(中國煤炭科工集團太原研究院， 山西太原 030006)

引言

電液雙控負載敏感比例多路閥，可以使多個執(zhí)行元件同時并相互獨立的以不同的速度和壓力工作，在流量飽和的情況下，各執(zhí)行動作的流量和壓力互不干擾。該閥在煤礦機械、工程機械、農(nóng)業(yè)機械、船舶、深海作業(yè)與航天等領域得到廣泛應用[1-3]。該閥主閥芯的換向動作采用電磁鐵比例控制和遠程液壓先導比例控制， 其中每一聯(lián)換向閥都具有較好的流量比例控制特性[4-6]。國內(nèi)相關學者僅對該閥的系統(tǒng)應用、動態(tài)響應、結構優(yōu)化設計、參數(shù)化設計等方面進行了研究，對工程應用過程中出現(xiàn)流量不足問題，未見刊述。我公司最新研制的智能連續(xù)運輸系統(tǒng)中采用此電液閥作為控制元件，該設備在調(diào)試過程中，在液壓先導控制時，出現(xiàn)設備現(xiàn)場行走速度比設計行走速度慢，且設備在行走時，操作輸送等其他動作，行走速度瞬間減慢的情況。為排除該設備負載敏感比例多路閥流量不足及流量互相干擾的故障，對其做了部分研究，為工程應用中出現(xiàn)流量不足提供理論支撐及技術解決方案。首先結合液壓元件原理和現(xiàn)場測試結果，從理論上分析了出現(xiàn)故障的原因，得出解決流量不足故障的理論方法，然后利用AMESim仿真軟件對電液雙控負載敏感比例多路閥控系統(tǒng)建模仿真，驗證理論解決方案的正確性，最后通過實驗對結果進行驗證。結果顯示，理論分析、系統(tǒng)建模仿真、實驗，三者結果基本吻合。

1 故障現(xiàn)象及原因分析

1.1 故障現(xiàn)象

電液雙控負載敏感比例閥單聯(lián)控制系統(tǒng)簡化原理圖如圖1所示。

該系統(tǒng)有兩個特點，第一個特點是是比例電磁閥3、控制主閥芯7換向的先導通路上增加了節(jié)流堵4和5。其作用是，液控先導不工作時，卸去主換向閥兩端先導控制油腔的壓力[7]；另一特點是先導油從先導油源定值減壓閥2至主閥芯7兩端的先導控制油腔的油管11、12，總長度為16 m。

我公司研制的智能連續(xù)運輸設備的液壓系統(tǒng)為電液雙控負載敏感比例多路閥控制系統(tǒng)，系統(tǒng)調(diào)試時出現(xiàn)行走速度慢，行走回路流量不足的問題。同時操作控制行走馬達的2個先導控制閥手柄，行走馬達的實際旋轉速度比設計時速度低，單邊行走馬達的設計流量為50 L/min，實際流量約為29 L/min，流量減少約 2/5，流量明顯不足。

1.2 原因分析

該行走系統(tǒng)流量不足的原因有以下幾個方面：系統(tǒng)初始設計流量不足，即泵排量小，流量不夠；該系統(tǒng)泄漏嚴重；負載敏感泵的負載敏感閥調(diào)定的泵待機壓力低于多路閥壓差補償器的設定壓力0.6 MPa，無法提供一定流量所必須的閥口前后壓差；比例多路閥的主閥芯沒有完全打開，使流量閥通流流量變小。經(jīng)過檢測可知：首先，泵的排量為145 mL/r，最大流量為215 L/min，可以滿足兩個行走馬達所需流量；其次，經(jīng)檢查，系統(tǒng)無較嚴重泄漏問題；再者，將系統(tǒng)待機壓力調(diào)至4 MPa，故障仍然存在。經(jīng)過分析發(fā)現(xiàn)，該設備行走流量不足，故障點為多路閥兩個換向主閥芯沒有全部打開，閥芯半開度工作。下面分析導致?lián)Q向閥流量變小的原因及其影響因素。

1) 換向閥主閥芯未完全開啟原因分析

忽略換向閥閥芯液動力，換向閥主閥芯的平衡方程：

p1A1=fx

(1)

式中，p1—— 換向閥芯先導控制壓力

A1—— 主閥芯截面積，即先導壓力作用面積，為πd12/4

f—— 主閥芯彈簧剛度

x—— 主閥芯運動距離

通過主閥芯的流量方程為：

(2)

式中，Q1—— 通過主閥芯流量

A2—— 閥芯的開口面積

Δp—— 閥芯前后壓差，壓差補償器已經(jīng)設定Δp為0.6 MPa

ρ—— 液壓油密度

主閥芯的閥芯開口為矩形槽，則開口面積的公式為：

A2=nwx0≦x≦Sdepth

(3)

式中，n—— 矩形槽的數(shù)量

w—— 矩形槽的寬度

Sdepth—— 矩形槽的深度

聯(lián)立式(1)～式(3)式可知，換向閥的流量Q1為：

(4)

式中，Cd—— 0.7

n—— 4

w—— 2 mm

d1—— 10 mm

Δp—— 0.6 MPa

ρ—— 850 kg/m3

可知，負載敏感比例換向閥的流量和先導壓力p1成線性比例關系。系統(tǒng)流量不足，主閥芯未完全開啟原因是液壓先導壓力p1不足。

2) 先導壓力p1不足原因分析

負載敏感多路閥每一聯(lián)的液控先導壓力創(chuàng)建過程是一樣的，設備行走時，多路閥兩聯(lián)同時動作，兩聯(lián)液壓先導控制回路簡化原理圖如圖2所示。泵出口壓力油經(jīng)過定值減壓閥2減壓至2.5 MPa，經(jīng)過液壓管路11、先導換向閥10、液壓管路12、單向閥8，至先導壓力油腔，壓力油腔中部分液壓油經(jīng)節(jié)流堵4通至油箱。p1和p2分別為兩聯(lián)先導控制壓力，且p1=p2。

圖2 兩聯(lián)液壓先導控制回路簡化原理圖

(1) 流經(jīng)長管道的延程壓力損失公式為：

(5)

式中， Δp31—— 長管道前后壓差

d—— 長管道管徑

μ—— 動力黏度

l—— 長管道長度

QL—— 流經(jīng)長管道流量

(2) 兩聯(lián)同時動作時，流經(jīng)細長泄油節(jié)流孔的流量公式為：

(6)

式中，Cq—— 細長節(jié)流孔流量系數(shù)

A4—— 節(jié)流孔截面積，為πd42/4

Δp10—— 節(jié)流孔前后壓差，p0壓力為0

聯(lián)立式(5)和式(6)，得出先導壓力p1為：

在該設備中，p3為3 MPa，μ為0.0578 Pa/s，l為15 m，Cq為0.7，d4為1 mm，d為6 mm，ρ為850 kg/m3。

經(jīng)計算，先導壓力p1和p2為1.2413 MPa，帶入式(4)，單聯(lián)換向閥流量Q1為29.47 L/min。分析可知，長管道壓力損失Δp31是造成p1減小，換向主閥開口無法完全打開的主要原因。

2 系統(tǒng)建模與仿真分析

2.1 驗證系統(tǒng)模型

根據(jù)圖1和圖2兩個原理圖，結合各個元件的結構特性，在AMESim仿真軟件中建立電液雙控負載敏感比例多路閥系統(tǒng)模型[2,8]，如圖3所示。

1、16.壓力源 2.定值減壓閥 3、9、10、12.換向閥4、5.泄油節(jié)流堵 6.節(jié)流孔 7.比例換向閥 8、14.比例溢流閥11.長管道 13.溢流閥 15.泵站圖3 電液雙控負載敏感多路閥液壓先導控制系統(tǒng)模型

7為比例閥，設定滑閥直徑為10 mm，開口型式為4個長、寬、深分別為2， 4， 2 mm的矩形口，復位彈簧剛度為98.125 kN/m；溢流閥13代替執(zhí)行機構，壓力設定為4.4 MPa，壓力源1設定壓力為5 MPa，使比例閥7前后壓差為0.6 MPa，作為壓差補償器的功能使用； 2為定值減壓閥，設定閥芯直徑為10 mm，閥芯0位彈簧初始力為231.2 N，剛度為10 kN/m，減壓后壓力為3 MPa；設定長管道11管道長度為15 m，管道直徑為6 mm；4和5為泄油節(jié)流堵，是長5 mm，直徑為1 mm的細長節(jié)流孔，4和5前壓力即為先導壓力p1和p2，且p1=p2。

1) 驗證減壓閥2的正確性

將泵站15設定排量為20 mL/r，電機轉速為1500 r/min；換向閥10打開，節(jié)流孔6作為負載，直徑設定為3 mm；換向閥12關閉。比例溢流閥14作為減壓閥入口壓力的比例調(diào)壓力元件，設置減壓閥入口壓力在0～10 s運行過程中， 壓力從0～10 MPa線性變化。系統(tǒng)仿真時長30 s，打印間隔為0.1 s，減壓閥入口壓力曲線和出口壓力曲線圖如圖4所示。在0～3 s，入口壓力小于減壓閥設定壓力，入口壓力等于出口壓力；在3～10 s，入口壓力從3 MPa線性升高至10 MPa，高于減壓閥設定壓力，出口壓力保持3 MPa不變，分析可知減壓閥模型正確。

圖4 減壓閥入口壓力曲線和出口壓力曲線圖

2) 驗證負載敏感比例換向閥7的正確性

將換向閥9關閉，換向閥3接通，比例溢流閥8作為比例換向閥先導壓力的比例調(diào)壓力元件，比例溢流閥設定在0～10 s時，壓力線性變化從0～2.5 MPa，10～15 s時，壓力線性變化從2.5～5 MPa。系統(tǒng)仿真時長15 s，打印間隔為0.01 s，比例換向閥先導壓力曲線和換向閥流量曲線圖如圖5所示。

由圖5可知，在0～10 s，換向閥流量隨先導壓力的升高線性升高，比例功能正確；10～15 s時，先導壓力從2.5 MPa升高至5 MPa，主閥芯閥口完全打開，流量恒定在50.55 L/min。

圖5 比例換向閥先導壓力曲線和換向閥流量曲線圖

系統(tǒng)設定換向閥前后壓差保持0.6 MPa恒定，換向閥參數(shù)帶入式(4)，計算得，當閥芯閥口完全打開時，換向閥流量為50.64 L/min，帶壓差補償?shù)拈y口流量功能正確。分析可知負載敏感比例換向閥模型正確。

2.2 系統(tǒng)工作狀態(tài)仿真與分析

將換向閥3和10關閉，換向閥9和12打開，系統(tǒng)仿真時長5 s，打印間隔為0.01 s，長管道11前后壓力曲線和換向閥流量曲線如圖6所示。

圖6 長管道11前后壓力曲線和換向閥流量曲線圖

從圖6中可知，長管道入口壓力為3 MPa，出口壓力為1.493 MPa，壓降為1.507 MPa；換向閥流量為30.23 L/min，與設計流量50 L/min相差19.77 L/min，與設計流量不符。長管道的壓力損失是造成設備流量不足的主要原因。

3 控制流量方法分析

對系統(tǒng)理論分析結果和系統(tǒng)建模仿真分析結果研究可知，如果要增大換向閥的流量，增大長管道前的壓力p3和增大長管道的直徑降低壓降，可以使先導壓力p1增大。

理論計算可得，當長管道直徑不變，p3壓力大于4.536 MPa時，先導壓力p1大于2.5 MPa，換向閥閥口可以完全打開；當p3為3.0 MPa不變，長管道直徑大于8.54 mm時，先導壓力p1大于2.5 MPa，換向閥閥口可以完全打開。仿真一，設定長管道11的直徑為9 mm，減壓閥彈簧初始力不變，減壓壓力為3.0 MPa，系統(tǒng)運行5 s；仿真二，設定減壓閥彈簧初始力為351.2 N，長管道直徑6 mm不變，系統(tǒng)運行5 s。仿真一和仿真二的流量曲線基本一致，增大長管道直徑和增加減壓閥出口壓力后系統(tǒng)流量曲線如圖7所示。

圖7 增大長管道直徑和增加減壓閥出口壓力后系統(tǒng)流量曲線圖

4 實驗驗證

實驗驗證采用對比試驗的方法，通過對比更換大通徑長管道和提高先導壓力測試的數(shù)據(jù)與未更換前測試的數(shù)據(jù)進行對比，觀察數(shù)據(jù)變化，即可判斷流量不足的問題是否解決。采用德國賀德克公司生產(chǎn)的HMG3000高性能手持測量儀對行走回路流量進行測量。如圖8所示，為采用6通徑膠管、先導壓力調(diào)定為3 MPa時，行走回路測試的流量值約為30 L/min，該狀態(tài)不滿足設計要求。如圖9所示，為采用12通徑膠管、先導壓力調(diào)定為3 MPa和采用6通徑膠管、增加先導油源使先導壓力增大至5 MPa時，測試行走回路的流量值都約為50 L/min。通過圖8與圖7的比較可知，行走回路流量滿足設計要求。

圖8 6通徑膠管和先導壓力為3 MPa時測量流量曲線圖

5 結論

(1) 理論分析和AMESim數(shù)字仿真可知， 電液雙控負載敏感比例多路閥系統(tǒng)中，較長先導管路造成的沿程壓力損失是造成系統(tǒng)流量故障的主要原因；同時推理可知，如果換向閥僅液控，無電控，則不需要泄油節(jié)流孔，長管道流量為0，先導管路壓損為0，系統(tǒng)不會出現(xiàn)流量不足的故障；

圖9 12通徑膠管/先導壓力為3 MPa和6通徑膠管/先導壓力為5 MPa時測量流量曲線圖

(2) 數(shù)字仿真和試驗結果皆表明，增大長管道管徑減小壓損，或增加先導油源，增大長管道入口壓力來補償先導長管路造成的壓力損失，將有效解決系統(tǒng)流量變小的問題；

(3) 增加先導油源，增大長管道入口壓力可以解決流量不足問題，但先導壓力管路的較大壓力損失任然存在，且增加了液壓元件，成本增加；而增大管徑使壓損變小，不僅解決了流量不足的問題，而且先導壓力損失明顯降低。從功率損失和成本控制的角度考慮，選用后者的方法控制流量；

(4) 增大管徑會使液控反應時間增長。因此，設備在使用時，要求反應速度較快時，選用增加先導油源，提高管道入口壓力的方法；如果設備使用中對設備反應速度要求較低，選用增大管徑的辦法。