劉亞杰，施偉偉，黃志祥

安徽理工大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院 安徽淮南 232001

溢流閥是液壓系統(tǒng)中調(diào)節(jié)壓力的關(guān)鍵元件，其性能直接決定了液壓系統(tǒng)的壓力穩(wěn)定性及安全性[1-2]。國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)溢流閥動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行了大量的研究，K.Suzuki 等人[3]研制了一款先導(dǎo)式水液壓溢流閥，并研究了不同阻尼孔直徑、先導(dǎo)閥彈簧剛度等對(duì)溢流閥穩(wěn)定性的影響；訚耀保等人[4-5]分析了阻尼、節(jié)流孔和空腔容積等因素對(duì)溢流閥的影響，提出設(shè)置合適的阻尼能有效提高溢流閥的動(dòng)態(tài)性能；劉桓龍等人[6]提出了一種帶阻尼活塞的直動(dòng)式水壓溢流閥結(jié)構(gòu)，通過(guò)在直動(dòng)式溢流閥前增加沉頭槽和帶阻尼孔的活塞減小錐閥的偏振，改善了閥的工作穩(wěn)定性。

以上研究促進(jìn)了溢流閥結(jié)構(gòu)參數(shù)的優(yōu)化和動(dòng)態(tài)性能的改善，但是對(duì)于集成設(shè)計(jì)的組合溢流閥動(dòng)態(tài)性能穩(wěn)定性分析研究較少。筆者提出了一種調(diào)壓限壓組合溢流閥，結(jié)合對(duì)普通溢流閥動(dòng)態(tài)特性的研究方法，利用 AMESim 軟件建立了調(diào)壓限壓組合溢流閥的仿真模型，分析其正常工作下的動(dòng)態(tài)特性，并與先導(dǎo)式溢流閥進(jìn)行對(duì)比，針對(duì)調(diào)壓限壓組合溢流閥協(xié)同工作機(jī)制，建立調(diào)壓閥芯各端面積之間的匹配關(guān)系，比較不同敏感腔容積對(duì)該溢流閥動(dòng)態(tài)性能的影響，為組合溢流閥的設(shè)計(jì)制造提供了指導(dǎo)。

1 工作原理

調(diào)壓限壓組合溢流閥結(jié)構(gòu)如圖 1 所示，主要由調(diào)壓閥、先導(dǎo)閥和限壓閥 3 部分組成。調(diào)壓閥和先導(dǎo)閥的協(xié)同工作過(guò)程和先導(dǎo)式溢流閥相同。調(diào)壓閥芯尾部設(shè)有凹凸結(jié)構(gòu)和尾椎，并與限壓閥敏感腔相連，配合形成兩閥相互協(xié)作機(jī)制，從而實(shí)現(xiàn)調(diào)壓和限壓的功能。

圖1 調(diào)壓限壓組合溢流閥結(jié)構(gòu)Fig.1 Structure of pressure-regulating andpressure-limiting combined relief valve

調(diào)壓限壓組合溢流閥工作原理如圖 2 所示。液壓油從進(jìn)油口進(jìn)入后，分別通向 2 條油路，油路 1 作用在調(diào)壓閥芯凸緣下側(cè)，提供入口壓力p1，并通過(guò)液阻R1、R2進(jìn)入先導(dǎo)閥前腔。當(dāng)系統(tǒng)壓力增大到使先導(dǎo)閥打開(kāi)時(shí)，液壓油經(jīng)過(guò)先導(dǎo)閥彈簧腔流回油箱。由于液阻的作用，使調(diào)壓閥入口壓力大于調(diào)壓閥敏感腔的壓力，在壓差作用下克服彈簧力向上移動(dòng)，打開(kāi)閥口，實(shí)現(xiàn)溢流作用。油路 2 通過(guò)液阻R3進(jìn)入限壓閥敏感腔，作用在調(diào)壓閥芯尾椎，并產(chǎn)生一個(gè)與控制壓力相反的液壓力p3，增加限壓閥預(yù)緊力的同時(shí)，保證了先導(dǎo)彈簧的小剛度。調(diào)壓閥芯開(kāi)啟時(shí)，由于尾椎端面上的液壓力p3與入口壓力p1的波動(dòng)規(guī)律相似，可部分抵消進(jìn)口壓力的波動(dòng)，提升了調(diào)壓限壓組合溢流閥的穩(wěn)定性。當(dāng)入口壓力增大到設(shè)定泄壓值時(shí)，調(diào)壓閥芯運(yùn)動(dòng)至最上端，由于調(diào)壓閥芯的凹凸結(jié)構(gòu)，限壓閥敏感腔連通調(diào)壓閥彈簧腔實(shí)現(xiàn)泄壓，確保系統(tǒng)在高壓大流量工況下的安全性。

圖2 調(diào)壓限壓組合溢流閥工作原理Fig.2 Working principle of pressure-regulating andpressurelimiting combined relief valve

2 建模與仿真

根據(jù)調(diào)壓限壓組合溢流閥的工作原理，利用AMESim 軟件中的 HCD 液壓元件庫(kù)、Hydraulic 庫(kù)等對(duì)其進(jìn)行設(shè)計(jì)，建立調(diào)壓限壓組合溢流閥的仿真模型，如圖 3 所示。調(diào)壓限壓組合溢流閥仿真模型主要參數(shù)如表 1 所列。

圖3 調(diào)壓限壓組合溢流閥仿真模型Fig.3 Simulation model of pressure-regulating andpressurelimiting combined relief valve

表1 仿真模型主要參數(shù)Tab.1 Main parameters of simulation model

為與普通先導(dǎo)式溢流閥的性能作對(duì)比，建立普通先導(dǎo)式溢流閥仿真模型，如圖 4 所示。圖 4 中主要元件參數(shù)如下：先導(dǎo)閥阻尼孔直徑為 0.8 mm，閥芯質(zhì)量為 0.3 kg，彈簧剛度為 20 N/mm，彈簧預(yù)緊力為90 N；調(diào)壓閥阻尼孔直徑為 1.0 mm，閥芯質(zhì)量為 0.5 kg，彈簧剛度為 15 N/mm，彈簧預(yù)緊力為 25 N。

圖4 普通先導(dǎo)式溢流閥仿真模型Fig.4 Simulation model of common pilot relief valve

3 結(jié)果與分析

利用 AMESim 模擬調(diào)壓限壓組合溢流閥的內(nèi)部結(jié)構(gòu)和工作原理，分析對(duì)比調(diào)壓限壓組合溢流閥與先導(dǎo)式溢流閥在相同參數(shù)下的動(dòng)態(tài)性能差異，考察不同調(diào)壓閥芯受力端面面積配比及敏感腔容積對(duì)調(diào)壓限壓組合溢流閥動(dòng)態(tài)性能的影響，通過(guò)對(duì)仿真結(jié)果進(jìn)行分析，為優(yōu)化組合溢流閥的結(jié)構(gòu)參數(shù)提供依據(jù)。

3.1 與先導(dǎo)式溢流閥的動(dòng)態(tài)性能比較

調(diào)壓限壓組合溢流閥和先導(dǎo)式溢流閥的入口壓力特性曲線如圖 5 所示。溢流閥入口流量為 100 L/min，在該組參數(shù)下，2 種溢流閥具有相同的調(diào)定壓力。對(duì)于先導(dǎo)式溢流閥而言，在高壓油液控制下，主閥開(kāi)啟瞬間存在一定的超調(diào)量，響應(yīng)時(shí)間較長(zhǎng)；在調(diào)壓限壓組合溢流閥中，由于限壓閥腔壓力對(duì)調(diào)壓閥芯尾椎的作用降低了調(diào)壓閥芯回路開(kāi)環(huán)增益，入口壓力波動(dòng)得到有效抑制，調(diào)壓限壓組合溢流閥的超調(diào)量、升壓時(shí)間、過(guò)渡時(shí)間均小于前者。這表明調(diào)壓限壓組合溢流閥能降低壓力波動(dòng)，具有更好的動(dòng)態(tài)性能。調(diào)壓限壓組合溢流閥入口調(diào)節(jié)壓力穩(wěn)定在 18.0 MPa，壓力超調(diào)量為 1.7 MPa，均符合設(shè)計(jì)要求，具有良好的穩(wěn)壓精度。

圖5 溢流閥流量階躍下的 p-t 曲線Fig.5 p-t curve in circumstance of flow step of relief valve

3.2 調(diào)壓閥芯受力端面面積的影響

為實(shí)現(xiàn)較好的調(diào)壓限壓協(xié)作效果，有必要分析各端面的面積配比，即調(diào)壓閥芯凸緣下側(cè)有效受力面積A1、調(diào)壓閥芯凸緣上側(cè)有效受力面積A2以及尾椎受力端面面積A3之間的匹配關(guān)系。選擇 3 組不同面積配比的方案：A1>A2+A3，A1

圖6 不同受力面積下的仿真曲線Fig.6 Simulation curves at various stressed area

表2 不同受力面積的試驗(yàn)方案Tab.2 Test schemes with various stressed area cm2

(1) 調(diào)壓閥芯受力端面積A1、A2和A3之間存在一定的匹配關(guān)系。由圖 6(a) 可知，當(dāng)A1>A2+A3時(shí)，A2+A3與A1取值相差越大，閥入口壓力振動(dòng)越劇烈，響應(yīng)時(shí)間明顯增加。與圖 6(c) 方案 f 相比，方案 f 的入口穩(wěn)定壓力是方案 a 入口穩(wěn)定壓力的 1.57 倍。這是由于尾椎受力端面積越小，調(diào)壓閥芯的背壓作用越小，調(diào)壓閥開(kāi)啟越容易，最終使得閥入口壓力降低。由圖 6(b) 可知，當(dāng)A1

(2) 當(dāng)A2+A3與A1面積選取相同時(shí)，不同的受力面積參數(shù)對(duì)入口壓力的影響較小。由圖 6(c) 可知，隨著尾椎受力端面積A3的增大，限壓閥腔的壓力作用更顯著，入口壓力的超調(diào)量降低，響應(yīng)速度變快，進(jìn)一步說(shuō)明了該組合溢流閥的多力穩(wěn)壓設(shè)計(jì)有利于調(diào)壓閥芯的快速穩(wěn)定。當(dāng)A2+A3與A1取值相同時(shí)，得到的仿真結(jié)果較為理想：與方案 g 相比，方案 f 入口壓力的超調(diào)量降低了 2.1%，響應(yīng)時(shí)間減少了 8%；與方案 e 相比，方案 f 入口壓力的超調(diào)量增加了 2.6%，響應(yīng)時(shí)間增加了 8%。

3.3 溢流閥敏感腔容積的影響

組合溢流閥的調(diào)壓閥及限壓閥分別設(shè)有敏感腔，與液阻共同作用產(chǎn)生液壓力。假設(shè)調(diào)壓閥敏感腔容積V1分別為 10.0、15.0、25.0 cm3，限壓閥敏感腔容積V2分別為 5.0、10.0、15.0 cm3。敏感腔容積對(duì)主閥閥口壓力的影響如圖 7 所示，通過(guò)仿真分析，可以得出如下結(jié)論。

圖7 敏感腔容積對(duì)主閥閥口壓力的影響Fig.7 Influence of volume of sensitive cavity on pressure at port of main valve

不同敏感腔容積的取值對(duì)閥入口的穩(wěn)定壓力幾乎沒(méi)有影響，穩(wěn)定壓力為 18.0 MPa。調(diào)壓閥敏感腔容積V1和限壓閥敏感腔容積V2對(duì)組合溢流閥動(dòng)態(tài)性能的影響較為顯著且規(guī)律相似。敏感腔容積取值偏小時(shí)，減壓速度較快，溢流閥達(dá)到峰值時(shí)間較短，但是壓力超調(diào)量較高，過(guò)渡時(shí)間長(zhǎng)且入口壓力存在一定波動(dòng)；敏感腔容積取值偏大時(shí)，敏感腔作用不明顯，動(dòng)態(tài)性能欠佳，易出現(xiàn)振蕩，且響應(yīng)會(huì)變得遲緩。當(dāng)容積在較小范圍內(nèi)變動(dòng)時(shí)，溢流閥動(dòng)態(tài)性能的影響變化很小，從另一方面說(shuō)明，該組合溢流閥的多力穩(wěn)壓設(shè)計(jì)可以在一定程度上緩解敏感腔容積變化帶來(lái)的不穩(wěn)定性影響，提高溢流閥的穩(wěn)定性。當(dāng)限壓閥敏感腔容積V2取值不變時(shí)，與V1=10.0 cm3相比，V1=15.0 cm3時(shí)的超調(diào)量增大了 4%，達(dá)到峰值時(shí)間增加了 33%。

4 結(jié)論

通過(guò)建立調(diào)壓限壓組合溢流閥的物理模型，并對(duì)其動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行仿真，得到如下結(jié)論。

(1) 在參數(shù)選取相似的情況下，調(diào)壓限壓組合溢流閥壓力超調(diào)率為 5.2%，響應(yīng)時(shí)間為 40 ms，優(yōu)于先導(dǎo)式溢流閥 24% 的壓力超調(diào)率。調(diào)壓閥芯端面受力的相互抵消作用補(bǔ)償了入口壓力波動(dòng)，溢流閥的響應(yīng)速度及穩(wěn)定性得到了有效提升。作用在調(diào)壓閥芯尾椎的液壓力提供預(yù)緊力的同時(shí)代替了先導(dǎo)閥彈簧剛度的作用，降低了主閥芯和先導(dǎo)閥芯振動(dòng)幅度，從而提高了壽命。

(2) 調(diào)壓閥芯凸緣上側(cè)有效受力面積、尾椎端面積與調(diào)壓閥芯凸緣下側(cè)有效受力面積的配比關(guān)系對(duì)溢流閥的動(dòng)態(tài)性能影響較大。當(dāng)A1>A2+A3時(shí)，閥入口壓力波動(dòng)增大，響應(yīng)時(shí)間由 40 ms 增加至 100 ms；當(dāng)A1

(3) 溢流閥入口壓力p1受調(diào)壓閥和限壓閥敏感腔容積的影響。過(guò)大的敏感腔容積會(huì)導(dǎo)致限壓閥敏感腔作用降低，穩(wěn)定時(shí)間變長(zhǎng)，沖擊超調(diào)量后移且振動(dòng)劇烈，進(jìn)一步說(shuō)明，該組合溢流閥的多力穩(wěn)壓設(shè)計(jì)有利于溢流閥的穩(wěn)定性。