一種農機液壓系統(tǒng)制動緩沖閥原理與性能研究

劉少龍，劉晉亮,魏聰梅，丁 鼎

(1.太原科技大學 機械工程學院， 太原 030024；2.山西省工程機械廠，太原030003)

液壓缸和馬達在啟、制動及載荷突變工況下由于負載存在較大的慣性，使工作腔壓力突變到額定工作壓力的數(shù)倍，導致液壓沖擊振動噪聲、液壓管路和元件損壞并降低使用壽命等[1-3]。因此在工程及農用機械液壓系統(tǒng)中有防止壓力突變的緩沖系統(tǒng)[4]。目前工程機械多采用將雙溢流閥和單向閥集成多路閥的液壓緩沖系統(tǒng)。由于溢流閥的啟閉特性，在溢流閥的閥口打開前一瞬間存在較大壓力超調,系統(tǒng)中壓力峰值一般會超過系統(tǒng)額定壓力的20%以上[5]。溢流閥制動緩沖回路是在液壓執(zhí)行元件進出口主油路上各設一套溢流閥和單向閥集成的多路閥來完成執(zhí)行元件在兩個運動方向上的制動，這樣使系統(tǒng)復雜繁瑣不便于系統(tǒng)的安裝和檢修，并且成本較高，對壓力波動的吸收能力有限。針對以上不足，本文提出了一種液控并聯(lián)阻尼緩沖閥。

1 新型阻尼緩沖閥結構和工作原理介紹

1.1 緩沖閥結構介紹

如圖1所示，新型緩沖閥主要包括閥體1、主閥芯2、并聯(lián)阻尼3～6及彈簧7、8等構成。主閥芯通過液控口A、B換向，避免了電磁換向閥芯行程的限制。P、T口為緩沖閥與液壓執(zhí)行元件并聯(lián)的主油路接口，通過閥體內部流道，分別與四個打有細長阻尼孔11的螺栓(如圖2所示)環(huán)形槽12相通。帶有細長阻尼孔的螺栓3～6，通過螺紋的加工長度保證環(huán)形槽12在閥體內部的定位，確保與P、T油口相通的閥體內部流道與阻尼螺栓環(huán)形槽相通。如圖2所示，阻尼螺栓環(huán)形槽內均布開有四個通孔13且與細長阻尼孔11相通。P口通過并聯(lián)帶有阻尼孔的螺栓3和4與閥芯環(huán)形腔E相通，T口通過并聯(lián)帶有阻尼孔的螺栓5和6與閥芯環(huán)形腔F相通。

1.閥體；2.閥芯；3-6.帶有細長阻尼孔的螺栓；7、8.彈簧；9、10.閥體端蓋；A、B.液控口；P、T.進出油口；E、F.閥芯與閥體形成的密封腔圖1 新型阻尼緩沖閥的裝配圖Fig.1 The assembly drawing of new damping cushion valve

1.細長阻尼孔;2.環(huán)形槽;3.通孔圖2 帶有阻尼孔的螺栓Fig.2 Bolts with damping hole

1.2 緩沖閥原理介紹

如圖3所示為緩沖閥剖視圖。將液控口A、B及主油口P、T(圖1)分別接入液壓缸或馬達的進出油口。當液壓缸處于正常工況時，進油腔和和回油腔壓差未達到緩沖閥開啟壓力時，P口油液通過并聯(lián)阻尼螺栓3、4密封于閥芯環(huán)形腔E，T口油液通過并聯(lián)阻尼螺栓5、6密封于F腔，P、T口油液處于隔離狀態(tài)，如圖3所示。額定工況下液壓缸進出油口存在壓差，所以閥芯向低壓側移動，閥芯中部軸肩與閥體的搭接密封長度減少，以便在出現(xiàn)壓力突變時快速響應打開，此時壓力波動較小，主要通過閥體兩邊的比例緩沖彈簧吸收壓力波動并抑制超調。當液壓缸向內超越縮回制動時，P口壓力出現(xiàn)突變升高，T口壓力降低，在液控口A、B壓差作用下閥芯右移，當壓差達到緩沖閥彈簧調定開啟壓力時，四個阻尼孔通過環(huán)形腔E瞬時連通，壓差越大換向閥的閥芯位移越大，節(jié)流面積增大，緩沖閥通流能力增加。此時P口油液經過并聯(lián)阻尼孔3、4、密封腔E、并聯(lián)阻尼孔4、6補回到低壓腔，通過細長阻尼孔11起到抑制壓力波動的目的，通過向低壓腔補油抑制氣旋的發(fā)生[5]。當液壓缸阻抗伸出工況下制動時，T口壓力突變升高，P口壓力降低，在液控口壓力作用下閥芯左移，當壓差達到緩沖閥開啟壓力時液壓缸T口油液經過并聯(lián)阻尼孔5、6、密封腔F、并聯(lián)阻尼孔3、4補回到低壓腔。

圖3 新型緩沖閥剖視圖

Fig.3 New cushion valve section

2 數(shù)學模型

活塞運動方程

-p1A1=My''+B1y'-F

(1)

式中，p1—液壓缸活塞腔壓力，A1—液壓缸活塞腔面積，M—負載質量，B1—液壓缸粘性阻尼系數(shù)，F(xiàn)—液壓缸外力。

液壓缸活塞桿腔流量連續(xù)性方程

(2)

Vu-液壓缸緩沖腔容積,Ke-油液彈性模量,Q-流過緩沖閥的流量，y-液壓缸位移

節(jié)流閥芯的運動方程

p1A0-2k(x+x0)=mx''+B2x'

(3)

A0-閥芯液控口面積，k-彈簧剛度，x0-彈簧預壓縮量，x-閥芯位移，m-閥芯質量，B2-閥芯粘性阻尼系數(shù)。

緩沖閥的流量方程

Q=A0·x(x≤x1)

(4)

(5)

式中：x1—閥芯的負開口量，d0、d—閥芯直徑、阻尼孔直徑，l—阻尼孔長度，Δp—閥芯節(jié)流口壓差。

上式4為系統(tǒng)壓力突變量未達到緩沖閥的調定開啟壓力，高壓腔油液流入到液控口，推動閥芯向低壓腔移動，閥芯中部軸肩與閥體的搭接密封減少，但閥芯未打開，P、T口油液未連通，系統(tǒng)壓力超調通過閥體內部彈簧吸收。式5為系統(tǒng)壓力超調達到了緩沖閥調定的開啟壓力，高壓油液通過螺栓的固定阻尼孔瞬間與低壓側油液連通泄荷，抑制壓力突變，高壓油液補回到低壓腔防止低壓腔氣旋的發(fā)生。

3 緩沖閥特性仿真分析

根據(jù)某型農機液壓系統(tǒng)參數(shù)，在AMESim中建立采用新型緩沖閥的液壓系統(tǒng)仿真模型如下圖4.選取仿真時間20 s，采樣步長0.001 s[6-7].

1、3.輸入信號; 2.主換向閥;4.緩沖閥;

圖4 新型緩沖閥的AMESim液壓系統(tǒng)模型

Fig.4 AMESim hydraulic system model of the new buffer valve

仿真模型主要參數(shù)設置如表1.

為進行液壓缸在啟、制動工況下緩沖閥的性能分析，主油路換向閥2的輸入信號1如下圖5所示。在0～5 s內換向閥2左位工作，液壓缸開始向上伸出，在5 s時換向閥2回到中位，液壓缸制動。在5～10 s內液壓缸處于制動狀態(tài)。在10 s時換向閥2右位工作液壓缸開始下降縮回，在12 s時開始制動。

表1 仿真模型主要參數(shù)

Tab.1 Main parameters of simulation model

閥芯大端直徑/mm 20 活塞直徑/mm110 閥芯小端直徑/mm 15 活塞桿直徑/mm65 溢流方閥壓力/mpa 23 液壓缸行程/mm840阻尼孔直徑/mm 1.2 閥芯質量/g20 阻尼孔長度/mm 10 負載質量/kg 12 000

圖5 換向主閥2的輸入信號

Fig.5 Input signal of main valve 2

由于新型緩沖閥通過閥芯中部軸肩將并聯(lián)于主油路的P、T油口隔開，在左腔或右腔壓力突變情況下，分別通過中部軸肩的左或右側節(jié)流面節(jié)流，所以閥芯行程和封油長度較大，采用液控換向。如圖6所示，為閥芯位移與節(jié)流面積關系曲線?？芍陂y芯位移在0～15 mm時閥芯節(jié)流面積為零，此時通過彈簧壓縮抑制壓力突變。在閥芯位移達到15 mm時閥口開始打開，四個固定阻尼瞬間連通，并隨著閥芯位移的增大節(jié)流面積增加。在閥芯位移達到17 mm時閥口開度達到最大，此時節(jié)流面積也達到最大125 mm2.

采用新型并聯(lián)阻尼緩沖閥的液壓系統(tǒng)，啟動緩沖特性分析如圖7所示。由圖7中突變壓力曲線可知液壓缸在啟動過程中無桿腔最大突變壓16 MPa，在0.12 s后恢復到了額定工況壓力15 MPa，可知最大啟動壓力超調為6%.由圖中緩沖閥的閥芯節(jié)流面積變化曲線可知，在0.01 s時緩沖閥的閥芯逐漸打開，隨著活塞腔突變壓力的增加，閥口節(jié)流面積隨之增加，閥口通流能力增加，在0.015 s時閥口節(jié)流面積增加到最大125 mm2，高壓油液通過并聯(lián)細長阻尼孔向低壓腔補油，達到抑制壓力波動超調和氣旋發(fā)生的目的。在0.028 s突變壓力降低時，閥芯節(jié)流面積開始降低，0.032 s時緩沖閥節(jié)流面積降為零，閥口關閉。0.07 s后閥口再次打開，但由于液控口兩端壓差，閥芯都是部分開啟。在0.12 s后，壓力超調在系統(tǒng)允許范圍內，緩沖閥通過閥芯移動壓縮彈簧抑制壓力超調，閥口沒有打開。

圖6 閥芯位移與節(jié)流面積關系

Fig.6 Relationship betweenspool displacement and throttle area

圖7 液壓缸啟動時兩腔壓力與緩沖閥節(jié)流面積曲線

Fig.7 Thecurve of two-chamber pressure and flow area at the startup of hydraulic cylinder

液壓缸制動特性的分析如下，根據(jù)主換向閥2的輸入信號，液壓缸在0～5 s內阻抗伸出，在第5 s時開始制動。在5～10 s時主閥2處于中位，液壓缸進出口油液被切斷。在10 s時主閥2換向，液壓缸超越縮回，在12 s時通過主閥2中位制動。在液壓缸阻抗伸出和超越縮回工況下制動，液壓缸兩腔壓力變化和新型緩沖閥節(jié)流特性分析分別如下圖8和圖9.

在0～5 s阻抗伸出工況下第5 s時主閥2中位工作，液壓缸開始制動。由于負載慣性，液壓缸繼續(xù)伸出，活塞桿腔油液壓縮壓力突變升高，活塞腔壓力降低。在5.06 s時緩沖閥液控口壓差達到閥口的開啟壓力，逐漸打開，并在0.01 s后節(jié)流面積達到最大。在制動0.3 s后液壓缸兩腔壓差維持在允許范圍內，緩沖閥節(jié)流口不再打開，節(jié)流面積為零，只通過緩沖閥兩腔的彈簧緩沖，制動0.5 s后達到穩(wěn)態(tài)，仿真結果顯示整個過程中壓力超調和達到穩(wěn)態(tài)的時間都在可允許范圍內。

圖8 液壓缸阻抗伸出工況下制動特性曲線

Fig.8 Braking characteristic curve of hydraulic cylinder under the impedance extension

圖9 液壓缸超越縮回工況下制動特性曲線

Fig.9 The braking characteristic curve of hydraulic cylinder under the over retraction

由圖9可知，在12 s時開始超越縮回工況下制動，液壓缸活塞腔壓力突變升高，活塞桿腔壓力降低，由于負載較大緩沖閥瞬間打開，在經過0.12 s后緩沖閥節(jié)流口關閉，由圖9可知在超越縮回工況下系統(tǒng)壓力超調不超過20%，緩沖效果良好。

由圖10液壓缸位移時間曲線可知，在主換向閥2的輸入信號作用下液壓缸在0～5 s以0.1 m/s的速度阻抗伸出，在第5 s時通主閥2中位制動。在10 s時液壓缸開始超越縮回且在12 s時制動。由液壓缸位移時間曲線可知液壓缸在不同工況下制動距離都不超過5 mm，制動時間都不超過0.3 s.

圖10 活塞位移時間曲線

Fig.10 Curve of piston displacement and time

4 總結

針對農用機械液壓系統(tǒng)制動過程中出現(xiàn)液壓沖擊及氣旋的問題，且由于農用機械性價比及工況的特殊性，本文設計了一種采用液控并聯(lián)阻尼孔來改善農機液壓執(zhí)行元件的制動壓力突變的液壓緩沖閥。仿真結果表明，該元件在兼顧制動距離和壓力突變量的情況下制動效果良好。與傳統(tǒng)的液壓緩沖系統(tǒng)相比該緩沖閥具有結構簡單、性價比高、工況適應性強的特點，可廣泛應用于我國農用機械液壓執(zhí)行元件的制動緩沖系統(tǒng)。