車輛用內控可調速的液壓優先閥設計

楊尚儒,劉 宇,袁鉦博,柳 虎,姜宏暄,楊慶俊

(1.哈爾濱工業大學 機電工程學院,哈爾濱 150001;2.中國北方車輛研究所,北京 100072)

目前工程機械中的液壓轉向系統、換擋操縱系統等多采用負荷傳感系統,液壓優先閥則是該系統中的關鍵元件,其功能是控制泵組為不同油路供油的先后順序,從功能需求上看,可以被認為是一種三通型定差分流閥,優先閥可以根據轉向速度、換擋操縱的需要優先將進口流量分配給轉向油路和操縱油路。其在工作過程中,不僅需要在轉向過程中保持轉向器、換擋器前后壓差不變,還要能在轉向負載、換擋負載和工作負載變化時保持轉向與換擋流量不變,使轉向與換擋速度平穩可靠。

國內、外學者針對優先閥的外部系統輸入如轉向器轉速、工作負載、轉向負載、供油流量和內部關鍵的參數進行研究,進行了仿真分析或試驗驗證,通過參數優化提高系統的性能。文獻[1-8]中研究了優化阻尼器阻尼、閥口結構、閥口開度、管路和彈簧性能匹配等關鍵參數對系統靜動態特性的影響,尤其是對優先口流量變化特性的影響,均改善了優先閥的動態特性。在優化閥芯閥口結構參數方面,侯友山等[9]提出一種基于損失模型的穩健設計方法對優先閥參數優化。李亞[10]采用流場仿真和靜動態特性分析結合方法,提出了一種對優先閥改進設計方法。王同建等[11]提出了建立優先閥的精確模型模擬系統轉向負載的多體動力學模型。Coskun等[12]研究了優先閥輸入參數在一維流道模型下的性能模型,通過試驗與仿真相契合。有學者針對負荷傳感系統中的壓力振蕩進行研究,Axin等[13]在研究中指出負載敏感系統中由負載的反饋信號對泵進行控制,由于系統動態特性較差,會導致系統壓力震蕩。Sakurai[14]采用鍵圖模型針對負荷傳感液壓系統中的總動態效率仿真計算,研究了由于負荷感應裝置和載荷之間的相互動態作用引起的振動。Wang等[15]研究了轉向系統中轉向控制閥旁通節氣門阻尼對轉向穩定性的影響,Kumar等[16]和Mahato等[17]都采用優先閥和蓄能器并入動力液壓系統,減小系統振蕩的方法。李濤等[18]研究了優先閥開啟時間、管路長度、管徑和壁厚對液壓沖擊的影響規律。Fu等[19]研究了一種電液比例轉向控制系統,實現裝載機系統手動優先轉向切換。Wang[20]研究了一種定向鉆機液壓系統,采用負荷傳感和可變恒壓技術,提高系統效率。

上述研究表明,傳統的液壓優先閥存在兩個問題,一方面當車輛轉向回路、換擋操縱回路急需用油時,存在主閥關閉速度滯后的情況,補油緩慢,降低了主路負載的反應速度;另一方面,當轉向回路、換擋操縱回路用油需求滿足,優先閥將多余的油分配給其他工作回路時,這種設計可能存在主閥開啟速度較快,導致轉向器、換擋器前后壓力沖擊較大,進而影響機械總體的工作性能。因此,本文為解決上述問題,在主閥芯上設計了速度調節微閥,實現了快速補油和緩開快關兩個重要功能。

1 液壓優先閥模型建立

分別建立優先閥的結構模型和數學模型。

1.1 優先閥結構設計和原理剖析

優先閥的結構設計如圖1所示,其主要由先導閥、主閥、速度調節微閥和單向閥4個模塊組成,其中速度調節閥集成在主閥閥芯的內部,單向閥和主閥共用一個閥體,內部分為5個容腔,A腔為主路并與主泵連通,B腔為輔路并與輔泵連通,H腔為主閥容腔,E腔為先導閥反饋腔,G腔為先導閥容腔;車輛的轉向和換擋操作實際上是負載切換的過程,在液壓優先閥內體現為短時間內由于負載突變使得A腔所在液壓回路急需大流量,此時輔泵油液會經過B腔補充到A腔,與主泵油液共同為車輛轉向或換擋回路提供大流量。

圖1 優先閥剖面視圖Fig.1 Sectional drawing of priority valve

優先閥的工作原理如下:壓力控制油液從A腔經主閥內部孔道經進入先導閥反饋腔E腔,E腔與A腔始終相通,先導閥容腔G與主閥容腔H始終相通。當來自換向、換擋回路的油壓克服先導閥的定壓彈簧4的彈簧力時,先導閥閥芯3右位工作,此時先導閥的油腔與卸油口F相通,主閥容腔H開始卸壓。當A腔油壓不足以克服定壓彈簧4的彈簧力時,先導閥閥芯3左位工作,先導閥容腔G與卸油口F斷開連通,主閥容腔H開始增壓。

當A腔壓力使得先導閥閥芯3右位工作,即先導閥開啟時,并且當B腔壓力克服主閥容腔H壓力與主閥的定壓彈簧10的彈簧力時,主閥閥芯9打開,B腔油液可從速度調節微閥的阻尼孔1通過,阻尼孔1起阻尼作用,如圖2所示,此時阻尼孔2的過流面積相比阻尼孔1足夠大,因此不起阻尼作用,輔泵的油液進入普通負載回路驅動負載工作,主閥閥芯打開速度慢;當B腔壓力不足以克服H腔壓力與定壓彈簧10的彈簧力時,主閥閥芯9關閉,此時,輔泵運行傳輸的油液導致B腔油壓上升,當B腔油壓克服單向閥定壓彈簧20的彈簧力時,單向閥閥芯19被打開,B腔油液通過單向閥軸套上的孔洞進入A腔,主泵和輔泵同時為轉向、換擋回路供油。

圖2 速度調節閥關閉狀態Fig.2 Closed state of speed control valve

當先導閥閥芯3左位工作時,H腔變成封閉空間,與B腔內外壓力平衡,主閥閥芯9將會關閉,但閥芯關閉會導致封閉的H腔容積增大,此時只能通過阻尼孔補油,常規的優先閥采用固定阻尼孔,過流面積小導致補油速度慢,從而使得油路切換速度慢。因此本文設計了速度調節閥,在H腔封閉后閥芯16被壓下,B腔油液可通過阻尼孔2和閥芯16上的阻尼孔1兩路進入閥芯內部對H腔進行補油,如圖3所示,由于阻尼孔2的過流面積更大且閥口打開,因此大部分油液從閥口流過,此設計的補油速度大于從阻尼孔1補油的速度,主閥閥芯9會加速關閉。

圖3 速度調節閥開啟狀態Fig.3 Open state of speed control valve

1.2 優先閥數學模型建立

首先,建立各閥芯和容腔的動力學關系,分別有力平衡方程、流量連續性方程、閥口壓力流量方程。

1)單向閥閥芯上的液壓力、彈簧力和穩態液動力的受力平衡方程為

A12Pz+Cd1πD1sin(2α1)Pm

(1)

式中:Pm為B腔壓力,A11為單向閥閥芯B腔受力作用面積,m1為單向閥閥芯質量,x1為單向閥閥芯閥口開度,B1為單向閥閥芯黏性阻尼系數,k1為單向閥閥芯復位彈簧剛度,x01為單向閥閥芯復位彈簧預壓縮量,A12為單向閥閥芯A腔受力作用面積,Pz為A腔壓力,Cd1為單向閥閥芯閥口流量系數,D1為單向閥芯閥座孔直徑,α1為單向閥芯半錐角。

2)A腔流量連續性方程為

(2)

式中:q1為主泵流量;qT為單向閥閥芯閥口流量;qL為負載流量;A1為單向閥閥芯閥座孔橫截面積;V1=V01-A1x1為A腔容積,其中V01為A腔初始容積;βe為油液彈性模量。

3)單向閥閥口壓力流量方程為

(3)

式中ρ為油液密度。

4)B腔流量連續性方程為

(4)

式中:q2為輔泵流量;qC為主閥芯閥口流量;qR為主閥芯阻尼孔流量;A2為主閥芯閥座孔橫截面積;x2為主閥芯閥口開度;V2=V02-A1x1-A2x2為B腔容積,其中V02為B腔初始容積。

5)主閥芯受力平衡方程為

A22Py+Cd2πD2sin(2α2)Pm

(5)

式中:A21為主閥芯B腔受力作用面積,m2為主閥芯質量,x2為主閥芯閥口開度,B2為主閥芯黏性阻尼系數,k2為主閥芯復位彈簧剛度,x02為主閥芯復位彈簧預壓縮量,A22為主閥芯H腔受力作用面積,Py為H腔壓力,Cd2為主閥芯閥口流量系數,D2為主閥芯閥座孔直徑,α2為主閥芯半錐角。

6)主閥閥口處壓力流量方程為

(6)

式中Pc為輔泵出口壓力。

7)H腔流量連續性方程為

(7)

式中:qX為先導閥流入流量;V3=V03-A22x2為H腔容積,其中V03為H腔初始容積。

8)先導閥芯受力平衡方程為

2Cd3πD3cosα3Py

(8)

式中:A3為先導閥芯E腔受力作用面積,m3為先導閥芯質量,x3為先導閥芯閥口開度,B3為先導閥芯黏性阻尼系數,k3為先導閥芯復位彈簧剛度,x03為先導閥芯復位彈簧預壓縮量,Cd3為先導閥芯閥口流量系數,D3為先導閥芯G腔直徑,α3為先導閥芯閥口射流角。

9)先導閥閥口處壓力流量方程為

(9)

2 液壓優先閥參數仿真分析

根據優先閥數學模型中對液壓優先閥的數學模型進行仿真分析,利用MATLAB/Simulink軟件對優先閥按照方程(1)～(9)搭建模型,如圖4所示,仿真中使用的部分重要參數值見表1。

表1 仿真參數設置Tab.1 Simulation parameter settings

圖4 優先閥仿真模型Fig.4 Simulation model of priority valve

優先閥仿真模型中,設定主泵流量100 L/min,輔泵流量80 L/min,輔泵出口壓力0.5 MPa,主閥芯開啟壓力1.8 MPa,為模擬突然換擋的補油過程,在A腔設置了模擬負載的節流模擬元件,通過給定節流口面積變化信號對負載流量變化進行模擬,節流口面積最小時流量為54 L/min,最大時流量為150 L/min;主閥芯打開方向的固定阻尼孔直徑為0.001 m。

2.1 阻尼孔匹配對優先閥性能影響分析

基于上述參數調整主閥芯關閉方向阻尼孔直徑,得到不同尺寸阻尼孔尺寸匹配下的A腔壓力(也稱主壓壓力)響應結果,如圖5所示,從仿真結果可以看出,當阻尼孔直徑為1.500 mm時,當模擬負載突變時,A腔壓力降低過多,對系統穩定性影響巨大,當阻尼孔直徑增大至5.000 mm時,相對于3.500 mm時壓降無明顯變化。

圖5 A腔壓力響應曲線Fig.5 Response curves of main pressure

2.2 阻尼孔與主閥芯位移的關系

為了反映A腔壓力變化時不同尺寸阻尼孔對主閥芯動作的影響,給出了如圖6所示的主閥芯位移仿真結果,可以看出當阻尼孔直徑設置為3.500 mm和5.000 mm時可以實現當A腔壓力降低時主閥芯迅速關閉,當壓力升高時主閥芯正常緩慢打開,從仿真上可以看出,實現了主閥芯緩開快關的效果。

圖6 主閥芯位移變化曲線Fig.6 Curves of main spool displacement

3 液壓優先閥實驗分析

對液壓優先閥進行實驗的流程和液壓系統原理如圖7所示,被試優先閥安裝在雙聯齒輪泵(主泵和輔泵)上,其中,單向閥和主閥均是優先閥的一部分,溢流閥作為安全閥保障液壓系統安全,主閥的先導部分受主路油壓控制開啟和關閉,從而控制主閥的開啟和關閉,主輔路均安裝有流量傳感器和壓力傳感器,以此監測系統狀態變化。

圖7 優先閥實驗原理圖Fig.7 Schematic diagram of experiments

實驗系統主要由控制主機、電控柜和液壓執行系統組成,控制主機作為上位機與電控柜通信,電控柜內部集成了工控機和其他電子轉換元件,工控機內部采用了泓格科技的PEX-DA16信號控制卡和PCI-826LU數據采集卡,PEX-DA16可向模擬轉向或換擋的負載發出控制信號,從而實現主路流量的突變和優先閥工作狀態切換,PCI-826LU可采集和處理壓力和流量傳感器的數據。采用的壓力傳感器型號為Gems的3500B0040G05ER00,測量范圍0～6 MPa,流量傳感器型號為上海鏨科的NK-GF32,測量范圍30～280 L/min。

系統的雙泵輸出最大流量為400 L/min,輔路壓力為0.6 MPa,主路壓力保持為1.8 MPa,模擬轉向或換擋的負載節流元件含有不同的節流面積,通過主機控制信號切換節流元件,使主路流量由50 L/min突變到150 L/min;主閥芯打開方向的固定阻尼孔直徑為0.001 m,與仿真時設置的參數相同。

為驗證仿真的正確性,加工了多組不同尺寸的阻尼孔相應零件進行實驗。圖8是當阻尼孔2直徑為3.500 mm時的實驗曲線,在運行的第1 s時刻,負載節流元件切換,壓力降低約0.3 MPa,與仿真結果幾乎吻合。

圖8 直徑為3.500 mm時的A腔壓力響應曲線Fig.8 Response curves of main pressure when the diameter is 3.500 mm

為驗證本文速度調節閥可以實現主閥芯的緩開快關效果,同時加工了一種無速度調節微閥的固定阻尼孔閥芯作為實驗對比,如圖9所示為主閥芯位移的實驗對比曲線,此時阻尼孔2直徑仍然為3.500 mm,當主閥芯打開時,集成速度調節閥和固定阻尼孔的響應時間相近,約為60 ms,在第1 s時刻主閥芯關閉,可以看出固定阻尼孔的主閥芯關閉時間仍然約為60 ms,而仿真曲線和集成速度調節微閥的主閥芯響應時間約為30 ms,因此,實現了預期功能。

圖9 主閥芯位移變化實驗曲線Fig.9 Experimental curves of main spool displacement

當模擬負載切換時,A腔壓力會下降并回升,根據主閥芯位移的上升時間繪制了表2所示的實驗數據,分別為速度調節閥芯的不同尺寸阻尼孔2所對應的A腔壓降ΔP及主閥芯的開啟和關閉時間Δt,圖10為根據表2做出的A腔壓力變化量和響應時間曲線。可以看出,當直徑為3.500 mm時,主閥芯的關閉響應時間達到了31 ms,開啟響應時間為59 ms,壓力下降0.296 MPa,再繼續增大阻尼孔2的尺寸沒有明顯性能提升,這與仿真結果相吻合,因此,本文實現了主閥芯的緩開快關功能。

表2 壓差變化量及響應時間Tab.2 Differential pressure and response time

圖10 A腔壓差和響應時間Fig.10 Change of main pressure and response time

4 結 論

1)本文在主閥閥芯內部設計并集成了一個速度調節閥,通過匹配優化速度調節閥的兩個阻尼孔有效解決了系統從雙泵優先為轉向、換擋回路供油模式向雙泵各自為不同負載回路供油模式切換過程中閥芯關閉速度過慢問題,而在主閥芯開啟時開啟速度低于關閉速度,降低壓力沖擊,同時優化了大流量切換時的壓力降低并恢復的問題,使得優先閥性能更加優越。

2)此外,閥的設計采用集成先導式,結構緊湊,進口流量的剩余部分可從旁路油口流出,用于控制其他油路的液壓執行器,有效利用了液壓泵輸入的功率,提高了系統效率。