曾文偲，初長祥，曾衡，周撫平

(1.廣西科技大學(xué)機械工程學(xué)院，廣西柳州 545004；2.廣西柳工機械股份有限公司研究總院，廣西柳州 545007)

雙泵合流轉(zhuǎn)向優(yōu)先液壓系統(tǒng)是目前裝載機常用的液壓系統(tǒng)之一，而卸荷閥的功能是在裝載機轉(zhuǎn)向時將多余的流量供給工作液壓系統(tǒng)，在裝載機不轉(zhuǎn)向時將轉(zhuǎn)向泵的流量全部合流到工作液壓系統(tǒng)中，以加快工作裝置速度，減少工作時間，提高工作效率及燃油效率;當工作液壓系統(tǒng)處于高壓小流量工況時，工作液壓系統(tǒng)的壓力升高到卸荷閥調(diào)定的卸荷壓力時，轉(zhuǎn)向泵通過卸荷閥實現(xiàn)低壓卸荷，節(jié)省能源，是實現(xiàn)該系統(tǒng)合流與卸荷的重要壓力控制元件。

1 卸荷閥的結(jié)構(gòu)及工作原理

目前裝載機雙泵合流液壓系統(tǒng)較多采用卸荷閥，該卸荷閥主要由單向閥、先導(dǎo)閥、主閥、彈簧和密封等組成。通過單向閥實現(xiàn)其合流作用，主閥實現(xiàn)卸荷作用。單向閥包括單向閥座、單向閥芯和單向閥彈簧;主閥采用錐閥，結(jié)構(gòu)類似液控單向閥，其結(jié)構(gòu)包括主閥套、主閥芯、復(fù)位彈簧;導(dǎo)閥采用滑閥的形式，可以消除先導(dǎo)溢流閥產(chǎn)生的嘯叫。其具體結(jié)構(gòu)包括導(dǎo)閥蓋和導(dǎo)閥套，在導(dǎo)閥蓋內(nèi)設(shè)調(diào)壓彈簧腔，調(diào)壓彈簧腔內(nèi)設(shè)調(diào)壓彈簧，在導(dǎo)閥套內(nèi)設(shè)導(dǎo)閥芯孔，導(dǎo)閥芯孔內(nèi)設(shè)導(dǎo)閥芯。

該卸荷閥閥體設(shè)有3個油口，其中第1油口連接裝載機的工作液壓系統(tǒng)供油油路，第2油口連接轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)，第3油口連接油箱回路。由液壓原理圖1可看出，當裝載機輕載工作時，其工作液壓系統(tǒng)中的壓力低于轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)的壓力，此時，第1油口內(nèi)的壓力要低于第2油口內(nèi)，主閥處于閉合狀態(tài)，單向閥開啟，第2油口與第1油口導(dǎo)通，轉(zhuǎn)向泵油液經(jīng)EF口通過單向閥至PW口與工作泵系統(tǒng)合流，以提高裝載機液壓系統(tǒng)中的流量;當裝載機進行大負荷工作時，其工作液壓系統(tǒng)中的壓力高于轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)中的壓力，單向閥關(guān)閉，此時第1油口內(nèi)的壓力高于先導(dǎo)閥的調(diào)定壓力，又由于先導(dǎo)閥與主閥開啟控制油路連通，主閥開啟壓力控制腔中的油液通過主閥開啟控制油路流到第3油口，造成主閥開啟壓力控制腔內(nèi)的壓力降低，主閥芯在內(nèi)外壓差的作用下移動，從而使得主閥開啟，連通第2油口與第3油口，使轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)油液回油箱。

圖1 卸荷閥原理圖

2 仿真模型的建立及參數(shù)設(shè)置

卸荷閥的性能實驗在綜合液壓試驗臺上完成，試驗系統(tǒng)原理圖如圖2所示。

圖2 試驗系統(tǒng)原理圖

根據(jù)上述試驗系統(tǒng)原理圖并結(jié)合卸荷閥的工作原理及其液壓元件的實際結(jié)構(gòu)特點，借助液壓仿真軟件AMESim并在Sketch模式下調(diào)用系統(tǒng)提供的液壓庫、液壓元件庫、機械庫和信號庫建立了如圖3所示的卸荷閥 AMESim 仿真模型［1－4］。

根據(jù)圖3所示的卸荷閥仿真模型，設(shè)定其仿真條件及卸荷閥參數(shù)，模型中的主要參數(shù)設(shè)置如下:油液密度850 kg/m3，油液運動黏度40 mm2/s，油液體積彈性模量1 000 MPa;子模型BAP026-1的閥芯直徑28 mm，閥座孔直徑25 mm;子模型BAP016-1的彈簧剛度0.97 N/mm;子模型BAP026-2的閥芯直徑25 mm，閥座孔直徑20 mm;子模型BAP016-2的彈簧剛度0.88 N/mm;子模型BHO011的阻尼孔直徑0.8 mm，阻尼孔流量系數(shù)0.7。仿真模型中包含卸荷閥內(nèi)部及與之相連的各液容模塊，液容參數(shù)由卸荷閥結(jié)構(gòu)及連接管道尺寸計算確定，與卸荷閥連接的管道的動態(tài)效應(yīng)予以忽略。

圖3 卸荷閥的AMESim仿真模型

3 仿真結(jié)果與分析

3.1 仿真模型驗證分析

仿真模型是否建立正確直接影響其仿真結(jié)果。通過將仿真模型的仿真結(jié)果與使用結(jié)果進行對比，可驗證模型的正確性。

通過此仿真模型，得到該卸荷閥EF口與PW口的流量階躍變化時的仿真結(jié)果曲線如圖4所示。

圖4 流量階躍變化時的仿真結(jié)果

分析圖4可知:在前5 s，定量泵系統(tǒng)壓力高于變量泵系統(tǒng)壓力，單向閥處于關(guān)閉狀態(tài)，而此時系統(tǒng)壓力6 MPa低于先導(dǎo)閥的調(diào)定開啟壓力，主閥上腔為密閉靜止容腔，主閥阻尼孔無液流流過，主閥關(guān)閉，主閥口為零流量，所以主閥入口壓力維持在5 MPa;到t=5.19 s時，系統(tǒng)壓力上升到15.62 MPa時，因壓差足夠大使流經(jīng)主閥阻尼孔的溢流量使主閥上下腔產(chǎn)生的液壓力大于主閥復(fù)位彈簧力，主閥芯開啟，油液經(jīng)主閥芯回油箱，變量泵卸載，而主閥在壓力達到16.5 MPa完全開啟，此時主閥口的流量達到200 L/min的最大值，最高瞬時壓力峰值達17.2 MPa，當主泵卸荷時，卸荷閥關(guān)閉，流量降為0。

在綜合實驗臺上調(diào)節(jié)試驗臺主泵壓力與變量泵的切斷壓力，使單向閥處于閉合狀態(tài)，此時主閥口流量為0，然后升高主泵壓力至調(diào)定壓力，此時卸荷閥卸荷，變量泵壓力快速降低。通過卸荷閥的流量由0階躍變化至最大流量，維持一段時間后主泵卸荷，分別測得該過程中EF口及PW口處的壓力，如圖5所示。

圖5 流量階躍變化時的試驗結(jié)果

分析圖4與圖5可以得出:卸荷閥的仿真結(jié)果與試驗結(jié)果基本一致，其中實驗曲線出現(xiàn)的液壓脈動是由于液壓泵的輸油脈動所引起的，仿真時忽略其影響，所以仿真曲線無此波動。由上分析可知，此模型是正確的，所以這種仿真方法是合理可用的。

3.2 仿真模型動態(tài)特性分析

在設(shè)計卸荷閥時，既要保證其能實現(xiàn)既定功能，同時希望能達到性能的最優(yōu)，圖6是在仿真時間為20 s，步長為0.01 s的情況下得到的主閥入口壓力與流量隨時間變化的仿真曲線。

圖6 主閥入口壓力與流量－時間曲線

圖中p1為流經(jīng)主閥口的壓力，p2為先導(dǎo)閥口的壓力，Q為流經(jīng)主閥口的流量。調(diào)定變量泵系統(tǒng)壓力到其切斷壓力5 MPa，其工作壓力通過調(diào)節(jié)變量泵模型中的切斷閥中的調(diào)壓彈簧的預(yù)緊力來實現(xiàn)，定量泵系統(tǒng)壓力調(diào)至6 MPa，通過比例溢流閥調(diào)節(jié)負載壓力，模擬外負載的變化，從而實現(xiàn)定量泵系統(tǒng)壓力的需求。

由圖6可知，建壓時間為0.27 s，最高瞬時壓力峰值達到172.8 MPa，計算得8%的壓力超調(diào)量，當主泵卸荷時，卸荷閥關(guān)閉，變量泵壓力升高至切斷壓力5 MPa，流量降為0。

3.3 結(jié)構(gòu)參數(shù)對卸荷閥動態(tài)特性及性能的影響

卸荷閥的結(jié)構(gòu)參數(shù)對其性能有很大的影響，在進行卸荷閥結(jié)構(gòu)設(shè)計時，有些參數(shù)的取值主要依靠設(shè)計者的經(jīng)驗和水平，有時并不一定是最優(yōu)參數(shù)，所以選擇卸荷閥中影響因素較大的參數(shù)進行仿真研究，對其優(yōu)化具有很大的參考價值。

3.3.1 導(dǎo)閥彈簧剛度不同的批處理仿真

在AMESim模型下，保持其他參數(shù)不變，對先導(dǎo)閥彈簧剛度取不同值進行批處理運算，得到如圖7所示的仿真結(jié)果。

圖7 先導(dǎo)閥入口壓力－時間曲線

分析圖7可以得出:當K3從39.6 N/mm變化到59.6 N/mm時，先導(dǎo)閥的入口最高瞬時壓力峰值上升，壓力超調(diào)率相應(yīng)減小，且響應(yīng)時間縮短，說明閥芯開啟到達穩(wěn)態(tài)的過程較快，卸荷時較平穩(wěn)，提高了卸荷閥的動態(tài)穩(wěn)定性;當K3＜39.6 N/mm時，卸荷閥的壓力超調(diào)率大于15.8%;當K3＞59.6 N/mm時，卸荷閥的壓力超調(diào)率小于10.3%;當K3=49.6 N/mm時，卸荷閥的壓力超調(diào)率為14.3%，滿足壓力超調(diào)率小于30%的設(shè)計要求。

3.3.2 導(dǎo)閥閥座孔直徑不同的批處理仿真

在AMESim模型下，保持其他結(jié)構(gòu)參數(shù)不變，對先導(dǎo)閥閥座孔直徑取不同值進行批處理運算，得到如圖8所示的仿真結(jié)果。

分析圖8可以得出:當d1增大時，導(dǎo)閥的入口壓力隨之增大，且響應(yīng)時間相應(yīng)縮短，卸荷時較平穩(wěn)，但導(dǎo)閥座孔直徑不能取得太大，因為閥座孔截面會隨著d1的增大而增大，這樣會增加先導(dǎo)閥彈簧設(shè)計的難度，若取值偏小會使其壓力穩(wěn)定性變差。

3.3.3 主閥彈簧剛度不同的批處理仿真

對主閥彈簧剛度取不同值進行批處理運算，得到主閥口壓力－時間曲線，如圖9所示。

圖8 導(dǎo)閥入中壓力－時間曲線

圖9 主閥入口壓力－時間曲線

分析圖9可以得出:在先導(dǎo)閥調(diào)定壓力一定的條件下，當主閥彈簧剛度K=10 N/mm時，主閥在t=5.11 s開啟，t=5.32 s完全開啟，達到最小卸荷壓力為0.477 MPa;當主閥彈簧剛度K=5 N/mm時，主閥在t=5.09 s開啟，t=5.28 s完全開啟，達到最小卸荷壓力為0.32 MPa;當主閥彈簧剛度K=0.88 N/mm時，主閥在t=5.07 s開啟，t=5.25 s完全開啟，達到最小卸荷壓力為0.296 MPa。

由以上分析可知:不同彈簧剛度下的壓力超調(diào)量和壓力上升時間不同，彈簧剛度大則超調(diào)量小，壓力上升時間短，反之則超調(diào)量小，壓力上升時間相對較長;增大主閥彈簧剛度會導(dǎo)致調(diào)壓偏差增大，使得壓力控制精度降低，所以主閥彈簧剛度的選取應(yīng)綜合考慮靜態(tài)特性。

3.3.4 主閥阻尼孔直徑不同的批處理仿真

對主閥阻尼孔直徑進行批處理運算，得到主閥入口壓力－時間曲線，如圖10所示。

圖10 主閥入口壓力－時間曲線

分析圖10可以得出:在先導(dǎo)閥調(diào)定壓力一定的條件下，當主閥阻尼孔直徑為0.5 mm時，主閥在t=5.12 s開啟，t=5.46 s完全開啟，達到最小卸荷壓力為1.485 MPa;當主閥阻尼孔直徑為0.8 mm時，主閥在t=5.08 s開啟，t=5.26 s完全開啟，達到最小卸荷壓力為0.522 MPa;當主閥阻尼孔直徑為2 mm時，主閥在t=5.02 s開啟，t=5.16 s完全開啟，達到最小卸荷壓力為0.286 MPa。

由以上分析可知:隨著主閥阻尼孔直徑的增大，卸荷建壓時間隨之減少，因而可以提高卸荷速度，但同時主閥阻尼孔直徑過大，會使得閥在卸荷時出現(xiàn)嚴重的壓力沖擊，產(chǎn)生振動、噪聲，這對閥的壽命和安全可靠性都會產(chǎn)生不利影響。而主閥阻尼孔直徑越小，節(jié)流與阻尼作用越顯著，閥的啟閉特性好，動態(tài)穩(wěn)定性好，但閥芯動作滯后，靈敏度降低，增加了動態(tài)超調(diào)量，且容易堵塞，工藝性也不好。

4 結(jié)論

基于AMESim環(huán)境建立了某卸荷閥仿真模型，為其動態(tài)特性提供了一種分析手段。分析仿真結(jié)果可知:卸荷閥在工作中，常常出現(xiàn)壓力超調(diào)量大與卸荷壓力大的現(xiàn)象，而其主閥芯阻尼孔直徑、彈簧剛度、閥座孔直徑對卸荷閥的動態(tài)特性影響較大，采用適當?shù)淖枘峥?、彈簧剛度、閥座孔直徑可以減小其壓力超調(diào)量與卸荷壓力，使其壓力超調(diào)量小與卸荷壓力小。

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