李曉祥,王安麟,樊旭燦

(同濟大學機械與能源工程學院,201804,上海)

隨著不可再生能源的日益枯竭和對環(huán)境的重視,鋼鐵、內燃機和動力機械等行業(yè)開始通過各種途徑回收浪費的能量或提高能源利用率[1-7]。液壓油缸廣泛應用于挖掘機、推土機和裝載機等土方機械,機器工作裝置在下降過程中通過油缸將勢能釋放,油缸無桿腔形成高負壓,影響機器作業(yè)精度與效率。同時,工作裝置快降過程中的能量再利用被關注,對降低機器的能耗具有重要意義。

目前,用于工作裝置勢能的方法有電力式、液壓式和流量再生式。Lin等通過液壓馬達與電機的結合實現(xiàn)油缸勢能的回收與轉換[8-9],Lu等通過蓄能器作為儲能單元進行油缸勢能回收[10-12],王慶豐等提出了帶蓄能器的電力式勢能回收系統(tǒng)[13-16],吳文海等利用節(jié)流閥控制回油流量與馬達的結合實現(xiàn)對油缸勢能的利用[17-18]。在土方機械領域,油缸動作較為緩慢時,對流量再生式的勢能利用多采用調節(jié)回油背壓的方法[19];油缸動作較快時,多采用油缸與流量再生液壓閥直接相連實現(xiàn)流量再生的方法,研究多集中在對油缸用流量再生閥功能及原理的闡述和使用過程中閥的性能測試及故障解決方法上[20-22]。油缸用流量再生液壓閥機理及相關理論的研究較少,采用N-S方程對流量再生液壓閥閥芯與閥體之間配合間隙的理論進行了分析[23]。李曉祥等對多路閥流量特性系數(shù)對流量再生液壓閥的性能影響程度進行了理論計算及改進,有效降低了非再生油液的壓力損失[24]。

本文以推土機用流量再生液壓閥為研究對象,采用將非再生流量回路固定液阻改為可變液阻、并與再生流量回路可變液阻差動聯(lián)控的方法,對液壓閥進行再設計。通過小樣本2 000 h以上試驗驗證,液壓閥流量再生供油率和工作裝置快降作業(yè)效率分別提升29%和27%以上,降低了油缸無桿腔負壓,減少了能耗損失。

1 流量再生液壓閥性能分析

1.1 閥結構和原理

高負壓油缸液壓系統(tǒng)原理簡圖和閥結構圖如圖1所示,完整的液壓系統(tǒng)由操控手柄、工作泵、多路閥、油箱、兩個流量再生液壓閥、兩個油缸和連接的管路組成,通過多路閥控制油缸進出油來實現(xiàn)工作裝置上升與下降,圖中a為再生回路節(jié)流孔直徑,b、d為非再生回路節(jié)流孔直徑,k為閥芯復位彈簧剛度。工作原理如下:通過操作多路閥實現(xiàn)多路閥換向,當油液通過多路閥由P2經(jīng)P0流向油缸有桿腔、無桿腔油液由P1經(jīng)多路閥流向油箱時,工作裝置上升;多路閥相反方向操作時,工作裝置在重力作用下快速下降,當液壓閥流量再生功能開啟后,油缸有桿腔的油液一部分由P0流向P1(再生回路),剩余部分由P0經(jīng)P2回油箱(非再生回路)。

圖1 液壓系統(tǒng)原理簡圖和閥結構圖

增加油缸無桿腔再生油液可降低其負壓,通過理想條件狀態(tài)方程來說明,即

PV=nRT

(1)

式中:P為無桿腔內壓力;V為無桿腔體積;n為物質的量;R為物質常數(shù);T為無桿腔溫度。假設T無變化,油缸無桿腔密封性良好。當液壓閥流量再生功能未開啟時,PV等于常數(shù),工作裝置在自身重力的作用下快速下降至地面,V增大,P減小。當液壓閥流量再生功能開啟后,再生油液進入油缸無桿腔,n增加,V受油缸行程限制保持不變,P增大使負壓減少,通過增加油缸無桿腔再生油液可降低其負壓。

1.2 閥性能分析

油缸與流量再生液壓閥直接連接,再生流量難以直接測量,可通過間接測量與計算的方法獲得,再生流量供油體積、供油率和非再生油液能量損失的計算式為

(2)

(3)

(4)

式中:Vin為泵供油體積;ne為發(fā)動機轉速;Vg=117 mL/r為泵的排量;ηv=0.9為泵容積效率;i=0.855為傳動比;t為快降時間;η為流量再生供油率;V1=19.905 L為油缸無桿腔體積;V0=12.13 L為油缸有桿腔體積;Eloss為非再生油液能量損失;t0為生成非再生油液開始時間;tf為生成非再生油液結束時間;P2、Q2為非再生油液的壓力、流量。

測試儀器為Hydrotechink5060和HT-PD壓力傳感器,以發(fā)動機轉速ne=800,1 900 r/min、油溫為(50±5) ℃、工作裝置于最高位置快速下降為測試條件。不同轉速下油缸無桿腔壓力曲線如圖2所示,在此基礎上的計算結果如表1所示。由圖2可知:流量再生液壓閥供油率約為58%,再生油液少;非再生流量能量損失和無桿腔負壓較高,同時發(fā)動機轉速對液壓閥流量再生性能影響非常小。

(a)ne=800 r/min (b)ne=1 900 r/min圖2 不同轉速下油缸無桿腔壓力曲線

ne/r·min-1Vin/Lt/sη/%Pmin/MPaEloss/J80012.8087.858.5-0.061 63 9251 90012.873.358-0.063 03 974

(a)仿真模型

(b)壓力流量曲線圖3 仿真模型和壓力流量曲線

(a)影響權重及主效應

(b)因子交互效應圖4 改進前各項效應的顯著性分析

為更好地對液壓閥流量再生性能進行分析,建立了系統(tǒng)仿真模型并標定,如圖3所示。通過析因分析,各因子和因子組合對流量再生供油率的影響權重β如圖4所示。由圖4可知,非再生流量回路的固定液阻參數(shù)b、d以及兩者交互作用對液壓閥流量再生供油率為顯著負相關效應,減小b、d能有效提高液壓閥流量再生供油率,同時增加工作裝置上升時非再生回路中的能量損失。

對流量再生液壓閥進行結構優(yōu)化,4個結構參數(shù)的約束條件為:6.5 mm≤a≤8.5 mm,6 mm≤b≤10 mm,5 N/mm≤k≤9 N/mm,11 mm≤d≤15 mm。優(yōu)化后數(shù)據(jù)a=6.5 mm,b=6 mm,k=5 N/mm,d=11 mm,最大流量再生供油率ηmax=72.86%,相對偏低,同時液阻參數(shù)b、d的減小增加了非再生回路液阻和工作裝置上升時的能量損失。

2 液阻差動聯(lián)控液壓閥的設計思路

高負壓液壓油缸系統(tǒng)簡圖如圖5所示,油缸有桿腔液壓回路由可變液阻再生回路和固定液阻非再生回路Q0、Q1、Q2組成,非再生回路固定液阻R2由b、d組成。為更好地提高液壓閥流量再生供油率,降低非再生油液和工作裝置提升時的能量損失,對流量再生液壓閥進行再設計。本文所提液壓系統(tǒng)將非再生流量回路固定液阻R2設計為可變液阻,并與再生油路可變R1差動聯(lián)控。通過液壓閥結構的設計使液阻R1、R2反方向變化,位置0為閥芯初始位置,位置①表示液阻R1增大同時液阻R2減小,位置②表示液阻R1減小同時液阻R2增大。工作裝置自重壓力P0、P2形成的壓差驅動閥芯運動,調節(jié)液阻R1、R2大小,從而控制再生流量與非再生流量的分配。再設計的液壓閥可實現(xiàn)工作裝置下降時非再生油路可變液阻R2的最大化,同時減少工作裝置上升時的能量損失。

(a)改進前 (b)改進后 圖5 改進前、后的液壓系統(tǒng)

3 液阻差動聯(lián)控液壓閥再設計

再設計的流量再生液壓閥結構圖和仿真模型如圖6所示。閥芯結構整體化,可實現(xiàn)再生回路可變液阻和非再生回路可變液阻的差動聯(lián)控。在再設計閥中原結構參數(shù)k、d保持不變,再設計結構參數(shù)為k1、k2、l1、l2,其中k1與再生流量可變液阻直接相關,k2與非再生流量可變液阻直接相關,l1為再生流量開啟尺寸且與液壓閥密封性有關,l2為非再生流量控制參數(shù)。

(a)再設計閥結構

(b)仿真模型圖6 再設計閥結構和仿真模型

為更好地分析液壓閥流量再生供油率與其結構參數(shù)之間的關系以及優(yōu)化該閥的流量再生性能,首先對流量再生液壓閥閥芯和流道結構進行參數(shù)化建模,使試驗目標與影響因素明確化;然后通過試驗設計方法,分析各項效應的顯著性,采用響應面方法建立響應面模型,解決自由度多、計算量大的問題;最后在響應面模型基礎上對其性能優(yōu)化。再生閥再設計流程如圖7所示,通過建立閥結構與流量再生性能的數(shù)理模型,使閥使用性能和結構性能得到了綜合優(yōu)化。

圖7 流量再生閥再設計流程圖

3.1 試驗設計及參數(shù)敏感性

發(fā)動機轉速ne對流量再生供油率影響甚微,通過仿真模型ne=1 900 r/min時獲取試驗設計數(shù)據(jù)。選取結構參數(shù)k1、k2、l1、l2作為試驗設計的4個因子,進行全因子析因設計,以液壓閥流量再生供油率作為響應,試驗設計數(shù)據(jù)如表2所示。

表2 試驗設計數(shù)據(jù)

基于Pareto圖的各因子和因子組合對流量再生供油率的影響權重如圖8所示,可知l2、k2為顯著負相關主效應,k2、l2為顯著負相關2階交互效應。

3.2 流量再生供油率響應面模型

通過析因設計及分析,結合響應面方法,建立了流量再生供油率響應面模型,并選用15組數(shù)據(jù)對其進行校正。響應面模型和系數(shù)R2的計算公式為

(5)

(6)

式中:m0、mi、nij為待定系數(shù);X為結構參數(shù)變量;z為結構參數(shù)變量數(shù);yrsm(i)、y(i)為各點的響應面函數(shù)值、仿真數(shù)值;y為各點仿真值的均值;N為檢驗點數(shù)。判定系數(shù)R2反映響應面模型與仿真值之間的差異程度,數(shù)值越接近1,近似表達精度越高。

(a)影響權重及主效應圖

(b)因子交互效應圖圖8 改進后各項效應的顯著性分析

通過試驗設計和響應面方法相結合得到的再設計液壓閥流量再生供油率響應面模型為

η=1.324 34-0.006 056k1+0.015 415k2+

0.002 108l1-0.027 647l2+0.000 505k1l2-

0.001 313k2l2-0.000 108l1l2

(7)

通過式(6)可得R2=0.999 8,說明響應面模型與仿真模型基本一致。使用響應面模型作為優(yōu)化目標函數(shù),能有效解決自由度多、計算量大的問題。

3.3 結構優(yōu)化及分析

設計變量X=[k1k2l1l2]T,各變量取值范圍考慮如下因素:流量再生供油率和非再生流量能量損失;在工作裝置上升時非再生回路的能量損失;再生回路中閥芯與閥體遮蓋量與密封性;液壓閥空間結構的限制。優(yōu)化模型為

minf(X)=1-η

(8)

使用minitab響應優(yōu)化器進行優(yōu)化,再設計流量再生液壓閥結構參數(shù)優(yōu)化結果和加工尺寸如表3所示,流量再生供油率ηmax約為88.45%。

表3 優(yōu)化前后數(shù)值對比

4 試驗及討論

4.1 試驗分析

再設計液壓閥在同一臺推土機上進行驗證測試,該機以滿載、短距離作業(yè)工況進行驗證,工作裝置升降頻繁,液壓閥流量再生性能驗證頻次增加。前500 h內每100 h測試1次,500 h后每300 h測試1次,每次采集10組數(shù)據(jù)。選取的一段油缸無桿腔壓力曲線如圖9所示,測試以及通過式(2)～(4)計算的數(shù)據(jù)結果如表4所示。由表4可知:再設計閥的供油率與響應面函數(shù)最大誤差為1%,符合設計要求;工作裝置快降過程作業(yè)時間t、無桿腔負壓Pmin和非再生油液能量損失Eloss均減少;受時間t減少影響,泵供油體積Vin減小;在ne=800,1 900 r/min時,Vin、Pmin、Eloss和η值基本一致。

(a)ne=800 r/min (b)ne=1 900 r/min圖9 不同發(fā)動機轉速下油缸無桿腔壓力曲線

ne/r·min-1Vin/Lt/sη/%Pmin/MPaEloss/J8009.285.6587.6-0.0439.91 9009.242.3787.9-0.040 839.2

不同發(fā)動機轉速下流量再生液壓閥再設計前后系統(tǒng)性能指標提升百分比如圖10所示。由圖10可知:再設計流量再生液壓閥使工作裝置下降過程作業(yè)效率提高27%以上,流量再生油液體積Δ(V1-Vin)、供油率η分別增加47%、29%以上,油缸無桿腔負壓降低約35%,非再生流量油液的能量損失減少99%,進一步驗證了流量再生液壓閥的再設計能有效提高工作裝置快降作業(yè)效率、降低油缸無桿腔負壓和減少非再生油液的能量損失。

圖10 不同發(fā)動機轉速下系統(tǒng)性能指標提升百分比

4.2 討論

ne=1 900 r/min時液壓閥再設計前后非再生油液的壓力和流量時間歷程如圖11所示。由圖11可知:工作裝置快降開始階段,閥再設計前后非再生油液的壓力和流量比較接近;隨著閥芯運動,非再生流量回油可變液阻快速減小,使得壓力和流量迅速下降。與原閥相比,再設計閥非再生流量和壓力均非常小,故非再生油液的能量損失顯著減少。

①:原液壓閥非再生油液流量曲線;②:原液壓閥非再生油液壓力曲線;③:再設計閥閥芯位移曲線;④:再設計液壓閥非再生油液流量曲線;⑤:再設計液壓閥非再生油液壓力曲線圖11 非再生油液能效分析圖

圖12 液壓閥再設計前后剖視結構

采用本文再設計方法的理念和流程,對某土方機械油缸用流量再生液壓閥進行再設計,液壓閥再設計前、后剖視結構如圖12所示。經(jīng)過試驗測試與驗證,流量再生供油率和快降作業(yè)效率分別提高了20%、15%以上,進一步驗證了本文方法的可行性。

5 結 論

(1)高負壓液壓油缸系統(tǒng)中流量再生液壓閥的再設計能夠提高機器工作裝置快降作業(yè)效率和降低非再生回路的能量損失,使工作裝置的部分勢能得到利用。

(2)液壓回路中液阻差動聯(lián)控的設計理念擴展了工作裝置勢能利用中流量再生式的方法。

(3)對于液壓閥流量再生供油率與結構參數(shù)之間的復雜關系,借助試驗設計與響應面方法,可使復雜映射關系的理論表達更直觀,有利于再設計分析。

(4)目前,對再設計閥的驗證已超過2 000 h以上,再生供油率等性能穩(wěn)定,證明本文方法在一定程度上能有效解決高負壓帶來的問題。