程懿，李瑞川，丁馨鎧，劉繼魯，劉琦，李艷超

(1.齊魯工業(yè)大學(xué)(山東省科學(xué)院)機械工程學(xué)部，山東濟南 250353；2.山東科技大學(xué)機械電子工程學(xué)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(guān)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(jié)能性，其優(yōu)劣直接影響作業(yè)的質(zhì)量和效率[1-4]。

國外的電液比例閥與其壓力補償技術(shù)發(fā)展迅速，Rexroth公司和Bucher公司已經(jīng)針對不同的系統(tǒng)要求研制出了配套的技術(shù)和產(chǎn)品[5-10]。為了突破外國的技術(shù)壁壘，我國一些學(xué)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(jié)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(fā)現(xiàn)閥前補償方式的系統(tǒng)具有更好的調(diào)速剛度；趙小龍等[16]對定量泵負載敏感系統(tǒng)中的三通壓力補償閥進行了優(yōu)化，從而抑制卸荷壓力沖擊。上述研究普遍存在創(chuàng)新不足，結(jié)構(gòu)設(shè)計上仍需優(yōu)化，對壓力補償?shù)姆治鲋会槍δ骋环N參數(shù)或變量，沒有充分考慮其他參數(shù)和邊界條件的影響，難以反映真實特性。

因此，本文作者設(shè)計一種負載敏感電液比例系統(tǒng)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(shù)綜合仿真。

1 壓力補償器的結(jié)構(gòu)組成及工作原理

負載敏感電液比例系統(tǒng)壓力補償器主要由定差減壓閥、彈簧和各油道組成，其結(jié)構(gòu)如圖1所示。該新型壓力補償器為串聯(lián)型閥前壓力補償，定差減壓閥與主閥節(jié)流口串聯(lián)組成二通調(diào)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(xiàn)負載獨立功能。其結(jié)構(gòu)采用分離模塊化接口設(shè)計，無需調(diào)整，可以直接插裝到閥體內(nèi)，控制精度高、可靠性強且結(jié)構(gòu)合理緊湊、易于維護。

圖1 新型壓力補償?shù)慕Y(jié)構(gòu)

系統(tǒng)處于非工作狀態(tài)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(jīng)左側(cè)薄壁孔流入定差減壓閥閥芯內(nèi)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(cè)薄壁孔關(guān)閉，同時減壓閥閥口和右側(cè)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(jié)流口與負載壓力產(chǎn)生邏輯關(guān)系，一部分經(jīng)右側(cè)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(tài)。但是，當外界環(huán)境改變導(dǎo)致負載壓力發(fā)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(tài)，系統(tǒng)便通過閥芯的移動改變節(jié)流口開度，控制負載流量，快速達到新的平衡狀態(tài)，從而實現(xiàn)負載流量的相對穩(wěn)定。

2 AMESim仿真分析

搭建負載敏感電液比例系統(tǒng)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(yù)緊力和黏性摩擦系數(shù)對壓力補償器性能的影響規(guī)律；又利用正交仿真的方法，分析各個關(guān)鍵參數(shù)值的不同匹配方案對壓力補償器特性的影響，尋找最優(yōu)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(tài)特性的影響

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

圖3 不同彈簧剛度下的響應(yīng)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(tǒng)調(diào)節(jié)時間延長，穩(wěn)定性降低，穩(wěn)態(tài)輸出值略有增大；對定差減壓閥閥芯位移的響應(yīng)來說，彈簧剛度增大，峰值減小，但最大超調(diào)量會增大，當彈簧剛度為20 N/mm時，系統(tǒng)的調(diào)節(jié)時間最短。

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

2.2 彈簧預(yù)緊力對動態(tài)特性的影響

彈簧預(yù)緊力設(shè)計為85、90、95 N，設(shè)置仿真時間為0.2 s，得到仿真結(jié)果如圖4所示。

圖4 不同彈簧預(yù)緊力下的響應(yīng)曲線

分析圖4可以看出：彈簧預(yù)緊力對負載敏感電液比例系統(tǒng)壓力補償器的動態(tài)響應(yīng)和穩(wěn)態(tài)特性都有影響。隨著定差減壓閥彈簧預(yù)緊力的增大，輸出流量和壓差的最大超調(diào)量顯著減小，響應(yīng)穩(wěn)定性稍有提高，達到穩(wěn)態(tài)的時間相應(yīng)減少；當彈簧預(yù)緊力為90 N時，閥芯位移的響應(yīng)情況最好，預(yù)緊力為95 N時，閥芯位移的波動程度最大，調(diào)節(jié)時間最長。

因此，在系統(tǒng)其他參數(shù)恒定的情況下，在一定范圍內(nèi)增大定差減壓閥的彈簧預(yù)緊力，有利于提高壓力補償器的壓差穩(wěn)定性和輸出流量的響應(yīng)特性，有利于改善負載敏感電液比例系統(tǒng)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(yù)緊力設(shè)置為90 N較為理想。

2.3 黏性摩擦系數(shù)對動態(tài)特性的影響

設(shè)置動態(tài)仿真模型中的黏性摩擦系數(shù)分別為1、3、5 N·s/m，其他系統(tǒng)參數(shù)保持不變，仿真運行0.2 s，得到不同黏性摩擦系數(shù)下的壓力補償器響應(yīng)曲線，如圖5所示。

圖5 不同黏性摩擦系數(shù)下的響應(yīng)曲線

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

綜上，黏性摩擦系數(shù)的大小是影響負載敏感電液比例系統(tǒng)壓力補償器動態(tài)響應(yīng)的關(guān)鍵因素，在某特定的范圍內(nèi)，減小黏性摩擦系數(shù)能夠改善壓力補償器的性能，在設(shè)計制造過程中，要特別注意間接控制黏性摩擦系數(shù)。對于現(xiàn)有的壓力補償器模型，黏性摩擦系數(shù)設(shè)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(tài)特性是由各個關(guān)鍵參數(shù)共同影響的，所以，需要采用正交分析法研究各關(guān)鍵參數(shù)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(yōu)化分析，尋找最優(yōu)的參數(shù)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(shù)組合方案，依次進行仿真試驗分析，動態(tài)響應(yīng)仿真結(jié)果依次如圖6—圖14所示。

圖6 方案1的動態(tài)響應(yīng)曲線

由圖6可知：主閥口輸出流量的峰值為118.96 L/min，穩(wěn)態(tài)輸出值為87.64 L/min，最大超調(diào)量為35.74%，系統(tǒng)調(diào)節(jié)時間為0.09 s；主閥口壓差的峰值為0.91 MPa，穩(wěn)態(tài)輸出值為0.493 MPa，最大超調(diào)量為84.58%，系統(tǒng)調(diào)節(jié)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(wěn)態(tài)輸出值為87.66 L/min，最大超調(diào)量為45.36%，系統(tǒng)調(diào)節(jié)時間為0.12 s；主閥口壓差的峰值為1.04 MPa，穩(wěn)態(tài)輸出值為0.494 MPa，最大超調(diào)量為110.53%，系統(tǒng)調(diào)節(jié)時間為0.1 s。

圖7 方案2的動態(tài)響應(yīng)曲線

由圖8可知：主閥口輸出流量的峰值為135.34 L/min，穩(wěn)態(tài)輸出值為87.92 L/min，最大超調(diào)量為53.94%，系統(tǒng)調(diào)節(jié)時間為0.18 s；主閥口壓差的峰值為1.177 MPa，穩(wěn)態(tài)輸出值為0.497 MPa，最大超調(diào)量為136.82%，系統(tǒng)調(diào)節(jié)時間為0.17 s。

圖8 方案3的動態(tài)響應(yīng)曲線

由圖9可知：主閥口輸出流量的峰值為116.11 L/min，穩(wěn)態(tài)輸出值為87.68 L/min，最大超調(diào)量為34.42%，系統(tǒng)調(diào)節(jié)時間為0.1 s；主閥口壓差的峰值為0.866 MPa，穩(wěn)態(tài)輸出值為0.494 MPa，最大超調(diào)量為75.30%，系統(tǒng)調(diào)節(jié)時間為0.12 s。

圖9 方案4的動態(tài)響應(yīng)曲線

由圖10可知：主閥口輸出流量的峰值為124.02 L/min，穩(wěn)態(tài)輸出值為87.65 L/min，最大超調(diào)量為41.49%，系統(tǒng)調(diào)節(jié)時間為0.1 s；主閥口壓差的峰值為0.988 MPa，穩(wěn)態(tài)輸出值為0.494 MPa，最大超調(diào)量為100%，系統(tǒng)調(diào)節(jié)時間為0.11 s。

圖10 方案5的動態(tài)響應(yīng)曲線

由圖11可知：主閥口輸出流量的峰值為100.94 L/min，穩(wěn)態(tài)輸出值為87.52 L/min，最大超調(diào)量為15.33%，系統(tǒng)調(diào)節(jié)時間為0.15 s；主閥口壓差的峰值為0.655 MPa，穩(wěn)態(tài)輸出值為0.492 MPa，最大超調(diào)量為33.13%，系統(tǒng)調(diào)節(jié)時間為0.15 s。

圖11 方案6的動態(tài)響應(yīng)曲線

由圖12可知：主閥口輸出流量的峰值為104.49 L/min，穩(wěn)態(tài)輸出值為87.71 L/min，最大超調(diào)量為19.13%，系統(tǒng)調(diào)節(jié)時間為0.09 s；主閥口壓差的峰值為0.702 MPa，穩(wěn)態(tài)輸出值為0.494 MPa，最大超調(diào)量為42.11%，系統(tǒng)調(diào)節(jié)時間為0.1 s。

圖12 方案7的動態(tài)響應(yīng)曲線

由圖13可知：采用方案8的參數(shù)組合時，主閥口輸出流量的峰值為95.37 L/min，穩(wěn)態(tài)輸出值為87.68 L/min，最大超調(diào)量為8.77%，系統(tǒng)調(diào)節(jié)時間為0.1 s；主閥口壓差的峰值為0.584 MPa，穩(wěn)態(tài)輸出值為0.494 MPa，最大超調(diào)量為18.22%，系統(tǒng)調(diào)節(jié)時間為0.11 s。

圖13 方案8的動態(tài)響應(yīng)曲線

由圖14可知：采用方案9的參數(shù)組合時，主閥口輸出流量的峰值為100.35 L/min，穩(wěn)態(tài)輸出值為87.55 L/min，最大超調(diào)量為14.62%，系統(tǒng)調(diào)節(jié)時間為0.16 s；主閥口壓差的峰值為0.647 MPa，穩(wěn)態(tài)輸出值為0.492 MPa，最大超調(diào)量為31.5%，系統(tǒng)調(diào)節(jié)時間為0.15 s。

圖14 方案9的動態(tài)響應(yīng)曲線

通過正交仿真分析可以得知，各個關(guān)鍵參數(shù)的相互匹配對壓力補償器的動態(tài)特性有很大的影響，可以根據(jù)整機裝備的不同工況和作業(yè)要求選擇合適的參數(shù)匹配方案。綜合考慮動態(tài)響應(yīng)的穩(wěn)定性和響應(yīng)速度，方案8設(shè)置彈簧剛度為22 N/mm、彈簧預(yù)緊力為90 N、黏性摩擦系數(shù)為1 N·s/m，具有最好的動態(tài)響應(yīng)特性。

3 試驗研究

為了驗證優(yōu)化設(shè)計后的負載敏感電液比例系統(tǒng)壓力補償器的動態(tài)響應(yīng)性能，搭建了電液比例閥液壓系統(tǒng)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(shù)據(jù)采集系統(tǒng)組成。

圖15 電液比例閥液壓系統(tǒng)試驗平臺

3.1 階躍信號試驗分析

調(diào)定試驗平臺的系統(tǒng)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(yīng)曲線，閥芯位移響應(yīng)曲線以及主閥口壓差響應(yīng)曲線如圖16所示。

圖16 8 V階躍信號下的響應(yīng)曲線

從圖16可以看出：輸出流量的穩(wěn)態(tài)值為89.1 L/min，最大超調(diào)量約為33.3%，調(diào)節(jié)時間為0.12 s；定差減壓閥閥芯位移的響應(yīng)時間為0.11 s，穩(wěn)態(tài)值為-2.12 mm；閥口壓差的響應(yīng)時間為0.12 s，壓差穩(wěn)態(tài)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(tǒng)壓力的響應(yīng)發(fā)生動態(tài)變化，引起輸出流量的波動。

對比試驗結(jié)果與仿真結(jié)果可以發(fā)現(xiàn)：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(tài)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(wěn)態(tài)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(shù)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(shù)與仿真設(shè)定值并不相等。

(2)試驗結(jié)果比仿真結(jié)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(tǒng)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(yīng)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(tǒng)壓力補償器的動態(tài)特性進行較好的模擬，驗證了仿真模型的正確性，證明了優(yōu)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(yīng)曲線和閥口壓差響應(yīng)曲線，如圖17所示。

圖17 矩形波信號下的響應(yīng)曲線

分析圖17可知：偏置信號的大幅值對應(yīng)主閥大開口工況，流量波動相對較小，穩(wěn)態(tài)輸出流量為71 L/min，小幅值使主閥處于小開口工況，穩(wěn)態(tài)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(wěn)定，具有較好的動態(tài)性能。

4 結(jié)論

文中以負載敏感電液比例系統(tǒng)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(yù)緊力和黏性摩擦系數(shù)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(yōu)化設(shè)計，最后通過試驗對其動態(tài)性能進行研究，得出以下結(jié)論：

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

(2)各個關(guān)鍵參數(shù)的相互匹配對壓力補償器的動態(tài)特性有著很大的影響，綜合考慮動態(tài)響應(yīng)的穩(wěn)定性和響應(yīng)速度，設(shè)置彈簧剛度為22 N/mm、彈簧預(yù)緊力為90 N、黏性摩擦系數(shù)為1 N·s/m的壓力補償器具有最好的動態(tài)響應(yīng)特性。。

(3)搭建試驗平臺對負載敏感電液比例系統(tǒng)壓力補償器進行試驗測試，結(jié)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(yōu)化后的壓力補償器具有良好的動態(tài)響應(yīng)性能。