趙小龍 趙丁選 王建濤 陳夏非 楊皓仁 湯海龍

(1.燕山大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院, 秦皇島 066004； 2.燕山大學(xué)河北省特種運(yùn)載裝備重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室, 秦皇島 066004； 3.燕山大學(xué)車輛與能源學(xué)院, 秦皇島 066004)

0 引言

負(fù)載敏感系統(tǒng)具有良好的節(jié)能性、可控性，被廣泛應(yīng)用于工程機(jī)械和農(nóng)業(yè)機(jī)械等領(lǐng)域[1-6]。負(fù)載敏感系統(tǒng)可分為變量泵負(fù)載敏感系統(tǒng)和定量泵負(fù)載敏感系統(tǒng)，其中定量泵負(fù)載敏感系統(tǒng)采用負(fù)載敏感多路閥與定量泵進(jìn)行匹配，系統(tǒng)壓力調(diào)節(jié)和卸荷依靠負(fù)載敏感多路閥中的三通壓力補(bǔ)償閥實(shí)現(xiàn)[7-8]。相對(duì)于變量泵負(fù)載敏感系統(tǒng)，定量泵負(fù)載敏感系統(tǒng)具有成本低、響應(yīng)速度快的優(yōu)勢(shì)，因此，也得到較廣泛的應(yīng)用[9-10]。然而，定量泵負(fù)載敏感系統(tǒng)快速卸荷時(shí)，由于主閥閥口關(guān)閉速度較快，系統(tǒng)容易出現(xiàn)壓力沖擊現(xiàn)象，特別是大流量系統(tǒng)，快操作造成的卸荷壓力沖擊嚴(yán)重影響了系統(tǒng)的可靠性和使用壽命。

國內(nèi)外眾多學(xué)者圍繞液壓沖擊產(chǎn)生原因和抑制方法進(jìn)行了大量研究。根據(jù)液壓沖擊產(chǎn)生的原因，主要分為大慣量負(fù)載系統(tǒng)快速制動(dòng)或快速換向引起的液壓沖擊問題、換向閥的快速換向或關(guān)閉引起的液壓沖擊問題、溢流閥或卸荷閥等元件啟動(dòng)速度較慢引起的液壓沖擊問題，以及變量泵系統(tǒng)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(jī)理方面，TOPLICEANU等[19]通過大量試驗(yàn)研究發(fā)現(xiàn)，液壓沖擊傳播速度與管道長(zhǎng)度變化直接相關(guān)，液壓沖擊是由于油液在管道內(nèi)部撞擊而產(chǎn)生。在壓力沖擊抑制方面，一些學(xué)者通過建立系統(tǒng)壓力沖擊預(yù)測(cè)模型來預(yù)測(cè)沖擊，并開啟壓力沖擊抑制機(jī)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(hào)主動(dòng)預(yù)測(cè)沖擊峰值壓力的出現(xiàn)時(shí)間，主動(dòng)調(diào)整可變阻尼開口面積。另外，通過設(shè)計(jì)防沖擊元件實(shí)現(xiàn)液壓沖擊抑制的方法也是研究熱點(diǎn)。趙燕等[20]基于三通壓力補(bǔ)償閥工作原理設(shè)計(jì)了一種防沖擊閥，在汽車起重機(jī)負(fù)載敏感液壓系統(tǒng)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(fù)載敏感口之間，對(duì)液壓沖擊抑制效果較為明顯。一些學(xué)者提出，通過合理規(guī)劃閥口開啟速度，從源頭抑制或緩解液壓沖擊現(xiàn)象。付永領(lǐng)等[22]針對(duì)比例換向閥控船舶操舵液壓系統(tǒng)壓力沖擊問題，提出通過優(yōu)化先導(dǎo)控制電流來抑制壓力沖擊，并通過試驗(yàn)確定了輸出電流為拋物線形時(shí)的抑制效果較好。

定量泵負(fù)載敏感系統(tǒng)卸荷壓力沖擊問題，從本質(zhì)上可歸為由換向閥閥口快速關(guān)閉以及卸荷閥響應(yīng)滯后兩方面原因造成的壓力沖擊問題。在定量泵負(fù)載敏感系統(tǒng)中，三通壓力補(bǔ)償閥是系統(tǒng)關(guān)鍵的壓力調(diào)節(jié)元件，還起到系統(tǒng)卸荷作用，因此，其動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性對(duì)系統(tǒng)的卸荷壓力沖擊現(xiàn)象具有重要影響。

本文以三通壓力補(bǔ)償閥對(duì)系統(tǒng)卸荷壓力沖擊影響為切入點(diǎn)，首先，基于所建立的系統(tǒng)仿真模型進(jìn)行三通壓力補(bǔ)償閥關(guān)鍵參數(shù)對(duì)系統(tǒng)卸荷壓力沖擊影響規(guī)律的分析；然后，基于仿真分析，提出一種用于抑制系統(tǒng)卸荷壓力沖擊的“小閥芯、雙閥口”型三通壓力補(bǔ)償閥結(jié)構(gòu)；最后，分別進(jìn)行仿真和臺(tái)架試驗(yàn)，以驗(yàn)證所提優(yōu)化結(jié)構(gòu)對(duì)系統(tǒng)卸荷壓力沖擊的抑制效果。

1 系統(tǒng)原理與數(shù)學(xué)模型

1.1 系統(tǒng)原理

以某型號(hào)履帶式起重機(jī)定量泵負(fù)載敏感LUDV系統(tǒng)為研究對(duì)象，該系統(tǒng)采用的LUDV多路閥為某型號(hào)五聯(lián)閥，多路閥系統(tǒng)原理如圖1a所示。為便于說明該系統(tǒng)工作原理,本文對(duì)整機(jī)液壓系統(tǒng)進(jìn)行了適當(dāng)簡(jiǎn)化,簡(jiǎn)化后的系統(tǒng)原理圖如圖1b所示。不考慮系統(tǒng)換向特性和回油特性前提下，對(duì)多路閥進(jìn)行簡(jiǎn)化，分別用主節(jié)流口3和主節(jié)流口4模擬2個(gè)換向聯(lián)主閥口。系統(tǒng)主要原理為：梭閥將負(fù)載1和負(fù)載2中的最高負(fù)載壓力篩選后反饋給二通壓力補(bǔ)償閥以及三通壓力補(bǔ)償閥；在二通壓力補(bǔ)償閥的調(diào)節(jié)下，主閥口3、4的出口壓力均與最高負(fù)載壓力相等。在三通壓力補(bǔ)償閥9的調(diào)節(jié)作用下，系統(tǒng)的泵頭壓力比最高負(fù)載壓力高一個(gè)定值。顯然，兩個(gè)主閥口3和4的壓降相等，且該壓降不受負(fù)載壓力變化的干擾，因此，該系統(tǒng)具有抗負(fù)載干擾以及抗流量飽和的功能。

三通壓力補(bǔ)償閥結(jié)構(gòu)原理如圖2所示，其作用是調(diào)節(jié)系統(tǒng)泵頭壓力以及用于系統(tǒng)卸荷。三通壓力補(bǔ)償閥的工作原理為：最高負(fù)載壓力經(jīng)Ls流道傳遞至Ls控制腔，而泵頭壓力經(jīng)閥芯內(nèi)部流道傳遞至系統(tǒng)壓力腔。由閥芯受力平衡關(guān)系可知，系統(tǒng)泵頭壓力與最高負(fù)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(fù)載壓力變化，三通壓力補(bǔ)償閥通過調(diào)整溢流量實(shí)現(xiàn)泵頭壓力調(diào)節(jié)，保證泵頭壓力始終跟隨最高負(fù)載壓力變化。

圖1 定量泵負(fù)載敏感L-UDV系統(tǒng)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(lián)主閥口 5、7.二通壓力補(bǔ)償閥 6.梭閥 8.Ls腔阻尼孔 9.三通壓力補(bǔ)償閥 10.系統(tǒng)壓力腔阻尼孔

圖2 三通壓力補(bǔ)償閥結(jié)構(gòu)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(bǔ)償閥閥體 4.閥芯 5.系統(tǒng)壓力腔阻尼孔 6.堵頭 7.系統(tǒng)壓力腔 8.Ls腔阻尼孔 9.Ls控制腔

1.2 數(shù)學(xué)模型

根據(jù)功率鍵合圖基本原理和規(guī)則，搭建了功率鍵合圖模型，如圖3所示。本文為了簡(jiǎn)化系統(tǒng)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(tài)變量，即選取狀態(tài)變量為V2、V8、V26、V42、P17、P31、X15、X34。根據(jù)鍵合圖中各功率變量之間的映射關(guān)系以及0、1節(jié)點(diǎn)含義，可推導(dǎo)出狀態(tài)方程為

(1)

(2)

(3)

(4)

(5)

(6)

(7)

(8)

圖3 定量泵負(fù)載敏感LUDV系統(tǒng)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(bǔ)償閥入口容腔壓縮油液體積，m3

V26——二通壓力補(bǔ)償閥出口至負(fù)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(bǔ)償閥閥芯動(dòng)量，N·s

P31——二通壓力補(bǔ)償閥閥芯動(dòng)量，N·s

X15——三通壓力補(bǔ)償閥閥芯位移，m

X34——二通壓力補(bǔ)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(bǔ)償閥之間容腔液容，m3/Pa

C3——三通壓力補(bǔ)償閥入口容腔液容，m3/Pa

C4——二通壓力補(bǔ)償閥與負(fù)載溢流閥之間容腔液容，m3/Pa

Ct1——三通壓力補(bǔ)償閥彈簧柔度，m/N

Ct2——二通壓力補(bǔ)償閥彈簧柔度，m/N

Rg1——三通壓力補(bǔ)償閥Ls腔阻尼孔液阻,kg/(m4·s)

Rg2——二通壓力補(bǔ)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(bǔ)償閥間節(jié)流口液阻,kg/(m4·s)

Rj2——三通壓力補(bǔ)償閥閥口液阻，kg/(m4·s)

Rj3——二通壓力補(bǔ)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(bǔ)償閥閥芯內(nèi)阻尼孔液阻(即系統(tǒng)壓力腔阻尼孔液阻)，kg/(m4·s)

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

Fy1——三通流量補(bǔ)償器閥芯所受液動(dòng)力對(duì)應(yīng)液阻,kg/(m4·s)

Fy2——二通流量補(bǔ)償器閥芯所受液動(dòng)力對(duì)應(yīng)液阻，kg/(m4·s)

Ff1——三通壓力補(bǔ)償閥閥芯所受摩擦力，N

Ff2——二通壓力補(bǔ)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(bǔ)償閥彈簧預(yù)緊力，N

RL——溢流閥流量壓力特性曲線斜率

Se2——二通壓力補(bǔ)償閥彈簧預(yù)緊力，N

Se3——負(fù)載溢流閥調(diào)定壓力，Pa

If1——三通壓力補(bǔ)償閥閥芯等效質(zhì)量，kg

If2——二通壓力補(bǔ)償閥閥芯等效質(zhì)量，kg

A1——三通壓力補(bǔ)償閥閥芯承壓面積，m2

A2——二通壓力補(bǔ)償閥閥芯承壓面積，m2

2 卸荷壓力沖擊仿真與試驗(yàn)對(duì)比分析

2.1 動(dòng)態(tài)仿真程序設(shè)計(jì)

基于上述定量泵負(fù)載敏感LUDV系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型，采用Matlab的M文件進(jìn)行模塊化編程，編制動(dòng)態(tài)仿真程序進(jìn)行求解，仿真模型參數(shù)如表1所示。程序設(shè)計(jì)流程為：首先利用式(1)～(8)對(duì)所需研究功率變量進(jìn)行表達(dá)，即列出輸出方程，然后利用Matlab對(duì)所列輸出方程進(jìn)行編程語言表述，并構(gòu)建模塊編程所需M文件，最后運(yùn)行程序即可得到仿真結(jié)果。本文所采用仿真程序設(shè)計(jì)思想和方法為功率鍵合圖理論中常規(guī)方法[23]。系統(tǒng)仿真程序包括如下功能模塊：主控模塊、參數(shù)輸入模塊、參數(shù)計(jì)算模塊、仿真過程執(zhí)行模塊、仿真算法模塊、數(shù)學(xué)模型模塊、時(shí)變非線性函數(shù)處理模塊、約束條件模塊、結(jié)果輸出模塊，仿真程序結(jié)構(gòu)如圖4所示。因狀態(tài)方程為剛性方程，故每個(gè)微小時(shí)間段內(nèi)仿真求解采用ode15s算法。

2.2 試驗(yàn)臺(tái)架及試驗(yàn)方案

臺(tái)架試驗(yàn)系統(tǒng)原理如圖5所示，臺(tái)架試驗(yàn)現(xiàn)場(chǎng)如圖6所示。試驗(yàn)臺(tái)主要分為4個(gè)模塊，系統(tǒng)泵組、被測(cè)負(fù)載敏感LUDV多路閥、負(fù)載模擬模塊、先導(dǎo)壓力模塊，其中先導(dǎo)壓力模塊利用比例減壓閥產(chǎn)生連續(xù)可調(diào)的先導(dǎo)控制壓力，負(fù)載模擬模塊利用比例溢流閥實(shí)現(xiàn)負(fù)載壓力在線調(diào)節(jié)，被測(cè)多路閥則選擇其中一個(gè)功能聯(lián)進(jìn)行卸荷壓力沖擊試驗(yàn)，液壓泵采用流量為400 L/min的軸向柱塞定量泵，系統(tǒng)安全閥壓力設(shè)定值為35 MPa。

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

圖4 動(dòng)態(tài)仿真程序結(jié)構(gòu)圖Fig.4 Structure of dynamic simulation program

為了模擬系統(tǒng)卸荷壓力沖擊現(xiàn)象，特制定如下試驗(yàn)方案：①試驗(yàn)準(zhǔn)備。調(diào)定負(fù)載比例溢流閥14的加載壓力為4 MPa；將先導(dǎo)油路的比例減壓閥21調(diào)節(jié)至2 MPa，此時(shí)為主換向閥17液控腔最大先導(dǎo)壓力；測(cè)試過程中，通過壓力傳感器5記錄系統(tǒng)壓力變化，通過壓力傳感器15記錄模擬負(fù)載的變化。②開始測(cè)試。將先導(dǎo)油路的換向閥20左位電磁鐵通電，在0～2 s內(nèi)，保持此狀態(tài)不變。③快速卸荷。在2 s時(shí)刻，將主換向閥17瞬間斷電，此時(shí)主換向閥17切換到中位，然后，在2～4 s內(nèi)，保持此狀態(tài)。

圖5 試驗(yàn)系統(tǒng)原理圖Fig.5 Schematic of test system1.軸向柱塞定量泵 2、23.電動(dòng)機(jī) 3.蝶閥 4.油箱 5、7、9、15、16、19.壓力傳感器 6.三通壓力補(bǔ)償閥 8.被測(cè)多路閥 10、14.負(fù)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(bǔ)償閥 20.換向閥 21.比例減壓閥 22.先導(dǎo)泵 24、25.比例溢流閥 26.冷卻器

圖6 臺(tái)架試驗(yàn)裝置實(shí)物圖Fig.6 Photo of test bench

2.3 卸壓沖擊仿真與試驗(yàn)對(duì)比

為了驗(yàn)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(yàn)測(cè)得的曲線進(jìn)行對(duì)比，試驗(yàn)曲線和仿真曲線如圖7所示。仿真模型中先導(dǎo)壓力和負(fù)載壓力的輸入值和臺(tái)架試驗(yàn)參數(shù)一致。

由圖7可知，在0～2 s內(nèi)，試驗(yàn)曲線和仿真曲線的負(fù)載壓力均為4 MPa，系統(tǒng)壓力均為6.5 MPa，表明仿真模型在靜態(tài)工況下與試驗(yàn)系統(tǒng)吻合度較高。在t=2 s時(shí)刻系統(tǒng)進(jìn)行快速卸荷，主換向閥閥口快速關(guān)閉，在圖7a中，試驗(yàn)負(fù)載壓力從4 MPa迅速下降為0，而系統(tǒng)壓力則出現(xiàn)峰值為10.2 MPa的卸荷壓力沖擊，然后系統(tǒng)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(fù)載壓力同樣從4 MPa迅速降為0，系統(tǒng)壓力則出現(xiàn)峰值為9.5 MPa的壓力沖擊，然后系統(tǒng)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(yàn)數(shù)值，主要原因?yàn)榉抡婺Ｐ椭杏绊戦y芯動(dòng)態(tài)響應(yīng)的摩擦力、流道液阻等參數(shù)與實(shí)際系統(tǒng)存在一定偏差，導(dǎo)致仿真模型中的閥芯動(dòng)態(tài)響應(yīng)較快于試驗(yàn)系統(tǒng)。綜合分析，卸荷過程壓力沖擊仿真與試驗(yàn)曲線基本一致，表明仿真模型可以很好地模擬系統(tǒng)卸荷壓力沖擊現(xiàn)象。

3 關(guān)鍵參數(shù)對(duì)卸荷壓力沖擊的影響

由三通壓力補(bǔ)償閥在定量泵負(fù)載敏感系統(tǒng)中的功能可知，系統(tǒng)卸荷時(shí)，壓力油液經(jīng)三通壓力補(bǔ)償閥直接流回油箱。顯然，三通壓力補(bǔ)償閥的動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性對(duì)系統(tǒng)卸荷特性具有重要影響。由于三通壓力補(bǔ)償閥的關(guān)鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)其動(dòng)態(tài)響應(yīng)具有重要影響，也是影響系統(tǒng)卸荷壓力沖擊的關(guān)鍵因素。本文基于仿真模型，分析三通壓力補(bǔ)償閥中的系統(tǒng)壓力腔阻尼、閥芯直徑、Ls腔阻尼、閥口錐角等參數(shù)對(duì)系統(tǒng)卸荷壓力沖擊的影響規(guī)律。

3.1 系統(tǒng)壓力腔阻尼的影響

系統(tǒng)壓力腔阻尼的作用是穩(wěn)定閥芯運(yùn)動(dòng)，保證三通壓力補(bǔ)償閥在調(diào)壓過程中的壓力響應(yīng)穩(wěn)定性。但也降低了閥芯的動(dòng)態(tài)響應(yīng)，對(duì)系統(tǒng)卸荷特性產(chǎn)生影響。為了分析系統(tǒng)壓力腔阻尼對(duì)卸荷壓力沖擊的影響程度及規(guī)律，分別選取直徑dk為0.6、0.8、1.0、1.2 mm的阻尼孔對(duì)系統(tǒng)卸荷壓力沖擊進(jìn)行仿真。仿真結(jié)果如圖8所示，當(dāng)dk為1.2 mm時(shí)，壓力沖擊峰值達(dá)到7.5 MPa；dk為1.0 mm時(shí)，壓力沖擊峰值達(dá)到9 MPa；dk為0.8 mm時(shí)，壓力沖擊峰值達(dá)到15.2 MPa；dk為0.6 mm時(shí)，壓力沖擊峰值達(dá)到35 MPa。顯然，系統(tǒng)壓力腔阻尼對(duì)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(tǒng)腔阻尼孔徑越大，越有利于三通壓力補(bǔ)償閥快速響應(yīng)，越有利于卸荷壓力沖擊的抑制。但是對(duì)三通壓力補(bǔ)償閥的調(diào)壓穩(wěn)定性產(chǎn)生不利的影響。本文對(duì)4種孔徑的系統(tǒng)壓力腔阻尼分別進(jìn)行系統(tǒng)建壓特性仿真。仿真模型的輸入條件為：將主換向閥的先導(dǎo)壓力設(shè)定為最大值2 MPa，負(fù)載溢流閥設(shè)定壓力在0～1 s保持5 MPa不變；在t=1 s時(shí)刻負(fù)載溢流閥壓力階躍為10 MPa,之后保持10 MPa不變。仿真結(jié)果如圖9所示，負(fù)載壓力在t=1 s時(shí)刻突然階躍為10 MPa后，系統(tǒng)壓力快速跟隨，當(dāng)阻尼孔直徑小于0.8 mm時(shí)，建壓時(shí)間明顯增長(zhǎng)；當(dāng)阻尼孔直徑大于1.0 mm時(shí)，壓力響應(yīng)出現(xiàn)超調(diào)。表明系統(tǒng)壓力腔阻尼孔直徑過大對(duì)系統(tǒng)的調(diào)壓穩(wěn)定性具有不利影響。

圖8 系統(tǒng)壓力腔阻尼器孔徑對(duì)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(tǒng)壓力腔阻尼孔徑對(duì)系統(tǒng)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(tǒng)壓力腔阻尼不僅影響系統(tǒng)卸荷壓力沖擊，同時(shí)也是系統(tǒng)建壓特性關(guān)鍵影響因素，通過增大阻尼孔徑來抑制卸壓沖擊的方法會(huì)造成系統(tǒng)壓力響應(yīng)超調(diào)，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(yùn)動(dòng)阻尼，由于這2個(gè)參數(shù)對(duì)卸荷特性具有重要影響，因此，本文將閥芯直徑作為系統(tǒng)卸荷壓力沖擊的關(guān)鍵影響因素來考慮。根據(jù)三通壓力補(bǔ)償閥的工作原理可知，當(dāng)系統(tǒng)卸荷時(shí)，Ls腔阻尼將對(duì)閥芯運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生較大的阻尼作用，阻尼系數(shù)計(jì)算式為[24]

(9)

式中l(wèi)——Ls腔阻尼孔長(zhǎng)度

μ——流體動(dòng)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(shù)隨三通壓力補(bǔ)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(dòng)態(tài)響應(yīng)，也不利于卸壓沖擊的抑制。由液壓元件設(shè)計(jì)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(dòng)態(tài)響應(yīng)，促進(jìn)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(duì)不同閥芯直徑下的系統(tǒng)卸荷壓力沖擊進(jìn)行仿真分析，仿真結(jié)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(shí)，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(shí)，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(shí)，沖擊壓差曲線趨于平緩。當(dāng)d<25 mm時(shí)，閥口過流面積梯度的減小和阻尼系數(shù)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(jìn)了壓力沖擊，因此，直徑越小，沖擊壓差越大；當(dāng)d>25 mm時(shí)，閥口過流面積梯度增大和阻尼系數(shù)增大綜合影響卸荷壓力沖擊，但后者對(duì)壓力沖擊影響權(quán)重要稍大于前者，因此，隨著直徑增大，沖擊壓差緩慢增大；當(dāng)閥芯直徑在45 mm左右時(shí)，閥口過流面積梯度增大和阻尼系數(shù)增大對(duì)壓力沖擊的影響權(quán)重開始接近，因此，沖擊壓差趨于平緩。

圖10 不同閥芯直徑對(duì)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(duì)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(yùn)動(dòng)阻尼系數(shù)和閥口過流面積兩個(gè)關(guān)鍵參數(shù)，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(shù)，當(dāng)Ls腔阻尼孔長(zhǎng)度l為2 mm、流體動(dòng)力粘度μ為0.026 1 N·s/m2時(shí)，得到不同閥芯直徑和Ls腔阻尼孔直徑下的阻尼系數(shù)如圖12所示。5種閥芯直徑下的阻尼系數(shù)-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(shù)迅速減小；阻尼系數(shù)隨著閥芯直徑增大而增大，并且阻尼孔直徑越小，阻尼系數(shù)隨閥芯直徑增大速率越大。由于阻尼系數(shù)反映了閥芯運(yùn)動(dòng)阻尼，因此，Ls腔阻尼孔直徑越大，閥芯阻尼越小，其響應(yīng)越快，越有利于降低卸荷壓力沖擊。然而，從Ls腔阻尼抑制負(fù)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(tǒng)卸荷壓力沖擊而增大Ls腔阻尼孔直徑將不利于負(fù)載反饋壓力沖擊的抑制，因此，Ls腔阻尼孔直徑選取應(yīng)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(shù)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(duì)卸荷壓力沖擊進(jìn)行仿真，仿真結(jié)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(jù)液壓元件設(shè)計(jì)理論知識(shí)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(fā)，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(shí)也對(duì)系統(tǒng)卸荷壓力具有重要影響。對(duì)上述4種錐角的三通壓力補(bǔ)償閥進(jìn)行卸荷仿真，通過改變電機(jī)轉(zhuǎn)速來改變系統(tǒng)卸荷流量，卸荷壓力隨系統(tǒng)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(tǒng)卸荷壓力也隨之增大；當(dāng)卸荷流量較小時(shí)(Q<100 L/min),卸荷壓力隨著錐角增大而減小,當(dāng)卸荷壓力較大時(shí)(Q>300 L/min),卸荷壓力隨著錐角增大而增大。根據(jù)三通壓力補(bǔ)償閥閥芯受力平衡關(guān)系，忽略摩擦力和瞬態(tài)液動(dòng)力影響，系統(tǒng)卸荷壓力由彈簧力和穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力之和決定，因此，彈簧力和穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力越大，系統(tǒng)卸荷壓力就越大。由錐型閥芯穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力計(jì)算公式可知，穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力隨著錐角和流量增大而增大。

圖13 閥芯錐角對(duì)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(tǒng)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(bǔ)償閥工作原理可知，彈簧力由預(yù)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(dāng)系統(tǒng)卸荷流量較小時(shí)，由于穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力較小，系統(tǒng)卸荷壓力大小主要由彈簧力決定；根據(jù)上述分析可知，錐角越大，彈簧力越小，因此，系統(tǒng)卸荷流量較小時(shí)，卸荷壓力隨著錐角增大而減小。當(dāng)系統(tǒng)卸荷流量較大時(shí)，由于穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力較大，系統(tǒng)卸荷壓力主要由穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力決定；根據(jù)上述關(guān)于穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力的分析可知，錐角越大，穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力越大，因此，系統(tǒng)卸荷流量較大時(shí)，系統(tǒng)卸荷壓力隨著錐角增大而增大。

由于本文所研究系統(tǒng)是大流量系統(tǒng)，增大閥芯錐角，在一定程度上可抑制壓力沖擊峰值，但系統(tǒng)卸荷壓力也隨之增大，這不僅不利于節(jié)能要求，還增大了系統(tǒng)的調(diào)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(bǔ)償閥結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案

通過三通壓力補(bǔ)償閥中關(guān)鍵參數(shù)對(duì)卸荷壓力沖擊影響規(guī)律的仿真發(fā)現(xiàn)，這些參數(shù)對(duì)卸荷壓力沖擊具有重要影響，通過直接影響閥芯動(dòng)態(tài)響應(yīng)或閥口過流面積梯度來影響卸荷壓力沖擊。由于這些參數(shù)同時(shí)影響著三通壓力補(bǔ)償閥其他特性，所以依靠單一參數(shù)優(yōu)化抑制卸荷壓力沖擊的方法不可行。在不影響三通壓力補(bǔ)償閥其他特性前提下，提高閥芯動(dòng)態(tài)響應(yīng)或提高閥口過流面積梯度是抑制卸荷壓力沖擊的關(guān)鍵。

本文提出一種“小閥芯、雙閥口”型的三通壓力補(bǔ)償閥結(jié)構(gòu)，主要原理為：將閥芯直徑適當(dāng)縮小，可以減小閥芯運(yùn)動(dòng)阻尼，提高閥芯動(dòng)態(tài)響應(yīng)；同時(shí)，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(shí)現(xiàn)閥芯小位移時(shí)只打開第一閥口，較大位移時(shí)打開兩個(gè)閥口，保證了三通壓力補(bǔ)償閥在小流量溢流時(shí)的壓力調(diào)節(jié)分辨率，同時(shí)也保證了大流量溢流時(shí)的快速卸壓。優(yōu)化結(jié)構(gòu)具體參數(shù)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(yōu)化前的單溢流閥口結(jié)構(gòu)。圖16為優(yōu)化后的雙溢流閥口結(jié)構(gòu)。

圖15 單溢流閥口結(jié)構(gòu)示意圖Fig.15 Structure diagram of single valve port

圖16 雙溢流閥口結(jié)構(gòu)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(yàn)證上述卸荷壓力沖擊抑制方案的有效性，分別對(duì)卸荷壓力沖擊抑制進(jìn)行仿真和試驗(yàn)。仿真和試驗(yàn)結(jié)果如圖17所示。

圖17 優(yōu)化后卸壓沖擊仿真和試驗(yàn)曲線Fig.17 Simulation and test curves of unloading pressure shock of optimized system

由圖17a和圖7b可知，優(yōu)化后的三通壓力補(bǔ)償閥明顯抑制了系統(tǒng)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(yōu)化后的三通壓力補(bǔ)償閥還降低了系統(tǒng)的卸荷壓力，系統(tǒng)卸荷壓力由3 MPa降低到2.4 MPa。

由圖17b和圖7a可知，優(yōu)化后的三通壓力補(bǔ)償閥對(duì)系統(tǒng)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(tǒng)降低了89%；同時(shí)，系統(tǒng)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(yàn)效果基本一致，優(yōu)化后的三通壓力補(bǔ)償閥對(duì)系統(tǒng)卸荷壓力沖擊具有明顯的抑制效果，同時(shí)，也降低了系統(tǒng)的卸荷壓力，實(shí)現(xiàn)了低壓卸荷，有利于節(jié)能。

5 結(jié)論

(1)系統(tǒng)壓力腔阻尼是卸荷壓力沖擊的關(guān)鍵影響因素，阻尼孔直徑越大，卸荷壓力沖擊越小。同時(shí)，它也是系統(tǒng)建壓特性的關(guān)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(huì)造成系統(tǒng)建壓過程壓力響應(yīng)超調(diào)。因此，系統(tǒng)壓力腔阻尼的選取必須綜合考量。

(2)閥芯直徑對(duì)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(tǒng)卸壓速率。因此，合理設(shè)計(jì)閥芯直徑非常重要。

(3)Ls腔阻尼孔直徑越大，其動(dòng)態(tài)響應(yīng)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(fù)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(tǒng)卸荷壓力也隨之增大，這不僅不利于節(jié)能，還增大了系統(tǒng)的調(diào)壓偏差。

(5)提出的“小閥芯、雙閥口”型三通壓力補(bǔ)償閥結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案對(duì)系統(tǒng)卸荷壓力沖擊的抑制效果明顯，優(yōu)化后的系統(tǒng)卸荷沖擊壓差比原系統(tǒng)降低了89%，400 L/min流量下的卸荷壓力降低了20%。