定量泵負載敏感系統卸荷壓力沖擊抑制研究

趙小龍 趙丁選 王建濤 陳夏非 楊皓仁 湯海龍

(1.燕山大學機械工程學院, 秦皇島 066004； 2.燕山大學河北省特種運載裝備重點實驗室, 秦皇島 066004； 3.燕山大學車輛與能源學院, 秦皇島 066004)

0 引言

負載敏感系統具有良好的節能性、可控性，被廣泛應用于工程機械和農業機械等領域[1-6]。負載敏感系統可分為變量泵負載敏感系統和定量泵負載敏感系統，其中定量泵負載敏感系統采用負載敏感多路閥與定量泵進行匹配，系統壓力調節和卸荷依靠負載敏感多路閥中的三通壓力補償閥實現[7-8]。相對于變量泵負載敏感系統，定量泵負載敏感系統具有成本低、響應速度快的優勢，因此，也得到較廣泛的應用[9-10]。然而，定量泵負載敏感系統快速卸荷時，由于主閥閥口關閉速度較快，系統容易出現壓力沖擊現象，特別是大流量系統，快操作造成的卸荷壓力沖擊嚴重影響了系統的可靠性和使用壽命。

國內外眾多學者圍繞液壓沖擊產生原因和抑制方法進行了大量研究。根據液壓沖擊產生的原因，主要分為大慣量負載系統快速制動或快速換向引起的液壓沖擊問題、換向閥的快速換向或關閉引起的液壓沖擊問題、溢流閥或卸荷閥等元件啟動速度較慢引起的液壓沖擊問題，以及變量泵系統中泵閥匹配不合理引起的液壓沖擊問題等幾方面[11-18]。在液壓沖擊傳播機理方面，TOPLICEANU等[19]通過大量試驗研究發現，液壓沖擊傳播速度與管道長度變化直接相關，液壓沖擊是由于油液在管道內部撞擊而產生。在壓力沖擊抑制方面，一些學者通過建立系統壓力沖擊預測模型來預測沖擊，并開啟壓力沖擊抑制機制，從而解決了抑制方法滯后性問題。王成賓等[17]提出利用換向控制信號主動預測沖擊峰值壓力的出現時間，主動調整可變阻尼開口面積。另外，通過設計防沖擊元件實現液壓沖擊抑制的方法也是研究熱點。趙燕等[20]基于三通壓力補償閥工作原理設計了一種防沖擊閥，在汽車起重機負載敏感液壓系統上取得了良好的效果；張軍等[21]提出采用比例插裝閥作為防沖擊閥，安裝于泵出口和負載敏感口之間，對液壓沖擊抑制效果較為明顯。一些學者提出，通過合理規劃閥口開啟速度，從源頭抑制或緩解液壓沖擊現象。付永領等[22]針對比例換向閥控船舶操舵液壓系統壓力沖擊問題，提出通過優化先導控制電流來抑制壓力沖擊，并通過試驗確定了輸出電流為拋物線形時的抑制效果較好。

定量泵負載敏感系統卸荷壓力沖擊問題，從本質上可歸為由換向閥閥口快速關閉以及卸荷閥響應滯后兩方面原因造成的壓力沖擊問題。在定量泵負載敏感系統中，三通壓力補償閥是系統關鍵的壓力調節元件，還起到系統卸荷作用，因此，其動態響應特性對系統的卸荷壓力沖擊現象具有重要影響。

本文以三通壓力補償閥對系統卸荷壓力沖擊影響為切入點，首先，基于所建立的系統仿真模型進行三通壓力補償閥關鍵參數對系統卸荷壓力沖擊影響規律的分析；然后，基于仿真分析，提出一種用于抑制系統卸荷壓力沖擊的“小閥芯、雙閥口”型三通壓力補償閥結構；最后，分別進行仿真和臺架試驗，以驗證所提優化結構對系統卸荷壓力沖擊的抑制效果。

1 系統原理與數學模型

1.1 系統原理

以某型號履帶式起重機定量泵負載敏感LUDV系統為研究對象，該系統采用的LUDV多路閥為某型號五聯閥，多路閥系統原理如圖1a所示。為便于說明該系統工作原理,本文對整機液壓系統進行了適當簡化,簡化后的系統原理圖如圖1b所示。不考慮系統換向特性和回油特性前提下，對多路閥進行簡化，分別用主節流口3和主節流口4模擬2個換向聯主閥口。系統主要原理為：梭閥將負載1和負載2中的最高負載壓力篩選后反饋給二通壓力補償閥以及三通壓力補償閥；在二通壓力補償閥的調節下，主閥口3、4的出口壓力均與最高負載壓力相等。在三通壓力補償閥9的調節作用下，系統的泵頭壓力比最高負載壓力高一個定值。顯然，兩個主閥口3和4的壓降相等，且該壓降不受負載壓力變化的干擾，因此，該系統具有抗負載干擾以及抗流量飽和的功能。

三通壓力補償閥結構原理如圖2所示，其作用是調節系統泵頭壓力以及用于系統卸荷。三通壓力補償閥的工作原理為：最高負載壓力經Ls流道傳遞至Ls控制腔，而泵頭壓力經閥芯內部流道傳遞至系統壓力腔。由閥芯受力平衡關系可知，系統泵頭壓力與最高負載壓力的差值乘以閥芯端面有效受力面積后等于壓力彈性的彈力。隨著最高負載壓力變化，三通壓力補償閥通過調整溢流量實現泵頭壓力調節，保證泵頭壓力始終跟隨最高負載壓力變化。

圖1 定量泵負載敏感L-UDV系統原理圖Fig.1 Schematics of load sensitive LUDV system of constant displacement pump1.定量泵 2.安全閥 3、4.換向聯主閥口 5、7.二通壓力補償閥 6.梭閥 8.Ls腔阻尼孔 9.三通壓力補償閥 10.系統壓力腔阻尼孔

圖2 三通壓力補償閥結構原理圖Fig.2 Structure schematic of three-way pressure compensation valve1.壓力彈簧 2.端蓋 3.三通壓力補償閥閥體 4.閥芯 5.系統壓力腔阻尼孔 6.堵頭 7.系統壓力腔 8.Ls腔阻尼孔 9.Ls控制腔

1.2 數學模型

根據功率鍵合圖基本原理和規則，搭建了功率鍵合圖模型，如圖3所示。本文為了簡化系統建模，鍵合圖模型中只保留了單一主閥口。分別選取容性作用元和感性作用元中自變量的積分為狀態變量，即選取狀態變量為V2、V8、V26、V42、P17、P31、X15、X34。根據鍵合圖中各功率變量之間的映射關系以及0、1節點含義，可推導出狀態方程為

(1)

(2)

(3)

(4)

(5)

(6)

(7)

(8)

圖3 定量泵負載敏感LUDV系統功率鍵合圖模型Fig.3 Power bond model of load sensitive LUDV system of constant displacement pump

式中V2——泵出口容腔受壓縮的油液體積，m3

V8——三通壓力補償閥入口容腔壓縮油液體積，m3

V26——二通壓力補償閥出口至負載溢流閥入口之間油路中受壓縮油液體積，m3

V42——主閥出口容腔受壓縮油液體積，m3

P17——三通壓力補償閥閥芯動量，N·s

P31——二通壓力補償閥閥芯動量，N·s

X15——三通壓力補償閥閥芯位移，m

X34——二通壓力補償閥閥芯位移，m

C1——泵出口至連接塊容腔及管道液容，m3/Pa

C2——主閥與二通壓力補償閥之間容腔液容，m3/Pa

C3——三通壓力補償閥入口容腔液容，m3/Pa

C4——二通壓力補償閥與負載溢流閥之間容腔液容，m3/Pa

Ct1——三通壓力補償閥彈簧柔度，m/N

Ct2——二通壓力補償閥彈簧柔度，m/N

Rg1——三通壓力補償閥Ls腔阻尼孔液阻,kg/(m4·s)

Rg2——二通壓力補償閥Ls腔阻尼孔液阻,kg/(m4·s)

R0——泵的泄漏液阻，kg/(m4·s)

Rj1——連接塊入口與三通壓力補償閥間節流口液阻,kg/(m4·s)

Rj2——三通壓力補償閥閥口液阻，kg/(m4·s)

Rj3——二通壓力補償閥閥口液阻，kg/(m4·s)

Rj4——主閥P-A閥口液阻，kg/(m4·s)

Rz1——三通壓力補償閥閥芯內阻尼孔液阻(即系統壓力腔阻尼孔液阻)，kg/(m4·s)

Rz2——二通壓力補償閥閥芯內阻尼孔液阻(即系統壓力腔阻尼孔液阻)，kg/(m4·s)

Fy1——三通流量補償器閥芯所受液動力對應液阻,kg/(m4·s)

Fy2——二通流量補償器閥芯所受液動力對應液阻，kg/(m4·s)

Ff1——三通壓力補償閥閥芯所受摩擦力，N

Ff2——二通壓力補償閥閥芯所受摩擦力，N

Sf——定量泵輸出流量，m3/s

Se1——三通壓力補償閥彈簧預緊力，N

RL——溢流閥流量壓力特性曲線斜率

Se2——二通壓力補償閥彈簧預緊力，N

Se3——負載溢流閥調定壓力，Pa

If1——三通壓力補償閥閥芯等效質量，kg

If2——二通壓力補償閥閥芯等效質量，kg

A1——三通壓力補償閥閥芯承壓面積，m2

A2——二通壓力補償閥閥芯承壓面積，m2

2 卸荷壓力沖擊仿真與試驗對比分析

2.1 動態仿真程序設計

基于上述定量泵負載敏感LUDV系統數學模型，采用Matlab的M文件進行模塊化編程，編制動態仿真程序進行求解，仿真模型參數如表1所示。程序設計流程為：首先利用式(1)～(8)對所需研究功率變量進行表達，即列出輸出方程，然后利用Matlab對所列輸出方程進行編程語言表述，并構建模塊編程所需M文件，最后運行程序即可得到仿真結果。本文所采用仿真程序設計思想和方法為功率鍵合圖理論中常規方法[23]。系統仿真程序包括如下功能模塊：主控模塊、參數輸入模塊、參數計算模塊、仿真過程執行模塊、仿真算法模塊、數學模型模塊、時變非線性函數處理模塊、約束條件模塊、結果輸出模塊，仿真程序結構如圖4所示。因狀態方程為剛性方程，故每個微小時間段內仿真求解采用ode15s算法。

2.2 試驗臺架及試驗方案

臺架試驗系統原理如圖5所示，臺架試驗現場如圖6所示。試驗臺主要分為4個模塊，系統泵組、被測負載敏感LUDV多路閥、負載模擬模塊、先導壓力模塊，其中先導壓力模塊利用比例減壓閥產生連續可調的先導控制壓力，負載模擬模塊利用比例溢流閥實現負載壓力在線調節，被測多路閥則選擇其中一個功能聯進行卸荷壓力沖擊試驗，液壓泵采用流量為400 L/min的軸向柱塞定量泵，系統安全閥壓力設定值為35 MPa。

表1 仿真模型主要參數Tab.1 Main parameters of simulation model

圖4 動態仿真程序結構圖Fig.4 Structure of dynamic simulation program

為了模擬系統卸荷壓力沖擊現象，特制定如下試驗方案：①試驗準備。調定負載比例溢流閥14的加載壓力為4 MPa；將先導油路的比例減壓閥21調節至2 MPa，此時為主換向閥17液控腔最大先導壓力；測試過程中，通過壓力傳感器5記錄系統壓力變化，通過壓力傳感器15記錄模擬負載的變化。②開始測試。將先導油路的換向閥20左位電磁鐵通電，在0～2 s內，保持此狀態不變。③快速卸荷。在2 s時刻，將主換向閥17瞬間斷電，此時主換向閥17切換到中位，然后，在2～4 s內，保持此狀態。

圖5 試驗系統原理圖Fig.5 Schematic of test system1.軸向柱塞定量泵 2、23.電動機 3.蝶閥 4.油箱 5、7、9、15、16、19.壓力傳感器 6.三通壓力補償閥 8.被測多路閥 10、14.負載比例溢流閥 11.流量傳感器 12、13.單向閥 17.主換向閥 18.二通壓力補償閥 20.換向閥 21.比例減壓閥 22.先導泵 24、25.比例溢流閥 26.冷卻器

圖6 臺架試驗裝置實物圖Fig.6 Photo of test bench

2.3 卸壓沖擊仿真與試驗對比

為了驗證所建仿真模型的正確性，將卸荷壓力沖擊仿真曲線和試驗測得的曲線進行對比，試驗曲線和仿真曲線如圖7所示。仿真模型中先導壓力和負載壓力的輸入值和臺架試驗參數一致。

由圖7可知，在0～2 s內，試驗曲線和仿真曲線的負載壓力均為4 MPa，系統壓力均為6.5 MPa，表明仿真模型在靜態工況下與試驗系統吻合度較高。在t=2 s時刻系統進行快速卸荷，主換向閥閥口快速關閉，在圖7a中，試驗負載壓力從4 MPa迅速下降為0，而系統壓力則出現峰值為10.2 MPa的卸荷壓力沖擊，然后系統壓力由峰值迅速降低為3 MPa，之后保持在3 MPa；圖7b中，仿真負載壓力同樣從4 MPa迅速降為0，系統壓力則出現峰值為9.5 MPa的壓力沖擊，然后系統壓力降為3 MPa，之后保持不變。仿真中壓力沖擊峰值略低于試驗數值，主要原因為仿真模型中影響閥芯動態響應的摩擦力、流道液阻等參數與實際系統存在一定偏差，導致仿真模型中的閥芯動態響應較快于試驗系統。綜合分析，卸荷過程壓力沖擊仿真與試驗曲線基本一致，表明仿真模型可以很好地模擬系統卸荷壓力沖擊現象。

3 關鍵參數對卸荷壓力沖擊的影響

由三通壓力補償閥在定量泵負載敏感系統中的功能可知，系統卸荷時，壓力油液經三通壓力補償閥直接流回油箱。顯然，三通壓力補償閥的動態響應特性對系統卸荷特性具有重要影響。由于三通壓力補償閥的關鍵結構參數對其動態響應具有重要影響，也是影響系統卸荷壓力沖擊的關鍵因素。本文基于仿真模型，分析三通壓力補償閥中的系統壓力腔阻尼、閥芯直徑、Ls腔阻尼、閥口錐角等參數對系統卸荷壓力沖擊的影響規律。

3.1 系統壓力腔阻尼的影響

系統壓力腔阻尼的作用是穩定閥芯運動，保證三通壓力補償閥在調壓過程中的壓力響應穩定性。但也降低了閥芯的動態響應，對系統卸荷特性產生影響。為了分析系統壓力腔阻尼對卸荷壓力沖擊的影響程度及規律，分別選取直徑dk為0.6、0.8、1.0、1.2 mm的阻尼孔對系統卸荷壓力沖擊進行仿真。仿真結果如圖8所示，當dk為1.2 mm時，壓力沖擊峰值達到7.5 MPa；dk為1.0 mm時，壓力沖擊峰值達到9 MPa；dk為0.8 mm時，壓力沖擊峰值達到15.2 MPa；dk為0.6 mm時，壓力沖擊峰值達到35 MPa。顯然，系統壓力腔阻尼對卸荷壓力沖擊具有重要影響，阻尼孔徑越小，阻尼越大，壓力沖擊峰值越大。因此，從抑制卸荷壓力沖擊角度考慮，系統腔阻尼孔徑越大，越有利于三通壓力補償閥快速響應，越有利于卸荷壓力沖擊的抑制。但是對三通壓力補償閥的調壓穩定性產生不利的影響。本文對4種孔徑的系統壓力腔阻尼分別進行系統建壓特性仿真。仿真模型的輸入條件為：將主換向閥的先導壓力設定為最大值2 MPa，負載溢流閥設定壓力在0～1 s保持5 MPa不變；在t=1 s時刻負載溢流閥壓力階躍為10 MPa,之后保持10 MPa不變。仿真結果如圖9所示，負載壓力在t=1 s時刻突然階躍為10 MPa后，系統壓力快速跟隨，當阻尼孔直徑小于0.8 mm時，建壓時間明顯增長；當阻尼孔直徑大于1.0 mm時，壓力響應出現超調。表明系統壓力腔阻尼孔直徑過大對系統的調壓穩定性具有不利影響。

圖8 系統壓力腔阻尼器孔徑對卸荷壓力沖擊的影響Fig.8 Effect of damping hole diameter of system pressure cavity on unloading pressure shock

圖9 系統壓力腔阻尼孔徑對系統建壓特性的影響Fig.9 Influence of damping hole diameter of system pressure cavity on system pressure build-up characteristics

分析可知，系統壓力腔阻尼不僅影響系統卸荷壓力沖擊，同時也是系統建壓特性關鍵影響因素，通過增大阻尼孔徑來抑制卸壓沖擊的方法會造成系統壓力響應超調，因此阻尼的選取必須綜合考量。

3.2 閥芯直徑的影響

閥芯直徑變化將改變閥口過流面積梯度、閥芯運動阻尼，由于這2個參數對卸荷特性具有重要影響，因此，本文將閥芯直徑作為系統卸荷壓力沖擊的關鍵影響因素來考慮。根據三通壓力補償閥的工作原理可知，當系統卸荷時，Ls腔阻尼將對閥芯運動產生較大的阻尼作用，阻尼系數計算式為[24]

(9)

式中l——Ls腔阻尼孔長度

μ——流體動力粘度

d——閥芯直徑

dL——Ls腔阻尼孔直徑

由式(9)可知，Ls腔阻尼孔的阻尼系數隨三通壓力補償閥的閥芯直徑增大而增大。由此可見，增大閥芯直徑不利于其動態響應，也不利于卸壓沖擊的抑制。由液壓元件設計理論可知，增大閥芯直徑，閥口過流面積梯度隨之增大，這有助于卸荷壓力沖擊的抑制。因此，通過上述分析可見，一方面，閥芯直徑的增大不利于閥芯動態響應，促進了卸荷壓力沖擊；另一方面，閥芯直徑增大，閥口過流面積增大，抑制了卸荷壓力沖擊。

對不同閥芯直徑下的系統卸荷壓力沖擊進行仿真分析，仿真結果如圖10所示。不同閥芯直徑的卸荷壓力沖擊壓差如圖11所示。由圖11可知，閥芯直徑小于25 mm時，隨著閥芯直徑減小，沖擊壓差迅速增大；閥芯直徑大于25 mm時，隨著閥芯直徑增大，沖擊壓差并未消除，而是隨之緩慢增大，即壓差增大速率較小；閥芯直徑為45 mm左右時，沖擊壓差曲線趨于平緩。當d<25 mm時，閥口過流面積梯度的減小和阻尼系數減小綜合影響卸荷壓力沖擊，但前者是影響卸荷壓力沖擊的主要因素，它促進了壓力沖擊，因此，直徑越小，沖擊壓差越大；當d>25 mm時，閥口過流面積梯度增大和阻尼系數增大綜合影響卸荷壓力沖擊，但后者對壓力沖擊影響權重要稍大于前者，因此，隨著直徑增大，沖擊壓差緩慢增大；當閥芯直徑在45 mm左右時，閥口過流面積梯度增大和阻尼系數增大對壓力沖擊的影響權重開始接近，因此，沖擊壓差趨于平緩。

圖10 不同閥芯直徑對卸荷壓力沖擊的影響Fig.10 Effect of valve core diameter on unloading pressure shock

綜上分析可知，閥芯直徑對卸荷壓力沖擊具有重要影響，由于閥芯直徑的變化影響其運動阻尼系數和閥口過流面積兩個關鍵參數，因此單純通過增大或減小閥芯直徑的方法抑制卸荷壓力沖擊不可行。

3.3 Ls腔阻尼的影響

利用Matlab求解阻尼系數，當Ls腔阻尼孔長度l為2 mm、流體動力粘度μ為0.026 1 N·s/m2時，得到不同閥芯直徑和Ls腔阻尼孔直徑下的阻尼系數如圖12所示。5種閥芯直徑下的阻尼系數-Ls腔阻尼孔徑曲線為遞減曲線，隨著阻尼孔直徑的增大，阻尼系數迅速減??；阻尼系數隨著閥芯直徑增大而增大，并且阻尼孔直徑越小，阻尼系數隨閥芯直徑增大速率越大。由于阻尼系數反映了閥芯運動阻尼，因此，Ls腔阻尼孔直徑越大，閥芯阻尼越小，其響應越快，越有利于降低卸荷壓力沖擊。然而，從Ls腔阻尼抑制負載反饋壓力沖擊的角度考慮，Ls腔阻尼孔直徑不宜過大。為了抑制系統卸荷壓力沖擊而增大Ls腔阻尼孔直徑將不利于負載反饋壓力沖擊的抑制，因此，Ls腔阻尼孔直徑選取應該綜合考量。

圖11 不同閥芯直徑下的卸荷壓力沖擊壓差Fig.11 Shock pressure difference of unloading pressure corresponding to different valve core diameter

圖12 不同閥芯直徑、Ls腔阻尼孔直徑下的阻尼系數Fig.12 Damping coefficient of valve core with different valve core diameter and Ls cavity damping hole diameter

3.4 閥口錐角的影響

采用60°、50°、40°、30°錐角對卸荷壓力沖擊進行仿真，仿真結果如圖13所示。由圖13可知，隨著錐角減小，卸壓沖擊峰值反而增大。根據液壓元件設計理論知識可知，錐角越小閥口過流面積梯度越小，閥口過流面積梯度越小卸荷壓力沖擊越大，因此，錐角越小卸荷壓力沖擊越大。從抑制卸壓沖擊的角度出發，閥芯錐角越大越有利于抑制沖擊。

然而，錐角不僅影響過流面積梯度和卸荷壓力沖擊，同時也對系統卸荷壓力具有重要影響。對上述4種錐角的三通壓力補償閥進行卸荷仿真，通過改變電機轉速來改變系統卸荷流量，卸荷壓力隨系統流量變化曲線如圖14所示。由圖14可知，隨著卸荷流量的增大，不同錐角下的系統卸荷壓力也隨之增大；當卸荷流量較小時(Q<100 L/min),卸荷壓力隨著錐角增大而減小,當卸荷壓力較大時(Q>300 L/min),卸荷壓力隨著錐角增大而增大。根據三通壓力補償閥閥芯受力平衡關系，忽略摩擦力和瞬態液動力影響，系統卸荷壓力由彈簧力和穩態液動力之和決定，因此，彈簧力和穩態液動力越大，系統卸荷壓力就越大。由錐型閥芯穩態液動力計算公式可知，穩態液動力隨著錐角和流量增大而增大。

圖13 閥芯錐角對卸壓沖擊的影響Fig.13 Effect of valve core cone angle on unloading pressure shock

圖14 不同錐角下的系統卸荷壓力-流量曲線Fig.14 System unloading pressure-flow curves corresponding to different cone angles

由三通壓力補償閥工作原理可知，彈簧力由預緊力和閥芯的位移決定；在相同的卸荷流量下，錐角越大則閥口過流面積梯度越大，閥口過流面積梯度越大則閥口開度越小，閥口開度越小(芯位移越小)則彈簧力越小。當系統卸荷流量較小時，由于穩態液動力較小，系統卸荷壓力大小主要由彈簧力決定；根據上述分析可知，錐角越大，彈簧力越小，因此，系統卸荷流量較小時，卸荷壓力隨著錐角增大而減小。當系統卸荷流量較大時，由于穩態液動力較大，系統卸荷壓力主要由穩態液動力決定；根據上述關于穩態液動力的分析可知，錐角越大，穩態液動力越大，因此，系統卸荷流量較大時，系統卸荷壓力隨著錐角增大而增大。

由于本文所研究系統是大流量系統，增大閥芯錐角，在一定程度上可抑制壓力沖擊峰值，但系統卸荷壓力也隨之增大，這不僅不利于節能要求，還增大了系統的調壓偏差。因此，單純通過增大錐角抑制卸荷壓力沖擊的方法不可行。

4 卸荷壓力沖擊抑制

4.1 三通壓力補償閥結構優化方案

通過三通壓力補償閥中關鍵參數對卸荷壓力沖擊影響規律的仿真發現，這些參數對卸荷壓力沖擊具有重要影響，通過直接影響閥芯動態響應或閥口過流面積梯度來影響卸荷壓力沖擊。由于這些參數同時影響著三通壓力補償閥其他特性，所以依靠單一參數優化抑制卸荷壓力沖擊的方法不可行。在不影響三通壓力補償閥其他特性前提下，提高閥芯動態響應或提高閥口過流面積梯度是抑制卸荷壓力沖擊的關鍵。

本文提出一種“小閥芯、雙閥口”型的三通壓力補償閥結構，主要原理為：將閥芯直徑適當縮小，可以減小閥芯運動阻尼，提高閥芯動態響應；同時，將單溢流閥口P-T改為雙溢流閥口P-T1-T2形式，其中第一閥口為P-T1，第二閥口為P-T2，且第二閥口遮蓋量大于第一閥口遮蓋量，這樣可以實現閥芯小位移時只打開第一閥口，較大位移時打開兩個閥口，保證了三通壓力補償閥在小流量溢流時的壓力調節分辨率，同時也保證了大流量溢流時的快速卸壓。優化結構具體參數為：閥芯由初始直徑25 mm縮小為20 mm，第一閥口P-T1錐角均為30°、遮蓋量為2 mm，第二閥口P-T2為無倒角的圓柱棱邊閥口，遮蓋量為4 mm。圖15為優化前的單溢流閥口結構。圖16為優化后的雙溢流閥口結構。

圖15 單溢流閥口結構示意圖Fig.15 Structure diagram of single valve port

圖16 雙溢流閥口結構示意圖Fig.16 Structure diagram of double valve port

4.2 卸荷壓力沖擊抑制效果

為了驗證上述卸荷壓力沖擊抑制方案的有效性，分別對卸荷壓力沖擊抑制進行仿真和試驗。仿真和試驗結果如圖17所示。

圖17 優化后卸壓沖擊仿真和試驗曲線Fig.17 Simulation and test curves of unloading pressure shock of optimized system

由圖17a和圖7b可知，優化后的三通壓力補償閥明顯抑制了系統的卸荷壓力沖擊，壓力沖擊峰值由9.5 MPa降到6.7 MPa；另外，優化后的三通壓力補償閥還降低了系統的卸荷壓力，系統卸荷壓力由3 MPa降低到2.4 MPa。

由圖17b和圖7a可知，優化后的三通壓力補償閥對系統卸荷壓力沖擊的抑制效果明顯，壓力沖擊峰值由10.2 MPa降到6.9 MPa，沖擊壓差相比原系統降低了89%；同時，系統卸荷壓力由3 MPa降低為2.4 MPa,降低幅度為20%。

卸荷壓力沖擊抑制仿真效果和試驗效果基本一致，優化后的三通壓力補償閥對系統卸荷壓力沖擊具有明顯的抑制效果，同時，也降低了系統的卸荷壓力，實現了低壓卸荷，有利于節能。

5 結論

(1)系統壓力腔阻尼是卸荷壓力沖擊的關鍵影響因素，阻尼孔直徑越大，卸荷壓力沖擊越小。同時，它也是系統建壓特性的關鍵影響因素，通過增大阻尼孔直徑抑制卸荷壓力沖擊的方法會造成系統建壓過程壓力響應超調。因此，系統壓力腔阻尼的選取必須綜合考量。

(2)閥芯直徑對卸荷壓力沖擊同樣具有重要影響，閥芯直徑過小，容易造成較大的卸荷壓力沖擊，閥芯直徑過大，不僅無法有效抑制卸荷壓力沖擊，而且容易降低系統卸壓速率。因此，合理設計閥芯直徑非常重要。

(3)Ls腔阻尼孔直徑越大，其動態響應越快，越有助于降低卸壓沖擊；然而，Ls腔阻尼孔直徑越大，卻無法有效抑制負載反饋壓力沖擊。因此，Ls阻尼的選取也必須綜合考量。

(4)增大閥芯錐角在一定程度上可抑制卸荷壓力沖擊峰值，但系統卸荷壓力也隨之增大，這不僅不利于節能，還增大了系統的調壓偏差。

(5)提出的“小閥芯、雙閥口”型三通壓力補償閥結構優化方案對系統卸荷壓力沖擊的抑制效果明顯，優化后的系統卸荷沖擊壓差比原系統降低了89%，400 L/min流量下的卸荷壓力降低了20%。