陳遠(yuǎn)玲，潘越洋，彭卓，歐陽崇欽，王夢喬，石浩

(廣西大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，廣西南寧 530004)

0 前言

液壓系統(tǒng)工作的過程中常常由于閥口的啟閉動作、高速運(yùn)動部件突然制動、沒有緩沖裝置或者緩沖裝置失靈等原因，液壓系統(tǒng)內(nèi)部壓力在某一瞬間突然急劇變化，引起液壓沖擊[1]。液壓沖擊不僅降低了系統(tǒng)性能和元件的壽命，嚴(yán)重時(shí)還會導(dǎo)致系統(tǒng)發(fā)生錯(cuò)誤的動作[2-3]。

我國的糖料蔗大部分種植在丘陵山地，甘蔗收獲機(jī)進(jìn)行收割作業(yè)的過程中工況復(fù)雜多變，液壓傳動系統(tǒng)常常會產(chǎn)生比正常工作壓力高出2～6倍的液壓沖擊[4-5]，經(jīng)常出現(xiàn)油管爆裂、管接頭處漏油、電磁閥無法復(fù)位、閥芯卡滯、泄漏等現(xiàn)象，嚴(yán)重影響了機(jī)械作業(yè)的生產(chǎn)效率及工作可靠性，因此有必要研究其液壓沖擊產(chǎn)生的原因并采取適當(dāng)?shù)目刂拼胧?/p>

王靜[6]對液壓支架試驗(yàn)臺加載液壓系統(tǒng)進(jìn)行了研究，得出了沖擊壓力產(chǎn)生的原因是管道內(nèi)油液流速與流動慣量突變造成的結(jié)論。賈江波[7]通過運(yùn)用AMESim和ADAMS軟件構(gòu)建了負(fù)載敏感變量泵的聯(lián)合仿真模型，利用正交試驗(yàn)和神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)對關(guān)鍵參數(shù)進(jìn)行了尋優(yōu)，仿真結(jié)果表明優(yōu)化后的參數(shù)對削弱壓力沖擊有顯著作用。何沛恒等[8]引入磁流變阻技術(shù)，將磁流變阻尼裝置串聯(lián)到閥芯上，同時(shí)人為控制換向速率，使得壓力沖擊的峰值降低了51.5%。趙燕等人[9]對起重機(jī)卷揚(yáng)負(fù)載敏感液壓系統(tǒng)在換向時(shí)產(chǎn)生的液壓沖擊進(jìn)行了現(xiàn)場測試，得出沖擊的峰值壓力與外負(fù)載的大小成正比，為降低峰值壓力，在主閥的入口處新增了一個(gè)防沖擊閥，并對其結(jié)構(gòu)進(jìn)行了優(yōu)化。

BLANKA、PAVEL[10]和 KIM[11]通過MATLAB軟件搭建了沖擊沿長管道傳播的動態(tài)模型，得出管道類壓力沖擊產(chǎn)生的原因是由于截止閥開啟和關(guān)閉的瞬間油液的動能和壓力能相互轉(zhuǎn)化。URBANOWICZ等[12]認(rèn)為合理控制閥門和泵的輸送速率可以顯著抵消水錘過程中產(chǎn)生的高過載，也將降低瞬態(tài)過程中的振動和噪聲。COCKER、 PEREGRINE[13]認(rèn)為沖擊過程中能量從大塊流體運(yùn)動中損失轉(zhuǎn)移到小區(qū)域的液體射流上，從而形成了短而強(qiáng)的壓力脈沖。LOPA等[14]認(rèn)為液壓沖擊產(chǎn)生共振將增加元件內(nèi)部腐蝕的速度，促進(jìn)疲勞微裂紋在金屬中的積累，造成系統(tǒng)中各元器件疲勞失效。

本文作者通過建立甘蔗收獲機(jī)切斷裝置負(fù)載敏感液壓系統(tǒng)的動態(tài)仿真模型，探究甘蔗收獲機(jī)在丘陵地區(qū)作業(yè)時(shí)液壓沖擊的影響因素和規(guī)律，并進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證，為甘蔗收獲機(jī)液壓系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考。

1 液壓沖擊產(chǎn)生原理

如圖1所示，假設(shè)液壓系統(tǒng)管路直徑為d，泵出口與控制閥之間的管路長度為L，當(dāng)系統(tǒng)正常運(yùn)行時(shí)管道中油液的流速為v0，壓力為p0，油液質(zhì)量為m，閥門關(guān)閉時(shí)間為t，液壓油的密度為ρ。

圖1 閥門關(guān)閉液壓沖擊示意

若調(diào)節(jié)閥門開度大小，假設(shè)泵出口壓力從p0上升至p1，根據(jù)動量方程可知

p1-p0=ρcΔv

(1)

式中：Δv為關(guān)閉過程油液速度的變化量；令c=L/t，為壓力波在管路中傳播的速度。

根據(jù)設(shè)定條件易知沖擊波在管路中往復(fù)振蕩一次的時(shí)間T=2L/c，如閥門關(guān)閉時(shí)間tT，油液動能的一部分轉(zhuǎn)化為壓力能，此時(shí)管道類油液壓力的增量應(yīng)按下式近似計(jì)算：

p1-p0=ρcΔvT/t

(2)

由上述分析可知，針對閥門換向情況可通過縮短沖擊發(fā)生處管路長度，延長閥門關(guān)閉時(shí)間實(shí)現(xiàn)。

2 負(fù)載敏感液壓系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型

2.1 負(fù)載敏感變量泵數(shù)學(xué)模型

系統(tǒng)選用的是力士樂A11V040DRS負(fù)載敏感變量泵，其原理如圖2所示。

圖2 負(fù)載敏感變量泵作用原理

(1)壓力切斷閥數(shù)學(xué)模型

負(fù)載敏感泵中的壓力切斷閥只有在高壓待機(jī)狀態(tài)時(shí)才起作用。其工作原理為：當(dāng)外負(fù)載壓力到達(dá)其設(shè)定壓力時(shí)，閥芯左移，泵出口壓力油通過切斷閥進(jìn)入變量活塞無桿腔，使得泵的排量達(dá)到最小。

當(dāng)未達(dá)到設(shè)定壓力時(shí)：

psAb=k2x2

(3)

當(dāng)達(dá)到設(shè)定壓力時(shí)：

(4)

式中：Ab為壓力切斷閥閥芯截面積；ps為泵出口壓力；m2為壓力切斷閥閥芯質(zhì)量；x2為壓力切斷閥閥芯位移。

(2)負(fù)載敏感閥數(shù)學(xué)建模

負(fù)載敏感閥芯受到泵出口壓力、負(fù)載口反饋的負(fù)載壓力、彈簧預(yù)設(shè)壓力和閥芯移動時(shí)的阻尼力，其力平衡方程如式(5)所示：

(5)

式中：ps為泵出口壓力；pL為負(fù)載壓力；Aa為敏感閥控制面積；m1為敏感閥閥芯質(zhì)量；FL為敏感閥的彈簧預(yù)設(shè)力；c為負(fù)載敏感閥黏性阻尼系數(shù)；k為敏感閥彈簧剛度。

(3)敏感泵斜盤的動態(tài)特性

根據(jù)缸體繞定軸轉(zhuǎn)動的原理，列出β增大時(shí)，斜盤運(yùn)動的微分方程：

(6)

β減小時(shí)，斜盤運(yùn)動的微分方程：

(7)

式中：J為斜盤和變量活塞繞斜盤中心的轉(zhuǎn)動慣量；r0為變量活塞與斜盤兩旋轉(zhuǎn)中心軸的距離；p1、p2分別為變量活塞排油和吸油時(shí)下腔的壓力；A1、A2分別為變量腔活塞無桿腔和有桿腔的面積。

2.2 PVG32負(fù)載敏感多路閥數(shù)學(xué)模型

PVG32負(fù)載敏感多路閥采用了LS系統(tǒng)的多路閥，主要由壓力補(bǔ)償閥(結(jié)構(gòu)如圖3所示)和換向閥(閥控液壓馬達(dá)如圖4所示)組成，通過壓力補(bǔ)償閥補(bǔ)償換向閥前后兩端的壓差，使其達(dá)到壓力補(bǔ)償閥彈簧的調(diào)定壓力，使得流經(jīng)換向閥的流量只與其開度有關(guān)。

圖3 壓力補(bǔ)償閥結(jié)構(gòu)簡圖

圖4 閥控液壓馬達(dá)結(jié)構(gòu)簡圖

(1)二通壓力補(bǔ)償閥數(shù)學(xué)模型

對壓力補(bǔ)償閥閥芯受力分析，其力平衡方程為

(8)

式中：pA為閥芯受到壓力補(bǔ)償閥出口壓力；F為壓力補(bǔ)償閥預(yù)設(shè)彈簧力；pL為負(fù)載壓力；m3為閥芯質(zhì)量；Kf為穩(wěn)態(tài)液動力剛度；A3為壓力補(bǔ)償閥閥芯橫截面積。

(2)閥控液壓馬達(dá)數(shù)學(xué)模型

換向閥壓力-流量特性方程：

QL1=KqxV1-KcpL

(9)

液壓馬達(dá)的流量連續(xù)性方程：

(10)

馬達(dá)的動態(tài)特性受負(fù)載特性的影響，液壓馬達(dá)與負(fù)載的力平衡方程為

(11)

3 收獲機(jī)切斷機(jī)構(gòu)負(fù)載敏感液壓系統(tǒng)仿真模型

利用多學(xué)科領(lǐng)域的復(fù)雜系統(tǒng)建模與仿真平臺LMS Imagine.Lab AMESim對負(fù)載敏感變量泵、多路閥等關(guān)鍵部件進(jìn)行建模，集成各個(gè)部件模型，選擇合適的液壓管路，通過合理設(shè)置模型參數(shù)，完成整體液壓系統(tǒng)仿真模型的建立。

3.1 負(fù)載敏感變量泵仿真模型

根據(jù)A11V040DRS負(fù)載敏感泵的結(jié)構(gòu)組成和實(shí)際參數(shù)，在AMESim軟件中對其關(guān)鍵零件進(jìn)行建模。負(fù)載敏感閥的關(guān)鍵作用是通過感應(yīng)比較泵出口壓力與負(fù)載壓力，通過控制其內(nèi)置的彈簧預(yù)壓縮量保持閥兩端壓差恒定，從而使得泵流量只與主閥開度有關(guān)。建立的仿真模型如圖5所示。

圖5 負(fù)載敏感變量泵AMESim仿真模型

3.2 PVG32多路閥仿真模型

甘蔗收獲機(jī)在惡劣工況進(jìn)行收割作業(yè)時(shí)，如果使用傳統(tǒng)的換向多路閥，各個(gè)子系統(tǒng)的壓力和轉(zhuǎn)速波動較大，會造成大量的能耗損失，收割質(zhì)量也不理想，甘蔗宿根的破頭率和含雜率較高。為解決這一問題，通過分析甘蔗收割機(jī)液壓系統(tǒng)，最終采用PVG32負(fù)載敏感多路閥來保證各執(zhí)行器的轉(zhuǎn)速恒定，保證各子系統(tǒng)的速比要求，提高收割效率與質(zhì)量，降低作業(yè)油耗?？傮w仿真模型如圖6所示。

圖6 PVG32負(fù)載敏感多路閥AMESim仿真模型

4 基于AMESim仿真的參數(shù)影響探究

4.1 換向閥啟閉時(shí)間的影響

PVG32負(fù)載敏感多路閥的電控模塊的響應(yīng)時(shí)間為200～800 ms，通過AMESim軟件的批處理模塊將閥芯啟閉時(shí)的響應(yīng)時(shí)間分別設(shè)為200、300、400、500、600、800 ms，在t=2 s時(shí)開啟換向閥、7 s時(shí)關(guān)閉換向閥仿真結(jié)果如圖7所示。

圖7 換向閥啟閉時(shí)間對壓力沖擊的影響

從圖7可以看出：換向閥閥芯開啟過程中，隨著換向閥響應(yīng)時(shí)間的延長，系統(tǒng)的沖擊壓力明顯增加；換向閥閥芯關(guān)閉過程中，隨著換向閥響應(yīng)時(shí)間的延長，泵出口的壓力沖擊逐漸降低，系統(tǒng)的沖擊壓力顯著下降。延長換向閥響應(yīng)時(shí)間使得換向過程中的節(jié)流損失加劇，過于頻繁地啟停將造成油液溫升過快。隨著溫度的持續(xù)上升，系統(tǒng)中油液的黏度逐漸降低，將造成縫隙處流動阻力下降。因此為了削弱系統(tǒng)的壓力沖擊，應(yīng)提高開啟時(shí)換向閥的響應(yīng)速度，而關(guān)閉時(shí)則可根據(jù)系統(tǒng)響應(yīng)的實(shí)際需求適當(dāng)延長換向閥的響應(yīng)時(shí)間。為最大程度降低系統(tǒng)的壓力沖擊，可將換向閥關(guān)閉時(shí)的響應(yīng)時(shí)間設(shè)為樣本參數(shù)最大值800 ms。

4.2 泵出口管道長度的影響

分析泵出口管路長度的影響時(shí)，利用AMESim批處理將泵出口至敏感多路閥入口處的管路長度依次設(shè)置為2、2.5、3、3.5、4 m，在t=2 s時(shí)開啟換向閥，10.5 s時(shí)關(guān)閉換向閥，仿真結(jié)果如圖8所示。

圖8 泵出口管路長度對壓力沖擊的影響

從圖8可知：隨著管路長度的增加，閥芯開啟時(shí)的壓力沖擊增大，增大幅度較小，而當(dāng)換向閥突然關(guān)閉時(shí)，隨著管路長度的增加，沖擊壓力顯著上升。原因是隨著管路長度的增加，敏感泵與換向閥之間形成的密閉容腔的容積增大，換向閥開啟瞬間留置在密閉容腔中的流量增大，而此時(shí)入口節(jié)流槽的過流面積保持不變，多余的流量無法瞬時(shí)通過節(jié)流槽進(jìn)入到執(zhí)行器中。而隨著敏感泵將流量持續(xù)地泵入系統(tǒng)中，使得入口處的油液出現(xiàn)憋壓現(xiàn)象，導(dǎo)致壓力存在小幅上升。關(guān)閉時(shí)隨著泵出口管路長度的延長，壓力沖擊顯著上升，是因?yàn)殛P(guān)閉瞬間油液的流速較開啟時(shí)顯著增加，管道中油液的動能急劇上升，而管路的延長也將導(dǎo)致初始壓力沖擊波來不及衰減就被后續(xù)的壓力沖擊持續(xù)增強(qiáng)，因此為了減小系統(tǒng)的壓力沖擊，可適當(dāng)縮短管道長度。

4.3 反饋管道長度的影響

根據(jù)收獲機(jī)液壓系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)布局，敏感泵閥之間反饋管路的長度為2～4 m。通過AMESim軟件的批處理功能，在仿真模型中將泵閥反饋管路的長度依次設(shè)為2、2.5、3、3.5、4 m，反饋管路的直徑設(shè)為定值15 mm，多路閥啟閉響應(yīng)時(shí)間按閥樣本參數(shù)中額定值設(shè)為0.5 s，敏感閥調(diào)定壓力2 MPa，在2 s時(shí)加載10 MPa的負(fù)載壓力，仿真結(jié)果如圖9所示。

圖9 泵閥反饋管路長度對壓力沖擊的影響

從圖9可知：隨著反饋管路長度的增加，閥芯開啟時(shí)敏感泵出口的壓力沖擊逐漸減小，得到了顯著緩解。原因是隨著長度的增加，反饋管路的容積大幅提高，外負(fù)載的壓力信號反饋時(shí)間延長，導(dǎo)致泵內(nèi)置的負(fù)載敏感閥的響應(yīng)快速性降低，緩沖時(shí)間延長，控制泵排油流量的斜盤傾角得不到及時(shí)調(diào)整，使得敏感泵無法立即提供足夠的流量用以滿足外負(fù)載的即時(shí)壓力需求。

從圖9左側(cè)局部放大圖可看出：隨著管路長度的增加，泵出口的壓力響應(yīng)存在著明顯的滯后，可見隨著反饋管路的延長，雖然敏感泵出口的壓力超調(diào)得到大幅的下降，但一定程度降低了系統(tǒng)的響應(yīng)速度。從圖9右側(cè)局部放大圖可知：反饋管路長度的增加對該工況壓力沖擊的影響不大，原因是隨著換向閥的關(guān)閉，敏感泵進(jìn)入到換向閥的流量被切斷，此時(shí)反饋管路與執(zhí)行器中的剩余油液由于制動，將油液動能轉(zhuǎn)換為油液的壓力能，最后轉(zhuǎn)換為熱能耗散。綜上，在滿足系統(tǒng)響應(yīng)快速性的前提下，為降低系統(tǒng)的壓力沖擊，可將泵閥之間的反饋管路適當(dāng)延長。

5 試驗(yàn)驗(yàn)證

此試驗(yàn)旨在研究系統(tǒng)部分元件參數(shù)對負(fù)載敏感液壓系統(tǒng)啟閉時(shí)泵出口壓力沖擊峰值的影響，采用控制變量法分別對系統(tǒng)各關(guān)鍵參數(shù)進(jìn)行試驗(yàn)研究，系統(tǒng)的外部可變參數(shù)有敏感閥的啟閉時(shí)間、泵出口管路長度、泵閥反饋管路長度等。

5.1 換向閥啟閉時(shí)間對壓力沖擊影響的試驗(yàn)

為探究換向閥啟閉時(shí)間的影響規(guī)律，設(shè)置如表1所示的參數(shù)和圖10所示控制閥啟閉部分PLC程序，試驗(yàn)后得到在換向閥不同啟閉時(shí)間的條件下，系統(tǒng)的壓力響應(yīng)特性曲線如圖11所示。

表1 系統(tǒng)部分基本參數(shù)

圖10 換向閥響應(yīng)時(shí)間控制部分梯形圖程序

圖11 不同啟閉時(shí)間下系統(tǒng)壓力響應(yīng)曲線

由表2可以看出：試驗(yàn)過程中隨著敏感閥開啟時(shí)間的延長，敏感閥開啟時(shí)泵出口的壓力沖擊峰值成上升趨勢，從開啟時(shí)間0.2 s的18.786 MPa上升至開啟時(shí)間0.8 s的21.755 MPa，壓力沖擊上升幅度為2.968 MPa，系統(tǒng)的超調(diào)量從49%上升至72.65%，系統(tǒng)開啟時(shí)的調(diào)整時(shí)間有小幅上升，從0.2 s的1.012 s上升至0.8 s的1.214 s；而同工況下隨著敏感閥關(guān)閉時(shí)間的延長，敏感閥關(guān)閉時(shí)泵出口的壓力沖擊峰值成明顯的下降趨勢，從關(guān)閉時(shí)間0.2 s的28.489 MPa下降為關(guān)閉時(shí)間0.8 s的19.05 MPa，壓力沖擊的下降幅度為9.439 MPa，系統(tǒng)的超調(diào)從126%下降為51%，但系統(tǒng)的調(diào)整時(shí)間也存在小幅上升，從0.2 s的0.702 s上升為0.8 s的1.154 s。上述現(xiàn)象與仿真結(jié)果各對應(yīng)的參數(shù)只存在細(xì)微的差異。從上述分析可以看出：開啟時(shí)延長敏感閥的開啟時(shí)間對開啟瞬間系統(tǒng)響應(yīng)的快速性存在一定影響，而關(guān)閉時(shí)延長換向閥的響應(yīng)時(shí)間則對系統(tǒng)壓力動態(tài)特性有較為優(yōu)良的改善。因此，為抑制系統(tǒng)的壓力沖擊，系統(tǒng)開啟時(shí)換向閥的啟閉時(shí)間可設(shè)為樣本參數(shù)的最小值，相比設(shè)置為最大值時(shí)峰值壓力下降13.6%；而關(guān)閉時(shí)則與之相反，將換向閥響應(yīng)時(shí)間設(shè)為最大值，相比設(shè)置為最小值時(shí)峰值壓力下降33.1%，試驗(yàn)結(jié)果與AMESim仿真結(jié)果變化趨勢相吻合。

表2 不同啟閉時(shí)間壓力響應(yīng)性能參數(shù)

5.2 泵出口管路長度對壓力沖擊影響的試驗(yàn)

為分析泵出口管路長度對系統(tǒng)壓力響應(yīng)曲線的影響，試驗(yàn)中根據(jù)試驗(yàn)臺的結(jié)構(gòu)形式依次選用2、2.5、3、3.5、4 m不同長度規(guī)格的液壓油管作為敏感泵出口至敏感閥入口的連接管路，在同一工況下進(jìn)行試驗(yàn)。試驗(yàn)過程中，系統(tǒng)參數(shù)的設(shè)置和上述相同，只改變泵出口管路長度這一參數(shù)。泵出口管路以及可變長度區(qū)域?qū)嵨锶鐖D12所示。試驗(yàn)結(jié)果曲線如圖13所示。

圖12 泵出口管路長度與可變區(qū)域?qū)嵨?/p>

圖13 不同泵出口管路長度時(shí)系統(tǒng)壓力響應(yīng)曲線

從表3中可以看出：隨著泵出口管路長度的增加，換向閥開啟時(shí)的壓力沖擊峰值從長度為2 m的18.895 MPa上升到長度為4 m的20.639 MPa，壓力沖擊的上升幅度為1.744 MPa，管道長度每縮短0.5 m壓力沖擊約降低0.5 MPa，開啟瞬間系統(tǒng)的調(diào)整時(shí)間也呈上升趨勢。但泵出口管路長度從2 m增加為4 m的過程中，調(diào)整時(shí)間只增長了0.076 s；而同工況下隨著泵出口管路長度的延長，換向閥關(guān)閉時(shí)的壓力沖擊峰值相較于開啟時(shí)上升較為明顯，從2 m的25.05 MPa上升至4 m的27.645 MPa，上升幅度為2.595 MPa，關(guān)閉時(shí)系統(tǒng)到達(dá)穩(wěn)態(tài)的調(diào)整時(shí)間也相應(yīng)延長，延長時(shí)間為0.143 s。因此，延長泵出口管路長度不利于削減系統(tǒng)的壓力沖擊，可通過適當(dāng)優(yōu)化收割機(jī)的結(jié)構(gòu)形式，縮短敏感泵至換向閥主管路的管路長度。

表3 不同泵出口管路長度壓力響應(yīng)性能參數(shù)

5.3 泵閥反饋管路長度對壓力沖擊影響的試驗(yàn)

為分析反饋管路長度對系統(tǒng)壓力響應(yīng)曲線的影響，試驗(yàn)中依次選擇2、2.5、3、3.5、4 m不同長度規(guī)格的液壓油管作為敏感變量泵與多路閥的反饋管路，在同一工況下進(jìn)行試驗(yàn)。試驗(yàn)過程中，敏感閥的響應(yīng)時(shí)間設(shè)為樣本額定值0.5 s，砍蔗馬達(dá)負(fù)載壓力為10 MPa，切斷馬達(dá)負(fù)載壓力為7.5 MPa，敏感閥調(diào)定壓差為2 MPa，敏感泵轉(zhuǎn)速為3 000 r/min。反饋管路以及可變長度區(qū)域?qū)嵨锶鐖D14所示，實(shí)驗(yàn)結(jié)果曲線如圖15所示。

圖14 泵閥反饋管路長度與可變區(qū)域?qū)嵨?/p>

圖15 不同反饋管路長度下系統(tǒng)壓力響應(yīng)曲線

從表4中可以看出：隨著反饋管路長度的增加，敏感閥開啟時(shí)的壓力沖擊峰值從長度為2 m的20.872 MPa下降到長度為4 m的17.639 MPa，壓力沖擊的下降幅度為3.233 MPa，平均每延長0.5 m壓力沖擊下降約0.808 MPa，但開啟瞬間系統(tǒng)的調(diào)整時(shí)間增加較為明顯，從0.608 s增長至1.058 s，響應(yīng)時(shí)間增長幅度為0.45 s；而同工況下隨著泵閥反饋管路的延長，敏感閥關(guān)閉時(shí)的壓力沖擊峰值與系統(tǒng)的調(diào)整時(shí)間只存在極細(xì)微的差別，關(guān)閉時(shí)系統(tǒng)的壓力沖擊峰值與反饋管路的長度無關(guān)，與仿真結(jié)果一致。為降低系統(tǒng)的壓力沖擊，在滿足收割機(jī)響應(yīng)需求的前提下可適當(dāng)延長敏感泵閥反饋管路的長度。

表4 不同反饋管路長度壓力響應(yīng)性能參數(shù)

6 結(jié)論

通過建模仿真和試驗(yàn)，研究了甘蔗切段機(jī)構(gòu)液壓驅(qū)動系統(tǒng)的負(fù)載敏感閥的啟閉時(shí)間、泵出口至敏感閥供油管路長度以及敏感泵閥反饋管路長度對系統(tǒng)壓力沖擊的影響，研究結(jié)論如下：

(1)縮短換向閥開啟時(shí)的響應(yīng)時(shí)間、延長換向閥關(guān)閉時(shí)的響應(yīng)時(shí)間均可有效降低系統(tǒng)的壓力沖擊，開啟和關(guān)閉時(shí)將響應(yīng)時(shí)間分別設(shè)置為產(chǎn)品樣本給定參數(shù)的最小值和最大值，系統(tǒng)沖擊幅度可降低13.6%和33.1%。

(2)換向閥啟閉時(shí)，泵出口至敏感閥的管路長度每縮短0.5 m，系統(tǒng)沖擊降低幅度約為0.5 MPa；換向閥開啟時(shí)，反饋管道長度每延長0.5 m，系統(tǒng)壓力沖擊下降約0.808 MPa，但長度從2 m延長至4 m的過程中，系統(tǒng)的調(diào)整時(shí)間增長了0.45 s，對系統(tǒng)的響應(yīng)速度有一定的影響。