雙泵合流系統(tǒng)電-液聯(lián)控合流閥設(shè)計與試驗

李明生 葉 進 謝 斌 楊 仕 曾百功 柳 劍

(1.西南大學(xué)工程技術(shù)學(xué)院， 重慶 400700； 2.中國農(nóng)業(yè)大學(xué)工學(xué)院， 北京 100083)

0 引言

液壓傳動技術(shù)以其響應(yīng)速度快、負載大、能夠?qū)崿F(xiàn)自潤滑等優(yōu)點，在農(nóng)業(yè)機械、工程機械、航空航天等領(lǐng)域得到了廣泛應(yīng)用。

隨著液壓傳動技術(shù)向高壓大流量方向發(fā)展，大功率機械設(shè)備層出不窮。當單一液壓泵無法滿足設(shè)備液壓流量的需求時，工程上通常采用雙泵合流技術(shù)來實現(xiàn)較大的流量輸出[1-2]。當系統(tǒng)需要的流量較小時，進行單液壓泵供油，以降低油耗，提高經(jīng)濟性；當需要大流量時，將2個液壓泵的輸出流量同時供給一個執(zhí)行機構(gòu)，以加快動作速度，提高效率[3]。雙泵合流技術(shù)除了能夠輸出較大的流量外，在配置等值卸荷閥后，還可以將定量泵進行配置，實現(xiàn)變量節(jié)能[4]。同時，其對于改善液壓系統(tǒng)流量脈動、提高機構(gòu)工作效率和動作穩(wěn)定性、提高液壓系統(tǒng)脈動頻率、降低液壓系統(tǒng)噪聲均具有重要意義[5-6]。

雙泵合流技術(shù)在大功率拖拉機、起重機、裝載機等已經(jīng)逐漸應(yīng)用，不少學(xué)者對液壓系統(tǒng)進行了研究，但是在實現(xiàn)合流技術(shù)的核心元件——合流閥方面研究甚少[7-10]。目前應(yīng)用的雙泵合流閥控制方式仍以液控開關(guān)式為主，控制精度低，穩(wěn)定性差，只能實現(xiàn)單向合流且無法實現(xiàn)自動化控制[11]。本文在傳統(tǒng)合流閥基礎(chǔ)上，設(shè)計一種由電磁閥和換向閥內(nèi)反饋壓力聯(lián)合控制的電-液聯(lián)控合流閥，并進行仿真分析和試驗驗證，以期提升合流系統(tǒng)的油液雙向流動和性能。

1 工作原理

電-液聯(lián)控合流閥工作原理如圖1所示。本閥由電磁閥、二位三通液控換向閥、壓力選擇梭閥、二位二通液控換向閥、溢流閥和阻尼器等組成。電磁閥用于實現(xiàn)合流功能的外部遠程控制，二位三通液控換向閥、二位二通液控換向閥及壓力選擇梭閥用于實現(xiàn)左右液壓泵輸出油液的雙向合流功能。梭閥6將左側(cè)工作聯(lián)工作油路A1、B1中的最高工作壓力，經(jīng)由LS1油路反饋至合流閥；梭閥7將右側(cè)工作聯(lián)工作油路A2、B2中的最高工作壓力，經(jīng)由LS2油路反饋至合流閥。溢流閥用于限制LS1和LS2油路中的最高壓力。

圖1 電-液聯(lián)控合流閥工作原理Fig.1 Principle of confluence valve1.電磁閥 2.二位三通液控換向閥 3、6、7.壓力選擇梭閥 4.阻尼器 5.二位二通液控換向閥 8、9.溢流閥

當電磁閥通電時，電磁閥處于右位，P3內(nèi)的高壓油液經(jīng)由電磁閥、壓力選擇梭閥、阻尼器進入二位二通液控換向閥上部無彈簧腔，二位二通液控換向閥在P3高壓作用下克服彈簧力處于上位，P1與P2斷開，兩泵單獨向左、右工作聯(lián)供油。

當電磁閥斷電時，電磁閥處于左位，梭閥左側(cè)通過電磁閥接回油箱，油液壓力為零。當左、右兩側(cè)工作聯(lián)均處于中位不工作時，LS1、LS2反饋壓力為零，二位三通液控換向閥在彈簧力作用下處于左位，梭閥右側(cè)通過二位三通液控換向閥接回油箱，梭閥輸出壓力為零，二位二通液控換向閥在彈簧力作用下處于下位，P1與P2接通，合流閥合流。當左側(cè)工作聯(lián)工作，右側(cè)工作聯(lián)不工作時，LS1反饋左側(cè)工作聯(lián)工作壓力進入二位三通液控換向閥，由于LS2壓力仍為零，因此二位三通液控換向閥在彈簧力作用下仍處于左位，梭閥右側(cè)與油箱接通，輸出壓力為零，二位二通液控換向閥在彈簧力作用下處于下位，P2中的油液進入P1，雙泵同時向左側(cè)工作聯(lián)供油。左側(cè)工作聯(lián)不工作，右側(cè)工作聯(lián)工作時，LS2反饋右側(cè)工作聯(lián)工作壓力，LS1壓力為零。二位三通液控換向閥在LS2作用下克服彈簧力處于右位，此時梭閥右側(cè)通過二位三通液控換向閥與LS1接通，由于LS1壓力為零，因此梭閥輸出壓力為零，二位二通液控換向閥在彈簧力作用下處于下位，P1中的油液進入P2，雙泵同時向右側(cè)工作聯(lián)供油。當左、右兩側(cè)工作聯(lián)均工作時，LS1、LS2均建立壓力，二位三通液控換向閥在LS2作用下克服彈簧力處于右位，此時梭閥右側(cè)通過二位三通液控換向閥與LS1接通，由于LS1壓力為高壓，因此梭閥輸出高壓，二位二通液控換向閥在該壓力作用下克服彈簧力處于上位，P1與P2斷開，兩泵單獨向左、右工作聯(lián)供油。

通過電磁閥和工作聯(lián)內(nèi)的反饋壓力聯(lián)合控制合流閥：當電磁閥通電時，合流閥的開閉不受工作聯(lián)內(nèi)反饋壓力影響，完全受電磁閥控制，實現(xiàn)合流功能的遠程控制；當電磁閥斷電時，合流閥的開閉由工作聯(lián)內(nèi)反饋壓力LS1、LS2控制，根據(jù)左、右兩側(cè)工作聯(lián)的工作狀態(tài)實現(xiàn)分、合流自適應(yīng)控制。當只有一側(cè)工作聯(lián)工作時，合流閥合流，油液能夠在P1和P2之間雙向流動，使流量調(diào)速區(qū)間更大，執(zhí)行機構(gòu)動作更迅速；當兩側(cè)工作聯(lián)同時工作時，合流閥關(guān)閉，避免干涉。

2 設(shè)計與計算

根據(jù)電-液合流閥工作原理設(shè)計的結(jié)構(gòu)如圖2所示。本閥由閥體、電磁閥、二位三通液控換向閥、壓力選擇梭閥、二位二通液控換向閥和阻尼器等組成。其中二位二通液控換向閥為直動式滑閥結(jié)構(gòu)，電磁閥、二位三通液控換向閥、壓力選擇梭閥為螺紋插裝式結(jié)構(gòu)，閥體為片式結(jié)構(gòu)，可以實現(xiàn)模塊化裝配，便于加工和維修。設(shè)計最高通流流量Qg為5.83×10-3m3/s，最高壓力pmax為31.5 MPa。

圖2 電-液聯(lián)控合流閥結(jié)構(gòu)Fig.2 Structure of confluence valve1.電磁閥 2.二位三通液控換向閥 3.壓力選擇梭閥 4.阻尼器 5.二位二通液控換向閥

2.1 合流閥尺寸參數(shù)計算

合流閥閥芯大徑D和小徑d的計算公式為

(1)

根據(jù)多路閥的制造工藝性和使用的方便性，合流閥閥芯的直徑確定為D=25 mm，d=10 mm。

為使閥口在最大開口δmax，油液經(jīng)過閥口不產(chǎn)生擴散損失，應(yīng)使最大通流面積Amax不大于閥芯與閥體間環(huán)形截面積，即

(2)

在不考慮流體在流動過程中加速的影響和間隙流道的形狀改變及間隙彎曲等的情況下，合流閥閥芯與閥體孔的兩圓柱間隙泄漏量計算公式為

(3)

式中QL——泄漏量，m3/s

h——閥芯與閥孔半徑縫隙，為1.0×10-5m

l——閥芯關(guān)閉時節(jié)流口正遮蓋量，m

μ——流體動力粘度，為4.14×10-2Pa·s

Δp——縫隙兩端流體壓力差，為31.5 MPa

根據(jù)JB/T 8729—2013《液壓多路換向閥》規(guī)定，公稱壓力大于31.5 MPa，公稱通徑為25 mm時，中立位置內(nèi)泄漏量不得超過4.67×10-6m3/s，計算可得l≥10.7 mm，確定合流閥正遮蓋量l=2 mm。

在閥芯開口處設(shè)計過渡節(jié)流槽以提高流量穩(wěn)定性，確定換向閥最大開口量δmax為4 mm，過渡節(jié)流槽長度l1為5.5 mm。由此確定閥芯行程S為

S=δmax+l+l1=11.5 mm

(4)

為了避免誤動作，合流閥應(yīng)該在兩端壓差px1=0.5 MPa時開始動作；液壓外控壓力一般為1.5 MPa，為保證電液聯(lián)控的準確性，當合流閥閥芯兩端壓差達到px2=1.5 MPa時，閥口應(yīng)完全開啟。由此可得比例換向閥的閥芯力平衡方程為

(5)

計算可得比例換向閥彈簧預(yù)壓縮量x0為5.75 mm，彈簧剛度K為42.6 kN/m。

根據(jù)JB/T 3338.2—93《液壓件圓柱螺旋壓縮彈簧設(shè)計計算》，計算并確定比例換向閥彈簧參數(shù)如表1所示。

表1 電-液聯(lián)控合流閥彈簧參數(shù)Tab.1 Spring parameters of confluence valve

2.2 合流閥閥芯節(jié)流槽設(shè)計

為滿足系統(tǒng)動作穩(wěn)定性，需要設(shè)計過渡節(jié)流槽[12]。直動式滑閥常用的節(jié)流口型式有銑割槽式、錐式、三角槽式、半圓式(D型槽)和半圓矩形式(U型槽)，根據(jù)文獻[13-15]分析的各節(jié)流槽的特性，選擇U型槽，其為圓柱立銑刀沿著閥芯軸線方向旋轉(zhuǎn)切割閥芯凸肩形成，由矩形和半圓形槽組成[16-17]。設(shè)計的合流閥節(jié)流槽如圖3所示。

圖3 電-液聯(lián)控合流閥節(jié)流槽Fig.3 Electric-hydraulic confluence valve throttle

在合流閥閥芯圓周面上設(shè)計3種U型節(jié)流槽，每種2組。各組節(jié)流槽交叉均布以降低閥芯不平衡力造成閥芯卡滯。3種節(jié)流槽設(shè)計參數(shù)見表2。

表2 電-液聯(lián)控合流閥閥芯節(jié)流槽設(shè)計參數(shù)Tab.2 Valve spool throttle parameters

根據(jù)節(jié)流槽通流面積計算方法[18-20]，在Matlab中建立合流閥節(jié)流槽通流面積隨閥芯位移變化數(shù)學(xué)模型，如圖4所示。通過計算仿真得到閥芯位移-通流面積曲線如圖5所示。由圖5可知，閥芯總行程為11.5 mm，其中，0～2 mm為正遮蓋區(qū)，即封油區(qū)，通流面積為0；2～7.5 mm為調(diào)速區(qū)，通流面積為0～1.2×10-4m2；7.5～11.5 mm為快速增益區(qū)，通流面積為1.2×10-4～4.3×10-4m2。

圖4 合流閥節(jié)流槽通流面積計算模型Fig.4 Electric-hydraulic confluence valve model

圖5 合流閥通流面積隨閥芯位移變化曲線Fig.5 Changing curves of flow area with spool displacement

3 AMESim模型設(shè)計與仿真

3.1 AMESim模型

在AMESim[21-22]中建立合流閥模型，如圖6所示。該模型由合流閥彈簧腔、無桿腔、復(fù)位彈簧、質(zhì)量模塊、節(jié)流槽、壓力油源、恒流油源、油液壓力傳感器等構(gòu)成。合流閥進油口的壓力作用在合流閥無彈簧腔，使閥芯向右運動，負載反饋壓力作用在彈簧腔的力、彈簧力、閥芯運動的阻尼力構(gòu)成阻礙閥芯運動的阻力。壓力油源控制閥芯運動，恒流油源為系統(tǒng)提供流量。模型主要參數(shù)如表3所示。

圖6 合流閥AMESim模型Fig.6 AMESim model of confluence valve

參數(shù)數(shù)值油液密度/(kg·m-3)845.5油液絕對黏度/(MPa·s)20.76油液體積模量/MPa1700油液溫度/℃20合流閥閥芯組件運動質(zhì)量/kg0.135運動阻尼系數(shù)/(N·s·m-1)17.5無彈簧腔初始長度/mm5有彈簧腔初始長度/mm20溢流閥開啟壓力/MPa1.0

3.2 仿真驗證與分析

根據(jù)實際應(yīng)用情況，設(shè)置恒流源流量為5.83×10-3m3/s，彈簧腔油液壓力設(shè)為零，調(diào)節(jié)無彈簧腔油液控制壓力在0～2.0 MPa之間變化，得到合流閥流量隨控制壓力變化曲線，如圖7所示，合流閥流量及壓力損失隨閥芯位移變化曲線如圖8所示。

由圖7可知，在0～0.75 MPa的控制壓力區(qū)間內(nèi)，由于合流閥尚未打開，通過流量為零；0.75～1.25 MPa控制壓力區(qū)間為調(diào)速區(qū)，流量在0～4.0×10-3m3/s穩(wěn)定上升；1.25～1.75 MPa控制壓力區(qū)間為快速增益區(qū)，流量在4.0×10-3～5.83×10-3m3/s快速上升；1.75～2.0 MPa控制壓力區(qū)間為流量飽和區(qū)，此時流量穩(wěn)定在最大流量5.83×10-3m3/s。

由圖8可知，合流閥流量隨著閥芯位移的增加而增加，其變化趨勢與跟隨控制壓力的變化趨勢一致；閥芯位移在0～8 mm區(qū)間內(nèi)，合流閥的壓力損失(即壓差)穩(wěn)定在1.0 MPa，這是由溢流閥的開啟壓力決定的，此時除通過合流閥返回油箱的油液外，剩余系統(tǒng)油液通過溢流閥溢流回油箱；閥芯位移在8～11.5 mm區(qū)間內(nèi)，合流閥的壓力損失隨著閥口開度的增加而降低，此時所有油液均通過合流閥返回油箱，當閥口開度最大，即閥芯位移為11.5 mm時，合流閥流量達到最大(5.83×10-3m3/s)，合流閥壓損失為0.18 MPa。

圖7 合流閥流量隨控制壓力變化曲線Fig.7 Changing curves of flow with control pressure

圖8 合流閥流量、壓力損失隨閥芯位移變化曲線Fig.8 Changing curves of flow and pressure loss with spool displacement

4 性能試驗與分析

在徐工XCT55型起重機上測試電-液聯(lián)控合流閥性能，如圖9所示。試驗中起重機液壓系統(tǒng)為安裝有電-液聯(lián)控合流閥的雙泵合流系統(tǒng)，通過本系統(tǒng)測量合流閥的流量-壓力特性和壓力損失，同時對比卷揚系統(tǒng)在單泵供油(電-液聯(lián)控合流閥關(guān)閉)和雙泵供油(電-液聯(lián)控合流閥開啟)下的起落微動性、啟停沖擊、起落延時性，驗證電-液聯(lián)控合流閥對系統(tǒng)性能的影響。

圖9 電-液聯(lián)控合流閥性能測試Fig.9 Electric-hydraulic confluence valve performance test

4.1 合流閥流量-壓力特性試驗

根據(jù)圖1設(shè)計試驗方案，使：泵Ⅰ不工作，泵Ⅱ工作，右側(cè)工作聯(lián)不工作，左側(cè)工作聯(lián)工作，此時泵Ⅱ經(jīng)由合流閥向左側(cè)工作聯(lián)供油。電磁閥通電處于右位，使P3與合流閥二位二通液控換向閥無彈簧腔接通，通過調(diào)節(jié)P3中的油液控制壓力控制閥芯動作，得到合流閥流量隨控制壓力變化時的流量曲線如圖10所示。

圖10 合流閥流量隨控制壓力變化曲線Fig.10 Changing curves of flow with control pressure

由圖10可知，合流閥開啟壓力為0.74 MPa，即流量死區(qū)壓力控制區(qū)間為0～0.74 MPa；調(diào)速區(qū)壓力控制區(qū)間為0.74～1.74 MPa，流量變化區(qū)間為0～6×10-3m3/s，流量隨控制壓力變化平穩(wěn)；1.74～2.0 MPa為流量飽和區(qū)，此時流量穩(wěn)定在6×10-3m3/s。流量調(diào)速控制壓力區(qū)占總控制壓力區(qū)間的50%。由于液動力等影響，合流閥達到流量飽和所需的控制壓力高于仿真試驗結(jié)果。圖10中合流閥閉合曲線顯示，控制壓力為0.5 MPa時，閥芯基本閉合，存有少量油液泄漏，這是由于閥芯與閥體間采用間隙密封所致。

4.2 合流閥壓力損失試驗

根據(jù)圖1設(shè)計試驗方案，使：泵Ⅰ不工作，泵Ⅱ工作，右側(cè)工作聯(lián)不工作，左側(cè)工作聯(lián)工作，此時泵Ⅱ經(jīng)由合流閥向左側(cè)工作聯(lián)供油。電磁閥通電處于右位，使P3與合流閥二位二通液控換向閥無彈簧腔接通。P3中控制壓力設(shè)定為2.0 MPa，使二位二通液控換向閥處于最大開口位置，測量不同流量下合流閥的壓力損失，如圖11所示。

圖11 合流閥壓力損失曲線Fig.11 Pressure loss curve with flow

由圖11可知，二位二通液控換向閥處于最大開口位置時，合流閥的壓力損失隨著流量增大而增加，當流量達到最大流量6×10-3m3/s時，合流閥壓力損失為0.27 MPa，高于仿真試驗中的0.18 MPa，這是由于實際試驗中受到節(jié)流槽的影響，實際流量系數(shù)小于理論流量系數(shù)導(dǎo)致的。

4.3 卷揚空載起落微動性試驗

保持發(fā)動機處于怠速狀態(tài)，操縱液壓控制手柄分別測試微開口小流量工況下起重機空載時卷揚系統(tǒng)在單泵供油和雙泵合流供油模式下的微動性以及起重機重載時卷揚系統(tǒng)在雙泵合流供油模式下的微動性。

由圖12可知，當空載卷揚系統(tǒng)起升時，單泵供油模式下卷筒最低穩(wěn)定微動轉(zhuǎn)速為1.9 r/min，雙泵合流供油模式下卷筒最低穩(wěn)定微動轉(zhuǎn)速為2.17 r/min，略高于單泵供油模式；由圖13可知，當空載卷揚系統(tǒng)下落時，單泵供油模式下卷筒最低穩(wěn)定微動轉(zhuǎn)速為2.17 r/min，雙泵合流供油模式下卷筒最低穩(wěn)定微動轉(zhuǎn)速為1.57 r/min，低于單泵供油模式，卷揚系統(tǒng)微動性更好；由圖14可知，當重載卷揚系統(tǒng)起升時，雙泵合流供油模式下卷筒平均最低穩(wěn)定微動轉(zhuǎn)速為2.75 r/min，當重載卷揚系統(tǒng)下落時，雙泵合流供油模式下卷筒平均最低穩(wěn)定微動轉(zhuǎn)速為2.85 r/min。在重載模式下，系統(tǒng)工作壓力高，卷筒轉(zhuǎn)速相對空載模式有較大波動，但仍能滿足最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速要求。

圖12 空載卷揚起升微動性Fig.12 Fretting of rising of hoist system (no-load)

圖13 空載卷揚下落微動性Fig.13 Fretting of falling of hoist system (no-load)

圖14 重載(雙泵合流)微動性Fig.14 Fretting of hoist system (heavy-load, double pump confluence)

4.4 卷揚起落啟停沖擊試驗

保持發(fā)動機處于怠速狀態(tài)，正常操作液壓控制手柄測試卷揚在單泵供油和雙泵合流供油模式下的啟停沖擊性。

由圖15a可知，單泵供油時，卷揚起升工況下，啟動沖擊為2.1 MPa，停止沖擊為2.2 MPa；卷揚下落工況下，啟動沖擊為5.2 MPa，停止沖擊為1.9 MPa。由圖15b可知，雙泵供油時，卷揚起升工況下，啟動沖擊為2.5 MPa，停止沖擊為0 MPa；卷揚下落工況下，啟動沖擊為2.7 MPa，停止沖擊為1.6 MPa。采用電-液聯(lián)控合流閥的雙泵供油時，除卷揚起升工況下的啟動沖擊稍高于單泵供油模式外，其他沖擊均低于單泵供油模式，使系統(tǒng)動作更加平順，降低液壓沖擊造成的損失，提升系統(tǒng)安全性。

4.5 卷揚起落延時性試驗

保持發(fā)動機處于怠速狀態(tài)，快速操作液壓控制手柄測試卷揚在單泵供油和雙泵合流供油模式下的響應(yīng)延時性。

由圖16a可知，單泵供油時，卷揚起升工況下，啟動響應(yīng)延時0.7 s，停止響應(yīng)延時0.8 s；卷揚下落工況下，啟動響應(yīng)延時1.1 s，停止響應(yīng)延時0.75 s。由圖16b可知，雙泵供油時，卷揚起升工況下，啟動響應(yīng)延時0.65 s，停止響應(yīng)延時0.28 s；卷揚下落工況下，啟動響應(yīng)延時0.57 s，停止響應(yīng)延時0.31 s。采用電-液聯(lián)控合流閥的雙泵供油時，各工況下卷揚系統(tǒng)的響應(yīng)延時均大幅低于單泵供油模式，卷揚系統(tǒng)動作更加迅速。

圖16 卷揚起落延時Fig.16 Delay in process of rising and falling of hoist system

5 結(jié)束語

設(shè)計了一種由電磁閥和換向閥內(nèi)反饋壓力聯(lián)合控制的電-液聯(lián)控合流閥，在功能上實現(xiàn)油液雙向合流。仿真試驗結(jié)果表明，在控制壓力區(qū)間內(nèi)，閥流量控制過程平穩(wěn)，在最高流量下壓力損失僅為0.18 MPa，能量損失小，效率高。起重機卷揚系統(tǒng)試驗表明，閥最大流量可達6×10-3m3/s，流量控制過程平穩(wěn)，最大流量下壓力損失為0.27 MPa；安裝有本閥的雙泵合流卷揚系統(tǒng)比原單泵供油系統(tǒng)具有更低的最低穩(wěn)定速度、更小的啟停沖擊和更低的響應(yīng)延時。