楊尚儒,劉 宇,袁鉦博,柳 虎,姜宏暄,楊慶俊
(1.哈爾濱工業(yè)大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院,哈爾濱 150001;2.中國(guó)北方車輛研究所,北京 100072)
目前工程機(jī)械中的液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、換擋操縱系統(tǒng)等多采用負(fù)荷傳感系統(tǒng),液壓優(yōu)先閥則是該系統(tǒng)中的關(guān)鍵元件,其功能是控制泵組為不同油路供油的先后順序,從功能需求上看,可以被認(rèn)為是一種三通型定差分流閥,優(yōu)先閥可以根據(jù)轉(zhuǎn)向速度、換擋操縱的需要優(yōu)先將進(jìn)口流量分配給轉(zhuǎn)向油路和操縱油路。其在工作過(guò)程中,不僅需要在轉(zhuǎn)向過(guò)程中保持轉(zhuǎn)向器、換擋器前后壓差不變,還要能在轉(zhuǎn)向負(fù)載、換擋負(fù)載和工作負(fù)載變化時(shí)保持轉(zhuǎn)向與換擋流量不變,使轉(zhuǎn)向與換擋速度平穩(wěn)可靠。
國(guó)內(nèi)、外學(xué)者針對(duì)優(yōu)先閥的外部系統(tǒng)輸入如轉(zhuǎn)向器轉(zhuǎn)速、工作負(fù)載、轉(zhuǎn)向負(fù)載、供油流量和內(nèi)部關(guān)鍵的參數(shù)進(jìn)行研究,進(jìn)行了仿真分析或試驗(yàn)驗(yàn)證,通過(guò)參數(shù)優(yōu)化提高系統(tǒng)的性能。文獻(xiàn)[1-8]中研究了優(yōu)化阻尼器阻尼、閥口結(jié)構(gòu)、閥口開(kāi)度、管路和彈簧性能匹配等關(guān)鍵參數(shù)對(duì)系統(tǒng)靜動(dòng)態(tài)特性的影響,尤其是對(duì)優(yōu)先口流量變化特性的影響,均改善了優(yōu)先閥的動(dòng)態(tài)特性。在優(yōu)化閥芯閥口結(jié)構(gòu)參數(shù)方面,侯友山等[9]提出一種基于損失模型的穩(wěn)健設(shè)計(jì)方法對(duì)優(yōu)先閥參數(shù)優(yōu)化。李亞[10]采用流場(chǎng)仿真和靜動(dòng)態(tài)特性分析結(jié)合方法,提出了一種對(duì)優(yōu)先閥改進(jìn)設(shè)計(jì)方法。王同建等[11]提出了建立優(yōu)先閥的精確模型模擬系統(tǒng)轉(zhuǎn)向負(fù)載的多體動(dòng)力學(xué)模型。Coskun等[12]研究了優(yōu)先閥輸入?yún)?shù)在一維流道模型下的性能模型,通過(guò)試驗(yàn)與仿真相契合。有學(xué)者針對(duì)負(fù)荷傳感系統(tǒng)中的壓力振蕩進(jìn)行研究,Axin等[13]在研究中指出負(fù)載敏感系統(tǒng)中由負(fù)載的反饋信號(hào)對(duì)泵進(jìn)行控制,由于系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性較差,會(huì)導(dǎo)致系統(tǒng)壓力震蕩。Sakurai[14]采用鍵圖模型針對(duì)負(fù)荷傳感液壓系統(tǒng)中的總動(dòng)態(tài)效率仿真計(jì)算,研究了由于負(fù)荷感應(yīng)裝置和載荷之間的相互動(dòng)態(tài)作用引起的振動(dòng)。Wang等[15]研究了轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中轉(zhuǎn)向控制閥旁通節(jié)氣門阻尼對(duì)轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性的影響,Kumar等[16]和Mahato等[17]都采用優(yōu)先閥和蓄能器并入動(dòng)力液壓系統(tǒng),減小系統(tǒng)振蕩的方法。李濤等[18]研究了優(yōu)先閥開(kāi)啟時(shí)間、管路長(zhǎng)度、管徑和壁厚對(duì)液壓沖擊的影響規(guī)律。Fu等[19]研究了一種電液比例轉(zhuǎn)向控制系統(tǒng),實(shí)現(xiàn)裝載機(jī)系統(tǒng)手動(dòng)優(yōu)先轉(zhuǎn)向切換。Wang[20]研究了一種定向鉆機(jī)液壓系統(tǒng),采用負(fù)荷傳感和可變恒壓技術(shù),提高系統(tǒng)效率。
上述研究表明,傳統(tǒng)的液壓優(yōu)先閥存在兩個(gè)問(wèn)題,一方面當(dāng)車輛轉(zhuǎn)向回路、換擋操縱回路急需用油時(shí),存在主閥關(guān)閉速度滯后的情況,補(bǔ)油緩慢,降低了主路負(fù)載的反應(yīng)速度;另一方面,當(dāng)轉(zhuǎn)向回路、換擋操縱回路用油需求滿足,優(yōu)先閥將多余的油分配給其他工作回路時(shí),這種設(shè)計(jì)可能存在主閥開(kāi)啟速度較快,導(dǎo)致轉(zhuǎn)向器、換擋器前后壓力沖擊較大,進(jìn)而影響機(jī)械總體的工作性能。因此,本文為解決上述問(wèn)題,在主閥芯上設(shè)計(jì)了速度調(diào)節(jié)微閥,實(shí)現(xiàn)了快速補(bǔ)油和緩開(kāi)快關(guān)兩個(gè)重要功能。
分別建立優(yōu)先閥的結(jié)構(gòu)模型和數(shù)學(xué)模型。
優(yōu)先閥的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)如圖1所示,其主要由先導(dǎo)閥、主閥、速度調(diào)節(jié)微閥和單向閥4個(gè)模塊組成,其中速度調(diào)節(jié)閥集成在主閥閥芯的內(nèi)部,單向閥和主閥共用一個(gè)閥體,內(nèi)部分為5個(gè)容腔,A腔為主路并與主泵連通,B腔為輔路并與輔泵連通,H腔為主閥容腔,E腔為先導(dǎo)閥反饋腔,G腔為先導(dǎo)閥容腔;車輛的轉(zhuǎn)向和換擋操作實(shí)際上是負(fù)載切換的過(guò)程,在液壓優(yōu)先閥內(nèi)體現(xiàn)為短時(shí)間內(nèi)由于負(fù)載突變使得A腔所在液壓回路急需大流量,此時(shí)輔泵油液會(huì)經(jīng)過(guò)B腔補(bǔ)充到A腔,與主泵油液共同為車輛轉(zhuǎn)向或換擋回路提供大流量。
圖1 優(yōu)先閥剖面視圖Fig.1 Sectional drawing of priority valve
優(yōu)先閥的工作原理如下:壓力控制油液從A腔經(jīng)主閥內(nèi)部孔道經(jīng)進(jìn)入先導(dǎo)閥反饋腔E腔,E腔與A腔始終相通,先導(dǎo)閥容腔G與主閥容腔H始終相通。當(dāng)來(lái)自換向、換擋回路的油壓克服先導(dǎo)閥的定壓彈簧4的彈簧力時(shí),先導(dǎo)閥閥芯3右位工作,此時(shí)先導(dǎo)閥的油腔與卸油口F相通,主閥容腔H開(kāi)始卸壓。當(dāng)A腔油壓不足以克服定壓彈簧4的彈簧力時(shí),先導(dǎo)閥閥芯3左位工作,先導(dǎo)閥容腔G與卸油口F斷開(kāi)連通,主閥容腔H開(kāi)始增壓。
當(dāng)A腔壓力使得先導(dǎo)閥閥芯3右位工作,即先導(dǎo)閥開(kāi)啟時(shí),并且當(dāng)B腔壓力克服主閥容腔H壓力與主閥的定壓彈簧10的彈簧力時(shí),主閥閥芯9打開(kāi),B腔油液可從速度調(diào)節(jié)微閥的阻尼孔1通過(guò),阻尼孔1起阻尼作用,如圖2所示,此時(shí)阻尼孔2的過(guò)流面積相比阻尼孔1足夠大,因此不起阻尼作用,輔泵的油液進(jìn)入普通負(fù)載回路驅(qū)動(dòng)負(fù)載工作,主閥閥芯打開(kāi)速度慢;當(dāng)B腔壓力不足以克服H腔壓力與定壓彈簧10的彈簧力時(shí),主閥閥芯9關(guān)閉,此時(shí),輔泵運(yùn)行傳輸?shù)挠鸵簩?dǎo)致B腔油壓上升,當(dāng)B腔油壓克服單向閥定壓彈簧20的彈簧力時(shí),單向閥閥芯19被打開(kāi),B腔油液通過(guò)單向閥軸套上的孔洞進(jìn)入A腔,主泵和輔泵同時(shí)為轉(zhuǎn)向、換擋回路供油。
圖2 速度調(diào)節(jié)閥關(guān)閉狀態(tài)Fig.2 Closed state of speed control valve
當(dāng)先導(dǎo)閥閥芯3左位工作時(shí),H腔變成封閉空間,與B腔內(nèi)外壓力平衡,主閥閥芯9將會(huì)關(guān)閉,但閥芯關(guān)閉會(huì)導(dǎo)致封閉的H腔容積增大,此時(shí)只能通過(guò)阻尼孔補(bǔ)油,常規(guī)的優(yōu)先閥采用固定阻尼孔,過(guò)流面積小導(dǎo)致補(bǔ)油速度慢,從而使得油路切換速度慢。因此本文設(shè)計(jì)了速度調(diào)節(jié)閥,在H腔封閉后閥芯16被壓下,B腔油液可通過(guò)阻尼孔2和閥芯16上的阻尼孔1兩路進(jìn)入閥芯內(nèi)部對(duì)H腔進(jìn)行補(bǔ)油,如圖3所示,由于阻尼孔2的過(guò)流面積更大且閥口打開(kāi),因此大部分油液從閥口流過(guò),此設(shè)計(jì)的補(bǔ)油速度大于從阻尼孔1補(bǔ)油的速度,主閥閥芯9會(huì)加速關(guān)閉。
圖3 速度調(diào)節(jié)閥開(kāi)啟狀態(tài)Fig.3 Open state of speed control valve
首先,建立各閥芯和容腔的動(dòng)力學(xué)關(guān)系,分別有力平衡方程、流量連續(xù)性方程、閥口壓力流量方程。
1)單向閥閥芯上的液壓力、彈簧力和穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力的受力平衡方程為
A12Pz+Cd1πD1sin(2α1)Pm
(1)
式中:Pm為B腔壓力,A11為單向閥閥芯B腔受力作用面積,m1為單向閥閥芯質(zhì)量,x1為單向閥閥芯閥口開(kāi)度,B1為單向閥閥芯黏性阻尼系數(shù),k1為單向閥閥芯復(fù)位彈簧剛度,x01為單向閥閥芯復(fù)位彈簧預(yù)壓縮量,A12為單向閥閥芯A腔受力作用面積,Pz為A腔壓力,Cd1為單向閥閥芯閥口流量系數(shù),D1為單向閥芯閥座孔直徑,α1為單向閥芯半錐角。
2)A腔流量連續(xù)性方程為
(2)
式中:q1為主泵流量;qT為單向閥閥芯閥口流量;qL為負(fù)載流量;A1為單向閥閥芯閥座孔橫截面積;V1=V01-A1x1為A腔容積,其中V01為A腔初始容積;βe為油液彈性模量。
3)單向閥閥口壓力流量方程為
(3)
式中ρ為油液密度。
4)B腔流量連續(xù)性方程為
(4)
式中:q2為輔泵流量;qC為主閥芯閥口流量;qR為主閥芯阻尼孔流量;A2為主閥芯閥座孔橫截面積;x2為主閥芯閥口開(kāi)度;V2=V02-A1x1-A2x2為B腔容積,其中V02為B腔初始容積。
5)主閥芯受力平衡方程為
A22Py+Cd2πD2sin(2α2)Pm
(5)
式中:A21為主閥芯B腔受力作用面積,m2為主閥芯質(zhì)量,x2為主閥芯閥口開(kāi)度,B2為主閥芯黏性阻尼系數(shù),k2為主閥芯復(fù)位彈簧剛度,x02為主閥芯復(fù)位彈簧預(yù)壓縮量,A22為主閥芯H腔受力作用面積,Py為H腔壓力,Cd2為主閥芯閥口流量系數(shù),D2為主閥芯閥座孔直徑,α2為主閥芯半錐角。
6)主閥閥口處壓力流量方程為
(6)
式中Pc為輔泵出口壓力。
7)H腔流量連續(xù)性方程為
(7)
式中:qX為先導(dǎo)閥流入流量;V3=V03-A22x2為H腔容積,其中V03為H腔初始容積。
8)先導(dǎo)閥芯受力平衡方程為
2Cd3πD3cosα3Py
(8)
式中:A3為先導(dǎo)閥芯E腔受力作用面積,m3為先導(dǎo)閥芯質(zhì)量,x3為先導(dǎo)閥芯閥口開(kāi)度,B3為先導(dǎo)閥芯黏性阻尼系數(shù),k3為先導(dǎo)閥芯復(fù)位彈簧剛度,x03為先導(dǎo)閥芯復(fù)位彈簧預(yù)壓縮量,Cd3為先導(dǎo)閥芯閥口流量系數(shù),D3為先導(dǎo)閥芯G腔直徑,α3為先導(dǎo)閥芯閥口射流角。
9)先導(dǎo)閥閥口處壓力流量方程為
(9)
根據(jù)優(yōu)先閥數(shù)學(xué)模型中對(duì)液壓優(yōu)先閥的數(shù)學(xué)模型進(jìn)行仿真分析,利用MATLAB/Simulink軟件對(duì)優(yōu)先閥按照方程(1)~(9)搭建模型,如圖4所示,仿真中使用的部分重要參數(shù)值見(jiàn)表1。
表1 仿真參數(shù)設(shè)置Tab.1 Simulation parameter settings
圖4 優(yōu)先閥仿真模型Fig.4 Simulation model of priority valve
優(yōu)先閥仿真模型中,設(shè)定主泵流量100 L/min,輔泵流量80 L/min,輔泵出口壓力0.5 MPa,主閥芯開(kāi)啟壓力1.8 MPa,為模擬突然換擋的補(bǔ)油過(guò)程,在A腔設(shè)置了模擬負(fù)載的節(jié)流模擬元件,通過(guò)給定節(jié)流口面積變化信號(hào)對(duì)負(fù)載流量變化進(jìn)行模擬,節(jié)流口面積最小時(shí)流量為54 L/min,最大時(shí)流量為150 L/min;主閥芯打開(kāi)方向的固定阻尼孔直徑為0.001 m。
基于上述參數(shù)調(diào)整主閥芯關(guān)閉方向阻尼孔直徑,得到不同尺寸阻尼孔尺寸匹配下的A腔壓力(也稱主壓壓力)響應(yīng)結(jié)果,如圖5所示,從仿真結(jié)果可以看出,當(dāng)阻尼孔直徑為1.500 mm時(shí),當(dāng)模擬負(fù)載突變時(shí),A腔壓力降低過(guò)多,對(duì)系統(tǒng)穩(wěn)定性影響巨大,當(dāng)阻尼孔直徑增大至5.000 mm時(shí),相對(duì)于3.500 mm時(shí)壓降無(wú)明顯變化。
圖5 A腔壓力響應(yīng)曲線Fig.5 Response curves of main pressure
為了反映A腔壓力變化時(shí)不同尺寸阻尼孔對(duì)主閥芯動(dòng)作的影響,給出了如圖6所示的主閥芯位移仿真結(jié)果,可以看出當(dāng)阻尼孔直徑設(shè)置為3.500 mm和5.000 mm時(shí)可以實(shí)現(xiàn)當(dāng)A腔壓力降低時(shí)主閥芯迅速關(guān)閉,當(dāng)壓力升高時(shí)主閥芯正常緩慢打開(kāi),從仿真上可以看出,實(shí)現(xiàn)了主閥芯緩開(kāi)快關(guān)的效果。
圖6 主閥芯位移變化曲線Fig.6 Curves of main spool displacement
對(duì)液壓優(yōu)先閥進(jìn)行實(shí)驗(yàn)的流程和液壓系統(tǒng)原理如圖7所示,被試優(yōu)先閥安裝在雙聯(lián)齒輪泵(主泵和輔泵)上,其中,單向閥和主閥均是優(yōu)先閥的一部分,溢流閥作為安全閥保障液壓系統(tǒng)安全,主閥的先導(dǎo)部分受主路油壓控制開(kāi)啟和關(guān)閉,從而控制主閥的開(kāi)啟和關(guān)閉,主輔路均安裝有流量傳感器和壓力傳感器,以此監(jiān)測(cè)系統(tǒng)狀態(tài)變化。
圖7 優(yōu)先閥實(shí)驗(yàn)原理圖Fig.7 Schematic diagram of experiments
實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)主要由控制主機(jī)、電控柜和液壓執(zhí)行系統(tǒng)組成,控制主機(jī)作為上位機(jī)與電控柜通信,電控柜內(nèi)部集成了工控機(jī)和其他電子轉(zhuǎn)換元件,工控機(jī)內(nèi)部采用了泓格科技的PEX-DA16信號(hào)控制卡和PCI-826LU數(shù)據(jù)采集卡,PEX-DA16可向模擬轉(zhuǎn)向或換擋的負(fù)載發(fā)出控制信號(hào),從而實(shí)現(xiàn)主路流量的突變和優(yōu)先閥工作狀態(tài)切換,PCI-826LU可采集和處理壓力和流量傳感器的數(shù)據(jù)。采用的壓力傳感器型號(hào)為Gems的3500B0040G05ER00,測(cè)量范圍0~6 MPa,流量傳感器型號(hào)為上海鏨科的NK-GF32,測(cè)量范圍30~280 L/min。
系統(tǒng)的雙泵輸出最大流量為400 L/min,輔路壓力為0.6 MPa,主路壓力保持為1.8 MPa,模擬轉(zhuǎn)向或換擋的負(fù)載節(jié)流元件含有不同的節(jié)流面積,通過(guò)主機(jī)控制信號(hào)切換節(jié)流元件,使主路流量由50 L/min突變到150 L/min;主閥芯打開(kāi)方向的固定阻尼孔直徑為0.001 m,與仿真時(shí)設(shè)置的參數(shù)相同。
為驗(yàn)證仿真的正確性,加工了多組不同尺寸的阻尼孔相應(yīng)零件進(jìn)行實(shí)驗(yàn)。圖8是當(dāng)阻尼孔2直徑為3.500 mm時(shí)的實(shí)驗(yàn)曲線,在運(yùn)行的第1 s時(shí)刻,負(fù)載節(jié)流元件切換,壓力降低約0.3 MPa,與仿真結(jié)果幾乎吻合。
圖8 直徑為3.500 mm時(shí)的A腔壓力響應(yīng)曲線Fig.8 Response curves of main pressure when the diameter is 3.500 mm
為驗(yàn)證本文速度調(diào)節(jié)閥可以實(shí)現(xiàn)主閥芯的緩開(kāi)快關(guān)效果,同時(shí)加工了一種無(wú)速度調(diào)節(jié)微閥的固定阻尼孔閥芯作為實(shí)驗(yàn)對(duì)比,如圖9所示為主閥芯位移的實(shí)驗(yàn)對(duì)比曲線,此時(shí)阻尼孔2直徑仍然為3.500 mm,當(dāng)主閥芯打開(kāi)時(shí),集成速度調(diào)節(jié)閥和固定阻尼孔的響應(yīng)時(shí)間相近,約為60 ms,在第1 s時(shí)刻主閥芯關(guān)閉,可以看出固定阻尼孔的主閥芯關(guān)閉時(shí)間仍然約為60 ms,而仿真曲線和集成速度調(diào)節(jié)微閥的主閥芯響應(yīng)時(shí)間約為30 ms,因此,實(shí)現(xiàn)了預(yù)期功能。
圖9 主閥芯位移變化實(shí)驗(yàn)曲線Fig.9 Experimental curves of main spool displacement
當(dāng)模擬負(fù)載切換時(shí),A腔壓力會(huì)下降并回升,根據(jù)主閥芯位移的上升時(shí)間繪制了表2所示的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù),分別為速度調(diào)節(jié)閥芯的不同尺寸阻尼孔2所對(duì)應(yīng)的A腔壓降ΔP及主閥芯的開(kāi)啟和關(guān)閉時(shí)間Δt,圖10為根據(jù)表2做出的A腔壓力變化量和響應(yīng)時(shí)間曲線??梢钥闯?當(dāng)直徑為3.500 mm時(shí),主閥芯的關(guān)閉響應(yīng)時(shí)間達(dá)到了31 ms,開(kāi)啟響應(yīng)時(shí)間為59 ms,壓力下降0.296 MPa,再繼續(xù)增大阻尼孔2的尺寸沒(méi)有明顯性能提升,這與仿真結(jié)果相吻合,因此,本文實(shí)現(xiàn)了主閥芯的緩開(kāi)快關(guān)功能。
表2 壓差變化量及響應(yīng)時(shí)間Tab.2 Differential pressure and response time
圖10 A腔壓差和響應(yīng)時(shí)間Fig.10 Change of main pressure and response time
1)本文在主閥閥芯內(nèi)部設(shè)計(jì)并集成了一個(gè)速度調(diào)節(jié)閥,通過(guò)匹配優(yōu)化速度調(diào)節(jié)閥的兩個(gè)阻尼孔有效解決了系統(tǒng)從雙泵優(yōu)先為轉(zhuǎn)向、換擋回路供油模式向雙泵各自為不同負(fù)載回路供油模式切換過(guò)程中閥芯關(guān)閉速度過(guò)慢問(wèn)題,而在主閥芯開(kāi)啟時(shí)開(kāi)啟速度低于關(guān)閉速度,降低壓力沖擊,同時(shí)優(yōu)化了大流量切換時(shí)的壓力降低并恢復(fù)的問(wèn)題,使得優(yōu)先閥性能更加優(yōu)越。
2)此外,閥的設(shè)計(jì)采用集成先導(dǎo)式,結(jié)構(gòu)緊湊,進(jìn)口流量的剩余部分可從旁路油口流出,用于控制其他油路的液壓執(zhí)行器,有效利用了液壓泵輸入的功率,提高了系統(tǒng)效率。