基于AMESim的回轉緩沖閥動態(tài)特性分析

車芷君，羅凱，滕儒民，魏蘇杰，王欣

(1.大連理工大學機械工程學院，遼寧大連 116024；2.中聯(lián)重科工程起重機公司，湖南長沙 414000)

0 前言

液壓驅動的大慣量負載回轉機構在制動過程中，由于負載慣性較大，馬達壓力會急劇升高，雖然有溢流閥(安全閥)的保護，但還可能出現(xiàn)系統(tǒng)抖動現(xiàn)象，并且這種現(xiàn)象會大大降低系統(tǒng)元件的性能及使用壽命。回轉緩沖閥是驅動大慣量負載液壓系統(tǒng)經(jīng)常使用的閥件。回轉緩沖閥通常與驅動馬達并聯(lián)，在系統(tǒng)制動時或外部有大負載作用時，通過檢測馬達的進出口壓力，自動開啟閥口，限制回路的最高壓力，以實現(xiàn)減弱制動過程中的振動、減小系統(tǒng)沖擊的目的。回轉緩沖閥在壓力沖擊下的開啟性能以及在閥口開啟以后的穩(wěn)定性都是考核其動態(tài)性能的重要指標，因此對它進行仿真分析對系統(tǒng)設計有重要意義。

對于大慣量負載液壓驅動的緩沖問題，國內(nèi)外已有相關研究。針對壓力突變，導致液壓管路和元件損壞及使用壽命降低的問題，魏聰梅等提出了一種采用電液控制并聯(lián)阻尼緩沖的液壓緩沖元件，該元件可對壓力波動起到良好的抑制作用；高旭等人通過AMESim軟件平臺，搭建了挖掘機先導緩沖系統(tǒng)模型，并仿真分析了先導緩沖閥對主控閥換向性能的影響；趙燕等人對緩沖閥參數(shù)進行優(yōu)化，并驗證了優(yōu)化結果。

本文作者基于AMESim建立XH10Z-AYFT-00回轉緩沖閥模型，得到在不同負載下，馬達及緩沖閥的流量曲線、壓力曲線；對仿真結果進行對比分析，得出回轉緩沖閥對大慣量系統(tǒng)的影響特性。

1 XH10Z-AYFT-00回轉緩沖閥結構及工作原理

1.1 回轉緩沖閥結構

圖1所示為回轉緩沖閥的結構簡圖，主要由閥體、阻尼過濾器、溢流閥、單向節(jié)流閥、電磁閥、三位六通液控換向閥、梭閥等組成。

圖1 XH10Z-AYFT-00(GJ)回轉緩沖閥結構簡圖

三位六通液控換向閥在閥體中的結構為左右兩側對稱布置，當回轉作業(yè)時，液控調節(jié)彈簧4用來平衡來自液控先導手柄的控制壓力，左右兩側對稱布置的阻尼接頭5可以有效地限制換向閥桿的移動速度；單向閥3用于阻止液壓油回流，在系統(tǒng)油液流向馬達時打開。

液控換向閥閥桿2最開始處于中位狀態(tài)，將先導手柄向外扳動時，液控油口A進油使換向閥閥桿右移，壓力油從P流向A，A油口接回轉馬達，帶動轉臺轉動；當回轉先導手柄向內(nèi)扳動時，液控油口B進油，轉臺的轉動方向則相反。

當工作狀態(tài)處于自由滑轉時，電磁換向閥1處于得電的狀態(tài)，溢流主閥8彈簧室壓力油經(jīng)背壓單向閥流回油箱，溢流先導閥打開卸荷，即A和B接通，進入自由滑轉工況。使用調節(jié)背壓單向閥來控制轉臺自由滑轉的速度，馬達油口產(chǎn)生的真空由補油單向閥填充。

先導式溢流閥6的先導級壓力是通過梭閥7將A和B油口壓力引入而獲取的。

1.2 回轉緩沖閥工作原理

圖2所示為XH10Z-AYFT-00(GJ)回轉緩沖閥液壓原理圖。主換向閥從a處或者b處得到先導壓力信號，根據(jù)此信號選擇打開主閥的方向，進而實現(xiàn)換向功能。回轉系統(tǒng)制動時，由于慣性，回轉系統(tǒng)會繼續(xù)運動一段時間，此時會導致在馬達的入口產(chǎn)生一定的負壓。為了防止此種情況的發(fā)生，設置了單向閥，在出現(xiàn)此種情況的時候對系統(tǒng)進行補油。回轉緩沖閥、溢流閥和電磁換向閥共同組成了回轉閥的緩沖模塊。當負載過高產(chǎn)生超過了溢流閥的設定壓力值時，溢流閥會打開，回轉緩沖閥和溢流閥之前產(chǎn)生壓力差，使得回轉緩沖閥的閥芯向下運動，進一步使得回轉緩沖閥打開，從而實現(xiàn)系統(tǒng)的緩沖功能。電磁換向閥的設置，則會使得系統(tǒng)具有自由滑轉功能。

圖2 XH10Z-AYFT-00(GJ)回轉緩沖閥液壓原理

2 建立仿真模型

因為計算模型和實際模型之間有很多差異，所以只能假設為理想狀態(tài)進行仿真分析。本文作者只對緩沖部分進行AMESim仿真分析。由于液壓庫中沒有可以直接使用的三位六通換向閥模型及緩沖閥模型，在仿真時需要使用HCD庫中的部分模塊進行閥的搭建。

三位六通液控換向閥模型是整個回轉系統(tǒng)仿真模型的重要組成部分，也是回轉控制閥的重要組成部分。它的主要功能是實現(xiàn)回轉控制閥的換向，在系統(tǒng)功能層面的表現(xiàn)就是控制液壓回轉馬達正轉與反轉，實現(xiàn)回轉機構的順時針與逆時針轉動。

在回轉機構正常工作時，回轉緩沖閥處于不工作狀態(tài)。當系統(tǒng)施加大慣量負載時，為避免回轉機構振動，回轉緩沖閥處于工作狀態(tài)，此時馬達兩側壓力升高，達到緩沖溢流閥開啟壓力，回轉緩沖閥打開，馬達兩側壓差下降。

基于AMESim建立的回轉緩沖閥仿真模型如圖3所示，主要由油源模塊、換向閥模塊、回轉緩沖閥模塊及負載模塊組成。換向閥的閥芯移動實現(xiàn)馬達的左右回轉及系統(tǒng)補油；回轉緩沖閥的開閉實現(xiàn)回轉機構的平穩(wěn)運轉；通過施加不同負載來分析回轉緩沖閥的功能。

圖3 基于AMESim的回轉緩沖閥仿真模型

3 仿真工況

本文作者對回轉液壓系統(tǒng)中有無增加緩沖閥的兩種工況進行分析，驗證緩沖閥在回轉機構中的重要性。進一步對每種工況下，對1 000、2 000、3 000 kg·m3種不同慣量負載作用下生成的流量壓力曲線進行對比，說明其工作特點。仿真模型具體參數(shù)設置如表1所示。

表1 仿真參數(shù)設置

4 仿真結果分析

本文作者主要對換向閥接通左位時進行仿真分析，通過對比回轉液壓回路中有無緩沖閥時的流量壓力說明其重要性。在AMESim仿真模型中，整體仿真時間為25 s，仿真打印間隔為0.01 s。在搭建模型時，將給定的信號轉變?yōu)榱Α＝o定的信號在前2 s為0，接著在4 s內(nèi)從0上升到100 N，閥芯右移，此時P-A連通、T-B連通。圖4所示為閥芯的給定力信號，圖5所示為閥芯右移時左腔(P-A)的流量曲線，圖6所示為閥芯未移動時閥芯處于中位(P-C)的流量曲線。

圖4 閥芯的給定力信號 圖5 閥芯右移時換向閥左腔流量曲線

圖6 閥芯處于中位流量曲線

由圖4—圖6可知，當閥芯未移動時即0～2 s時，P-A通路不通，P-C打開；當換向閥在為2 s打開時，P-C腔無流量通過，此時P-A接通，通過的最大流量為80 L/min。

在AMESim仿真模型中，相關仿真參數(shù)設置不變，將系統(tǒng)的負載慣量依次設置為1 000、2 000、3 000 kg·m,得到的緩沖閥閥口流量曲線如圖7所示。

圖7 緩沖閥閥口流量曲線

由圖7可知：在不同負載(輕載、中載、重載)工況下，緩沖閥打開通過的最大流量隨著負載的增大而增加。回轉控制閥的開啟時刻分別為10.75、10.78、10.90 s，相差很小，最大差僅為0.15 s。回轉控制關閉時刻分別為12.92、15.32、17.65 s。隨著負載的增大，緩沖閥需要緩沖的時間變長。

圖8所示為無緩沖閥時馬達流量曲線，圖9所示為有緩沖閥時馬達流量曲線。可知：若液壓系統(tǒng)工作時未使用緩沖閥，會導致?lián)Q向閥開啟時流量不穩(wěn)定，存在波動；若液壓系統(tǒng)工作時使用緩沖閥，則不存在波動現(xiàn)象，可有效減緩沖擊。此外，還可看出負載越大，調節(jié)的時間越長。

圖8 無緩沖閥時馬達流量曲線

圖9 有緩沖閥時馬達流量曲線

圖10所示為無緩沖閥時馬達壓力曲線，圖11所示為有緩沖閥時馬達壓力曲線。可知:在不同負載(輕載、中載、重載)工況下，若工作時未使用緩沖閥，則馬達工作壓力可達到15～20 MPa，因為當負載變大時，若無緩沖作用，馬達兩側壓力會急劇增大，保留在系統(tǒng)內(nèi)且不能卸載;若工作時使用緩沖閥，馬達兩端壓力分別在0.2～0.335 MPa之間，壓力很小,有效地減緩了由于系統(tǒng)外負載對整個系統(tǒng)造成的沖擊破壞。

圖10 無緩沖閥時馬達壓力曲線

圖11 有緩沖閥時馬達壓力曲線

5 結論

本文作者通過對XH10Z-AYFT-00回轉緩沖閥進行AMESim仿真，分析了回轉緩沖閥的動態(tài)性能，驗證了緩沖閥在整個系統(tǒng)中起到的重要作用。主要結論如下：

(1)當負載過大，導致液壓系統(tǒng)壓力超過了溢流閥的設定壓力時，溢流閥會打開，回轉緩沖閥和溢流閥之前產(chǎn)生壓力差，使得回轉緩沖閥的閥芯向下運動，進一步使得回轉緩沖閥打開，從而實現(xiàn)系統(tǒng)的緩沖功能；

(2)回轉緩沖閥在系統(tǒng)中可有效減小壓力沖擊對整個液壓系統(tǒng)的破壞，保護系統(tǒng)，使操作更安全，延長設備的使用壽命。