)償器動(dòng)態(tài)特性的影響

設(shè)計(jì)的補(bǔ)償壓差可控型多路閥，在補(bǔ)償器上額外增加直徑為d2的控制臺(tái)肩，將影響補(bǔ)償壓差的控制特性。圖18所示為不同臺(tái)肩直徑對(duì)壓力補(bǔ)償器動(dòng)態(tài)特性影響。從圖18(a)可見(jiàn)，在相同補(bǔ)償壓差控制值下，隨著控制臺(tái)肩直徑d2增大，PPRV需求壓力減小、響應(yīng)時(shí)間增大，受PPRV 特性影響，補(bǔ)償壓差控制響應(yīng)速度減小，但僅為10 ms左右。由圖18(b)可見(jiàn)，隨著臺(tái)肩直徑增大，補(bǔ)償器位移響應(yīng)速度減小。造成該問(wèn)題的主要原因如圖18(c)所示，隨著臺(tái)肩直徑增大，相同補(bǔ)償器閥芯位移下，容腔Vx和Vy油液體積變化增大，2個(gè)容腔壓力變化也增大，產(chǎn)生壓力沖擊，抑制補(bǔ)償器運(yùn)行。但減小的響應(yīng)時(shí)間僅為10～15 ms，對(duì)補(bǔ)償器運(yùn)行特性影響較小。

圖18 不同臺(tái)肩直徑對(duì)壓力補(bǔ)償器動(dòng)態(tài)特性影響Fig.18 Influence of different shoulder diameters on dynamic characteristics of pressure compensator

5 結(jié)論

1)提出了補(bǔ)償壓差實(shí)時(shí)調(diào)控原理，引入補(bǔ)償壓差Δp作為控制變量，實(shí)現(xiàn)閥口流量變?cè)鲆婵刂?，還可以補(bǔ)償參數(shù)變化對(duì)流量的影響，提高流量控制精度。

2)相較傳統(tǒng)多路閥，設(shè)計(jì)的補(bǔ)償壓差可控型多路閥能夠在0～3.4 MPa 范圍內(nèi)實(shí)時(shí)調(diào)控補(bǔ)償壓差，在0.3～3.2 MPa 壓差范圍內(nèi)，閥口流量能夠在44%～136%的額定流量范圍內(nèi)變化，滿足執(zhí)行器微動(dòng)操控和快速動(dòng)作需求。

3)對(duì)補(bǔ)償器的液動(dòng)力估算補(bǔ)償，提高了多路閥流量控制精度，尤其是在大流量、大壓差工況下，液動(dòng)力補(bǔ)償效果明顯。

4)新方案在壓差補(bǔ)償器上增設(shè)了直徑為d2的控制臺(tái)肩，但過(guò)大的控制臺(tái)肩d2直徑將造成補(bǔ)償器動(dòng)態(tài)特性響應(yīng)時(shí)間增大、閥體結(jié)構(gòu)增大。因此，在滿足補(bǔ)償壓差調(diào)控需求范圍內(nèi)，應(yīng)選擇小的控制臺(tái)肩。