基于AMESim的某型卸荷閥動態特性分析

曾文偲，初長祥，曾衡，周撫平

(1.廣西科技大學機械工程學院，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)

雙泵合流轉向優先液壓系統是目前裝載機常用的液壓系統之一，而卸荷閥的功能是在裝載機轉向時將多余的流量供給工作液壓系統，在裝載機不轉向時將轉向泵的流量全部合流到工作液壓系統中，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;當工作液壓系統處于高壓小流量工況時，工作液壓系統的壓力升高到卸荷閥調定的卸荷壓力時，轉向泵通過卸荷閥實現低壓卸荷，節省能源，是實現該系統合流與卸荷的重要壓力控制元件。

1 卸荷閥的結構及工作原理

目前裝載機雙泵合流液壓系統較多采用卸荷閥，該卸荷閥主要由單向閥、先導閥、主閥、彈簧和密封等組成。通過單向閥實現其合流作用，主閥實現卸荷作用。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，結構類似液控單向閥，其結構包括主閥套、主閥芯、復位彈簧;導閥采用滑閥的形式，可以消除先導溢流閥產生的嘯叫。其具體結構包括導閥蓋和導閥套，在導閥蓋內設調壓彈簧腔，調壓彈簧腔內設調壓彈簧，在導閥套內設導閥芯孔，導閥芯孔內設導閥芯。

該卸荷閥閥體設有3個油口，其中第1油口連接裝載機的工作液壓系統供油油路，第2油口連接轉向液壓系統，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，其工作液壓系統中的壓力低于轉向液壓系統的壓力，此時，第1油口內的壓力要低于第2油口內，主閥處于閉合狀態，單向閥開啟，第2油口與第1油口導通，轉向泵油液經EF口通過單向閥至PW口與工作泵系統合流，以提高裝載機液壓系統中的流量;當裝載機進行大負荷工作時，其工作液壓系統中的壓力高于轉向液壓系統中的壓力，單向閥關閉，此時第1油口內的壓力高于先導閥的調定壓力，又由于先導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的壓力降低，主閥芯在內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，使轉向液壓系統油液回油箱。

圖1 卸荷閥原理圖

2 仿真模型的建立及參數設置

卸荷閥的性能實驗在綜合液壓試驗臺上完成，試驗系統原理圖如圖2所示。

圖2 試驗系統原理圖

根據上述試驗系統原理圖并結合卸荷閥的工作原理及其液壓元件的實際結構特點，借助液壓仿真軟件AMESim并在Sketch模式下調用系統提供的液壓庫、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］。

根據圖3所示的卸荷閥仿真模型，設定其仿真條件及卸荷閥參數，模型中的主要參數設置如下: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0.7。仿真模型中包含卸荷閥內部及與之相連的各液容模塊，液容參數由卸荷閥結構及連接管道尺寸計算確定，與卸荷閥連接的管道的動態效應予以忽略。

圖3 卸荷閥的AMESim仿真模型

3 仿真結果與分析

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果。通過將仿真模型的仿真結果與使用結果進行對比，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果曲線如圖4所示。

圖4 流量階躍變化時的仿真結果

分析圖4可知:在前5 s，定量泵系統壓力高于變量泵系統壓力，單向閥處于關閉狀態，而此時系統壓力6 MPa低于先導閥的調定開啟壓力，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，系統壓力上升到15.62 MPa時，因壓差足夠大使流經主閥阻尼孔的溢流量使主閥上下腔產生的液壓力大于主閥復位彈簧力，主閥芯開啟，油液經主閥芯回油箱，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，卸荷閥關閉，流量降為0。

在綜合實驗臺上調節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，此時主閥口流量為0，然后升高主泵壓力至調定壓力，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果

分析圖4與圖5可以得出:卸荷閥的仿真結果與試驗結果基本一致，其中實驗曲線出現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 仿真模型動態特性分析

在設計卸荷閥時，既要保證其能實現既定功能，同時希望能達到性能的最優，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為流經主閥口的壓力，p2為先導閥口的壓力，Q為流經主閥口的流量。調定變量泵系統壓力到其切斷壓力5 MPa，其工作壓力通過調節變量泵模型中的切斷閥中的調壓彈簧的預緊力來實現，定量泵系統壓力調至6 MPa，通過比例溢流閥調節負載壓力，模擬外負載的變化，從而實現定量泵系統壓力的需求。

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%的壓力超調量，當主泵卸荷時，卸荷閥關閉，變量泵壓力升高至切斷壓力5 MPa，流量降為0。

3.3 結構參數對卸荷閥動態特性及性能的影響

卸荷閥的結構參數對其性能有很大的影響，在進行卸荷閥結構設計時，有些參數的取值主要依靠設計者的經驗和水平，有時并不一定是最優參數，所以選擇卸荷閥中影響因素較大的參數進行仿真研究，對其優化具有很大的參考價值。

3.3.1 導閥彈簧剛度不同的批處理仿真

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

圖7 先導閥入口壓力－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，先導閥的入口最高瞬時壓力峰值上升，壓力超調率相應減小，且響應時間縮短，說明閥芯開啟到達穩態的過程較快，卸荷時較平穩，提高了卸荷閥的動態穩定性;當K3＜39.6 N/mm時，卸荷閥的壓力超調率大于15.8%;當K3＞59.6 N/mm時，卸荷閥的壓力超調率小于10.3%;當K3=49.6 N/mm時，卸荷閥的壓力超調率為14.3%，滿足壓力超調率小于30%的設計要求。

3.3.2 導閥閥座孔直徑不同的批處理仿真

在AMESim模型下，保持其他結構參數不變，對先導閥閥座孔直徑取不同值進行批處理運算，得到如圖8所示的仿真結果。

分析圖8可以得出:當d1增大時，導閥的入口壓力隨之增大，且響應時間相應縮短，卸荷時較平穩，但導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，這樣會增加先導閥彈簧設計的難度，若取值偏小會使其壓力穩定性變差。

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:在先導閥調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量和壓力上升時間不同，彈簧剛度大則超調量小，壓力上升時間短，反之則超調量小，壓力上升時間相對較長;增大主閥彈簧剛度會導致調壓偏差增大，使得壓力控制精度降低，所以主閥彈簧剛度的選取應綜合考慮靜態特性。

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:在先導閥調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嚴重的壓力沖擊，產生振動、噪聲，這對閥的壽命和安全可靠性都會產生不利影響。而主閥阻尼孔直徑越小，節流與阻尼作用越顯著，閥的啟閉特性好，動態穩定性好，但閥芯動作滯后，靈敏度降低，增加了動態超調量，且容易堵塞，工藝性也不好。

4 結論

基于AMESim環境建立了某卸荷閥仿真模型，為其動態特性提供了一種分析手段。分析仿真結果可知:卸荷閥在工作中，常常出現壓力超調量大與卸荷壓力大的現象，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特性影響較大，采用適當的阻尼孔、彈簧剛度、閥座孔直徑可以減小其壓力超調量與卸荷壓力，使其壓力超調量小與卸荷壓力小。

［1］付永領，祁曉野.AMESim系統建模和仿真—從入門到精通［M］.北京:北京航空航天大學出版社，2006.

［2］MARQUIS-FAVRE Wilfrid，BIDEAUX Eric，SCAVARDA Serge.A Planar Mechanical Library in the AMESim Simulation Software:Part I:Formulation of Dynamics Equations［J］.Simulation Modelling Practice and Theory.2006，14(1):25－46.

［3］穆希輝，郭浩亮，杜峰坡，等.基于AMESim的負載敏感變量泵的故障仿真研究［J］.現代制造工程，2012(9):108－111.

［4］弓永軍，王祖溫，徐杰，等.先導式純水溢流閥仿真與試驗研究［J］.機械工程學報，2010，46(24):136 －142.

［5］賀小峰，何海洋，劉銀水，等.先導式水壓溢流閥動態特性的仿真［J］.機械工程學報，2006，42(1):75－80.

［6］馬昌訓，吳運新，滑廣軍，等.基于AMESim的疊加式溢流閥故障仿真研究［J］.流體機械，2011(2):25－29.

［7］武宗才，劉志奇，王素燕，等.礦用卸載閥結構參數的優化研究［J］.液壓氣動與密封，2011(10):41－44.

［8］周撫平，初長祥，武宗才.基于CFD的某型卸荷閥內流場研究［J］.液壓與氣動，2014(2):15－17.