基于AMESim的壓力補償器優化設計

程懿，李瑞川，丁馨鎧，劉繼魯，劉琦，李艷超

(1.齊魯工業大學(山東省科學院)機械工程學部，山東濟南 250353；2.山東科技大學機械電子工程學院，山東青島 266590)

0 前言

壓力補償器作為負載敏感電液比例閥的關鍵核心元件，其性能在很大程度上決定了整機操作的精度、可靠性、舒適性和綠色節能性，其優劣直接影響作業的質量和效率[1-4]。

國外的電液比例閥與其壓力補償技術發展迅速，Rexroth公司和Bucher公司已經針對不同的系統要求研制出了配套的技術和產品[5-10]。為了突破外國的技術壁壘，我國一些學者對壓力補償器進行了大量研究。王寶琳[11]以壓力補償器的節流口形狀作為研究對象，對組合式壓力補償器的流量-壓力特性進行了分析；羅艷蕾等[12-14]通過分析LUDV多路閥中的壓力補償問題，得知減小壓力補償器的彈簧剛度能有效增加液壓緩沖，提高補償效果；馬春峰和隋冬枝[15]針對壓力補償器的閥前壓力補償、閥后壓力補償2種形式進行研究，發現閥前補償方式的系統具有更好的調速剛度；趙小龍等[16]對定量泵負載敏感系統中的三通壓力補償閥進行了優化，從而抑制卸荷壓力沖擊。上述研究普遍存在創新不足，結構設計上仍需優化，對壓力補償的分析只針對某一種參數或變量，沒有充分考慮其他參數和邊界條件的影響，難以反映真實特性。

因此，本文作者設計一種負載敏感電液比例系統壓力補償器，并利用AMESim仿真平臺搭建該新型壓力補償器的仿真模型，對其性能進行多參數綜合仿真。

1 壓力補償器的結構組成及工作原理

負載敏感電液比例系統壓力補償器主要由定差減壓閥、彈簧和各油道組成，其結構如圖1所示。該新型壓力補償器為串聯型閥前壓力補償，定差減壓閥與主閥節流口串聯組成二通調速閥，保證主閥口的工作壓差不隨負載壓力的波動而改變，實現負載獨立功能。其結構采用分離模塊化接口設計，無需調整，可以直接插裝到閥體內，控制精度高、可靠性強且結構合理緊湊、易于維護。

圖1 新型壓力補償的結構

系統處于非工作狀態時，油液不流通，定差減壓閥閥芯在彈簧力的作用下緊靠安裝閥座。壓力補償器的工作原理為：當閥開始工作后，從P口進入的液壓油經左側薄壁孔流入定差減壓閥閥芯內部，到達安裝閥座處，推動閥芯向左運動；運動到某一特定位置時，左側薄壁孔關閉，同時減壓閥閥口和右側薄壁孔被打開；之后P口輸入的液壓油一部分流入主閥閥腔，通過主閥節流口與負載壓力產生邏輯關系，一部分經右側薄壁孔流至減壓閥閥芯右端與安裝閥座形成的壓力腔，參與閥芯的受力；一段時間后，閥芯會達到平衡狀態。但是，當外界環境改變導致負載壓力發生變化時，反饋回減壓閥彈簧腔的油液壓力會隨之改變，打破閥芯的受力平衡狀態，系統便通過閥芯的移動改變節流口開度，控制負載流量，快速達到新的平衡狀態，從而實現負載流量的相對穩定。

2 AMESim仿真分析

搭建負載敏感電液比例系統壓力補償器的仿真模型如圖2所示。首先，采用控制變量法分別研究了定差減壓閥的彈簧剛度、彈簧預緊力和黏性摩擦系數對壓力補償器性能的影響規律；又利用正交仿真的方法，分析各個關鍵參數值的不同匹配方案對壓力補償器特性的影響，尋找最優的匹配方案。

圖2 新型壓力補償器的仿真模型

2.1 彈簧剛度對動態特性的影響

彈簧剛度設計為18、20、22 N/mm，系統流量設置為200 L/min，系統壓力設置為20 MPa，負載壓力設置為10 MPa，設置仿真時間為0.2 s，得到不同彈簧剛度下的響應曲線如圖3所示。

圖3 不同彈簧剛度下的響應曲線

從圖3可以看出：隨著彈簧剛度的增大，輸出流量和壓差的峰值時間明顯減小，峰值顯著減小，系統調節時間延長，穩定性降低，穩態輸出值略有增大；對定差減壓閥閥芯位移的響應來說，彈簧剛度增大，峰值減小，但最大超調量會增大，當彈簧剛度為20 N/mm時，系統的調節時間最短。

因此，彈簧剛度對負載敏感電液比例系統壓力補償器的動態響應有影響，在一定范圍內，可以通過增大彈簧剛度改善壓力補償器的性能。對于現有的壓力補償器模型，彈簧剛度設置為20 N/mm較為合理。

2.2 彈簧預緊力對動態特性的影響

彈簧預緊力設計為85、90、95 N，設置仿真時間為0.2 s，得到仿真結果如圖4所示。

圖4 不同彈簧預緊力下的響應曲線

分析圖4可以看出：彈簧預緊力對負載敏感電液比例系統壓力補償器的動態響應和穩態特性都有影響。隨著定差減壓閥彈簧預緊力的增大，輸出流量和壓差的最大超調量顯著減小，響應穩定性稍有提高，達到穩態的時間相應減少；當彈簧預緊力為90 N時，閥芯位移的響應情況最好，預緊力為95 N時，閥芯位移的波動程度最大，調節時間最長。

因此，在系統其他參數恒定的情況下，在一定范圍內增大定差減壓閥的彈簧預緊力，有利于提高壓力補償器的壓差穩定性和輸出流量的響應特性，有利于改善負載敏感電液比例系統壓力補償器的特性指標。就目前的壓力補償器模型而言，彈簧預緊力設置為90 N較為理想。

2.3 黏性摩擦系數對動態特性的影響

設置動態仿真模型中的黏性摩擦系數分別為1、3、5 N·s/m，其他系統參數保持不變，仿真運行0.2 s，得到不同黏性摩擦系數下的壓力補償器響應曲線，如圖5所示。

圖5 不同黏性摩擦系數下的響應曲線

由圖5可以看出：輸出流量響應曲線和主閥口壓差響應曲線的變化規律基本一致，隨著黏性摩擦系數的增加，曲線峰值明顯增大，峰值時間略有延后，最大超調量增加，穩定性變差，當黏性摩擦系數為3 N·s/m時，曲線最快達到穩定輸出狀態；對定差減壓閥閥芯位移響應曲線來說，峰值由小到大依次為黏性摩擦系數1、5、3 N·s/m，位移波動程度依次減小，穩定性提高，系統調節時間依次減少。

綜上，黏性摩擦系數的大小是影響負載敏感電液比例系統壓力補償器動態響應的關鍵因素，在某特定的范圍內，減小黏性摩擦系數能夠改善壓力補償器的性能，在設計制造過程中，要特別注意間接控制黏性摩擦系數。對于現有的壓力補償器模型，黏性摩擦系數設置為1 N·s/m較為合理。

2.4 正交仿真分析

壓力補償器的動態特性是由各個關鍵參數共同影響的，所以，需要采用正交分析法研究各關鍵參數的相互匹配對壓力補償器性能的影響，選擇L9(33)正交表進行3因素3水平的優化分析，尋找最優的參數組合。L9(33)正交表如表1所示。

表1 壓力補償器正交分析方案

按表1所示的參數組合方案，依次進行仿真試驗分析，動態響應仿真結果依次如圖6—圖14所示。

圖6 方案1的動態響應曲線

由圖6可知：主閥口輸出流量的峰值為118.96 L/min，穩態輸出值為87.64 L/min，最大超調量為35.74%，系統調節時間為0.09 s；主閥口壓差的峰值為0.91 MPa，穩態輸出值為0.493 MPa，最大超調量為84.58%，系統調節時間為0.08 s。

由圖7可知：主閥口輸出流量的峰值為127.42 L/min，穩態輸出值為87.66 L/min，最大超調量為45.36%，系統調節時間為0.12 s；主閥口壓差的峰值為1.04 MPa，穩態輸出值為0.494 MPa，最大超調量為110.53%，系統調節時間為0.1 s。

圖7 方案2的動態響應曲線

由圖8可知：主閥口輸出流量的峰值為135.34 L/min，穩態輸出值為87.92 L/min，最大超調量為53.94%，系統調節時間為0.18 s；主閥口壓差的峰值為1.177 MPa，穩態輸出值為0.497 MPa，最大超調量為136.82%，系統調節時間為0.17 s。

圖8 方案3的動態響應曲線

由圖9可知：主閥口輸出流量的峰值為116.11 L/min，穩態輸出值為87.68 L/min，最大超調量為34.42%，系統調節時間為0.1 s；主閥口壓差的峰值為0.866 MPa，穩態輸出值為0.494 MPa，最大超調量為75.30%，系統調節時間為0.12 s。

圖9 方案4的動態響應曲線

由圖10可知：主閥口輸出流量的峰值為124.02 L/min，穩態輸出值為87.65 L/min，最大超調量為41.49%，系統調節時間為0.1 s；主閥口壓差的峰值為0.988 MPa，穩態輸出值為0.494 MPa，最大超調量為100%，系統調節時間為0.11 s。

圖10 方案5的動態響應曲線

由圖11可知：主閥口輸出流量的峰值為100.94 L/min，穩態輸出值為87.52 L/min，最大超調量為15.33%，系統調節時間為0.15 s；主閥口壓差的峰值為0.655 MPa，穩態輸出值為0.492 MPa，最大超調量為33.13%，系統調節時間為0.15 s。

圖11 方案6的動態響應曲線

由圖12可知：主閥口輸出流量的峰值為104.49 L/min，穩態輸出值為87.71 L/min，最大超調量為19.13%，系統調節時間為0.09 s；主閥口壓差的峰值為0.702 MPa，穩態輸出值為0.494 MPa，最大超調量為42.11%，系統調節時間為0.1 s。

圖12 方案7的動態響應曲線

由圖13可知：采用方案8的參數組合時，主閥口輸出流量的峰值為95.37 L/min，穩態輸出值為87.68 L/min，最大超調量為8.77%，系統調節時間為0.1 s；主閥口壓差的峰值為0.584 MPa，穩態輸出值為0.494 MPa，最大超調量為18.22%，系統調節時間為0.11 s。

圖13 方案8的動態響應曲線

由圖14可知：采用方案9的參數組合時，主閥口輸出流量的峰值為100.35 L/min，穩態輸出值為87.55 L/min，最大超調量為14.62%，系統調節時間為0.16 s；主閥口壓差的峰值為0.647 MPa，穩態輸出值為0.492 MPa，最大超調量為31.5%，系統調節時間為0.15 s。

圖14 方案9的動態響應曲線

通過正交仿真分析可以得知，各個關鍵參數的相互匹配對壓力補償器的動態特性有很大的影響，可以根據整機裝備的不同工況和作業要求選擇合適的參數匹配方案。綜合考慮動態響應的穩定性和響應速度，方案8設置彈簧剛度為22 N/mm、彈簧預緊力為90 N、黏性摩擦系數為1 N·s/m，具有最好的動態響應特性。

3 試驗研究

為了驗證優化設計后的負載敏感電液比例系統壓力補償器的動態響應性能，搭建了電液比例閥液壓系統試驗平臺，如圖15所示，主要由被測負載敏感電液比例閥、比例電磁鐵、負載比例溢流閥、電液比例控制器以及數據采集系統組成。

圖15 電液比例閥液壓系統試驗平臺

3.1 階躍信號試驗分析

調定試驗平臺的系統壓力為20 MPa，負載比例溢流閥的加載壓力為10 MPa，對比例控制器施加一個幅值為8 V的階躍信號，通過試驗得到輸出流量響應曲線，閥芯位移響應曲線以及主閥口壓差響應曲線如圖16所示。

圖16 8 V階躍信號下的響應曲線

從圖16可以看出：輸出流量的穩態值為89.1 L/min，最大超調量約為33.3%，調節時間為0.12 s；定差減壓閥閥芯位移的響應時間為0.11 s，穩態值為-2.12 mm；閥口壓差的響應時間為0.12 s，壓差穩態值為0.52 MPa，當主閥芯不動作時，兩端壓差為0.65 MPa，當主閥口打開之后，壓差會隨系統壓力的響應發生動態變化，引起輸出流量的波動。

對比試驗結果與仿真結果可以發現：輸出流量和定差減壓閥閥芯位移的仿真曲線與試驗曲線具有一致性，在動態過程中，壓差的試驗曲線和仿真曲線也具有較高的吻合度。但是，仍然存在一些差距：

(1)輸出流量、閥口壓差和閥芯位移的試驗與仿真穩態輸出值并不完全一致，主要原因有3個：①仿真模型中對各閥腔和油道的液容考慮不足；②電液比例閥閥口在不同開度下的實際閥口流量系數和過流面積與理論值存在差距；③電液比例閥的實際黏性摩擦系數與仿真設定值并不相等。

(2)試驗結果比仿真結果的振蕩程度更大，這主要是由于仿真模型是理想化的，沒有考慮系統流量和液壓沖擊的影響。

盡管如此，通過比較試驗與仿真的響應曲線，也足以說明文中所搭建的仿真模型能對負載敏感電液比例系統壓力補償器的動態特性進行較好的模擬，驗證了仿真模型的正確性，證明了優化后的壓力補償器具有較好的性能。

3.2 矩形波信號試驗分析

對控制器施加幅值為2 V、頻率為0.1 Hz、偏置為4 V的矩形波信號，測得輸出流量響應曲線和閥口壓差響應曲線，如圖17所示。

圖17 矩形波信號下的響應曲線

分析圖17可知：偏置信號的大幅值對應主閥大開口工況，流量波動相對較小，穩態輸出流量為71 L/min，小幅值使主閥處于小開口工況，穩態輸出流量為36 L/min，流量的波動較大，說明主閥開口越小，輸出流量的靈敏度越高。但是，無論大開口工況還是小開口工況，該壓力補償器都能保證輸出流量的相對穩定，具有較好的動態性能。

4 結論

文中以負載敏感電液比例系統壓力補償器為研究對象，搭建了其AMESim仿真模型，先研究了彈簧剛度、彈簧預緊力和黏性摩擦系數對壓力補償器性能的影響，又利用正交仿真完成了壓力補償器的優化設計，最后通過試驗對其動態性能進行研究，得出以下結論：

(1)彈簧剛度、彈簧預緊力和黏性摩擦系數都是影響壓力補償器動態性能的關鍵參數，在一定范圍內增大彈簧剛度和彈簧預緊力，減小黏性摩擦系數，可以有效地改善壓力補償器的動態性能。

(2)各個關鍵參數的相互匹配對壓力補償器的動態特性有著很大的影響，綜合考慮動態響應的穩定性和響應速度，設置彈簧剛度為22 N/mm、彈簧預緊力為90 N、黏性摩擦系數為1 N·s/m的壓力補償器具有最好的動態響應特性。。

(3)搭建試驗平臺對負載敏感電液比例系統壓力補償器進行試驗測試，結果表明：試驗曲線與仿真曲線基本一致，驗證了仿真模型的正確性；通過不同工況的試驗分析，證明了優化后的壓力補償器具有良好的動態響應性能。