挖掘機鏟斗閥芯優化設計

(中國礦業大學 機電工程學院， 江蘇 徐州 221008)

引言

多路閥作為挖掘機液壓系統中的核心部件，對整機的操控性與經濟性能起著決定性作用[1，2]。近年來，國內外的學者對多路閥的工作特性進行了大量研究。文獻[3]對挖掘機負載獨立流量分配系統中的多路閥進行了研究，通過計算機軟件對多路閥進行建模仿真，提出壓力補償彈簧剛度和閥芯直徑變化對多路閥流量的影響；文獻[4]以一種典型的挖掘機多路閥為對象，利用AMESim?軟件的液壓元件設計庫(Hydraulic Components Design，HCD)搭建挖掘機液壓系統仿真模型，分析了多路閥的動態特性。通過總結已有的研究可知，對于多路閥的研究大多是基于仿真提出建議，并未對優化后的多路閥進行試驗驗證。

本研究以某液壓挖掘機鏟斗聯多路閥為對象，采用仿真與試驗相結合的方法，利用MATLAB?計算多路閥芯節流槽過流面積，在AMESim仿真平臺上應用HCD搭建多路閥芯模型，通過仿真分析提出優化方案，并結合臺架試驗和整機實際工況對優化后的閥芯進行試驗驗證。

1 鏟斗聯問題分析

1.1 問題描述

某液壓挖掘機在實際作業中出現挖掘乏力、燃油消耗率高及整機協調性差等情況。為找到問題原因，對其進行了整機試驗。在鏟斗油缸大腔、小腔油口處分別安裝量程為400 bar的壓力傳感器，鏟斗油缸上安裝量程為2500 mm的位移傳感器，試驗場地為原生土場。

整機測試曲線如圖1所示，在298.5～307 s時鏟斗處于挖掘狀態，耗時8.5 s，過程中鏟斗油缸進油壓力均值為179 bar，回油壓力均值為108 bar。

圖1 鏟斗聯單動作測試曲線

1.2 鏟斗聯液壓工作原理

鏟斗聯的液壓原理如圖2所示。當鏟斗聯閥芯處于中位時，從主泵輸出的高壓油經鏟斗聯中位直接回油箱，鏟斗位置保持不變；當pa通先導油時鏟斗聯左位工作，高壓油經多路換向閥進入鏟斗油缸小腔，實現鏟斗外擺；當pb通先導油時鏟斗聯右位工作，高壓油進入鏟斗油缸大腔，實現鏟斗內收。

圖2 鏟斗聯液壓工作原理簡圖

根據液壓工作原理以及測試結果，對比同類產品判斷該回油壓力偏高，導致鏟斗挖掘乏力；同時鏟斗油缸回油功率損失增加了整機燃油消耗。造成這一現象的根本原因是多路閥結構不合理。

1.3 鏟斗閥芯分析

鏟斗聯液壓系統的流量控制是通過閥芯節流槽來實現，通過采用不同開口形式的節流槽組合即可得到不同的流量梯度。鏟斗聯閥芯節流槽開口形式主要是U-U組合，中位空流采用漸擴U型槽。

式中：Q為閥口流量；C為閥口流量系數；A為閥口過流面積；Δp為閥口壓差；ρ為液壓油密度。

由上述公式分析可知，在保證Q不變的情況下，可以通過改變閥口過流面積調整系統壓力。為了解決前述問題，可以通過優化閥口過流面積：閥芯小開口時為保證良好的操控性，應盡量減小過流面積梯度；大開口時為保證較小的回油背壓，應盡量增大過流面積。

圖3 U型節流槽結構圖

參考文獻[5-8]對U型和U-U型節流槽過流面積進行計算。以U型槽頂點為零點，軸向為x方向建立一維坐標系，如圖3c中所示。

(1) 當閥口開度x∈[0,r]時

根據圖3c所示可得到W的表達式為：

式中,r為節流槽特征半徑。

進一步可以得到角度α：

再根據圖3b可以得到角度β：

式中,R為閥芯半徑。

那么就可以得到槽頂到軸線的距離H：

則按照圖3d中的過流面積定義可知：

式中,D為節流槽特征深度。

(2) 當閥口開度x∈(r,L]時：

進而可以推出：

其中,L為節流槽長度。

(3) 等效過流面積AU

根據節流面串并聯效應原理可以得到節流口等效過流面積為：

以上過程得到的是節流槽個數為1時的閥芯等效過流面積，如果有n個節流槽則將結果乘以n即可。

同樣的道理，可以推導得出U-U型節流槽等效過流面積計算公式：

圖4 U-U型節流槽過流面積示意圖

編程計算鏟斗內收回油節流槽過流面積，其與閥芯位移之間的關系曲線如圖5所示。

圖5 鏟斗內收回油節流槽過流面積曲線

鏟斗內收閥芯總位移為12 mm，節流槽最大位移為10 mm。

2 鏟斗聯仿真試驗分析

根據多路換向閥性能試驗標準對壓力損失測試的回路要求，將鏟斗聯各節流槽面積導入AMESim中建立如圖6所示液壓回路模型。設置仿真步長0.1 s，先導油信號PAC為30 bar以保證閥口全開。調節泵口流量從0增大到290 L/min，運行仿真，得到鏟斗內收時回油口曲線，與臺架試驗對比如圖7所示。

圖6 AMESim仿真模型

圖7 仿真試驗回油口壓力曲線

由圖7仿真試驗對比曲線可以看出，回油口壓力仿真值與試驗值平均誤差為2.5%，隨負載口流量的增大誤差也逐漸增大，最大為5%。產生誤差的原因是由于仿真模型忽略了泄漏、摩擦等非關鍵因素。結果表明仿真能在一定程度上反映實際問題，可以用仿真模型來指導閥口優化設計。

3 鏟斗聯閥芯優化

根據前文的分析可知，閥芯小開口時為保證良好的操控性，應盡量減小過流面積梯度；大開口時為保證較小的回油背壓，應增大過流面積。對應到圖5中即：在0～4 mm時曲線斜率應盡量??；4～10 mm時曲線應快速上升。這就為優化確定了原則。

優化前后過流面積對比曲線如圖8所示。

圖8 優化前后過流面積對比曲線

由圖8中曲線可知，優化后在0～4 mm時過流面積梯度明顯降低，且近似成線性關系；4～10 mm時，過流面積梯度先增大后降低，而過流面積高于優化前。

根據上述結果，可以反求出回油口各節流槽尺寸，并指導加工生產。

4 測試驗證

4.1 試驗驗證

主閥鏟斗聯更換新閥新后測試鏟斗聯壓力損失，得到鏟斗內收回油背壓，優化前后回油壓力仿真曲線如圖9所示。

圖9 優化前后回油壓力仿真曲線

從圖9回油背壓仿真曲線可以看出，在未改變節流槽面積前最大回油背壓64 bar，進行優化設計后最大回油背壓降低到52 bar?？梢娺m當增大過流面積有利于減小背壓，提高系統能源利用率。

4.2 整機試驗驗證

對鏟斗聯閥芯節流槽優化后再次對整機進行測試，其測試分析曲線如圖10所示，在253～258.5 s時鏟斗處于挖掘狀態，耗時5.5 s，改進后挖掘時間縮短了3 s，有效地提高了挖掘效率；挖掘過程中鏟斗油缸進油壓力均值為86 bar，回油壓力均值為30 bar，比改進前的回油背壓低了72%，有效地減小了鏟斗油缸回油功率損失。結果表明鏟斗聯閥芯優化效果顯著。

圖10 優化后鏟斗聯單動作測試

5 結論

以挖掘機多路閥鏟斗聯為研究對象，具體分析了回油口U型節流槽及U-U組合槽的過流能力。為了降低回油背壓，在AMESim仿真平臺上建立了仿真模型，通過仿真指導閥口設計，并進行了臺架與整機對比測試。由仿真和試驗結果可以得到以下結論：

(1) 在AMESim上建立鏟斗聯仿真模型，在忽略內泄漏、摩擦力的情況下，通過仿真與臺架試驗對比，證明了仿真模型的正確性，可以為以后的設計研究提供依據。

(2) 仿真和試驗對比表明：在保證執行機構速率的情況下，適當增大過流面積可以有效減小系統回油背壓，提高整機作業經濟性。

參考文獻：

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