基于補(bǔ)償壓差可調(diào)的多路閥流量控制特性研究

王 波，郝云曉，權(quán) 龍,葛 磊，楊 敬，楊 濤

(1.太原理工大學(xué)新型傳感器與智能控制教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，山西太原 030024；2.江蘇匯智高端工程機(jī)械創(chuàng)新中心有限公司，江蘇徐州 221004)

引言

近年來，我國工程機(jī)械行業(yè)發(fā)展迅猛，各類機(jī)器總保有量達(dá)到750萬臺以上，成為國家重要支柱產(chǎn)業(yè)。多路閥作為工程機(jī)械分配流量、協(xié)調(diào)各執(zhí)行器動作的“大腦”，其性能直接影響著主機(jī)的操控性。

根據(jù)不同結(jié)構(gòu)，現(xiàn)有多路閥可分為不帶壓力補(bǔ)償器和帶有壓力補(bǔ)償器2類[1]。不帶壓力補(bǔ)償器的多路閥，集成有與油箱連通的中位油道，工作時中位油道逐漸被切斷，執(zhí)行器啟動平穩(wěn)無沖擊，但閥口流量易受負(fù)載變化影響。帶有壓力補(bǔ)償器多路閥與比例流量閥類似，采用壓力補(bǔ)償器保持閥口壓差恒定，通過閥口的流量只與開口面積有關(guān)，控制特性較好[2]。

目前，針對多路閥研究主要包括主閥和壓力補(bǔ)償器兩方面。多路閥主閥研究工作主要集中在閥內(nèi)流場仿真、結(jié)構(gòu)和控制性能優(yōu)化等方面。呂玥婷等[3]采用有限元法建立了主閥芯多物理場耦合熱力學(xué)模型，研究了多路閥油液溫度場、固體溫度場以及主閥芯熱變形規(guī)律。陳東寧等[4]運(yùn)用試驗(yàn)數(shù)據(jù)擬合的方法，研究了主閥芯修正黏性摩擦LuGre模型補(bǔ)償方法，減小了摩擦力對主閥控制精度的影響。鄧斌等[5]分析了穩(wěn)態(tài)液動力對主閥芯操縱力的影響，通過適當(dāng)增大對中彈簧的預(yù)緊力和彈簧系數(shù)可減小該不利影響。冀宏[6]針對主閥復(fù)位時的卡滯問題，分析了主閥芯P-T口的流場特性和穩(wěn)態(tài)液動力的變化規(guī)律，通過在主閥芯上設(shè)置擋流凸臺結(jié)構(gòu)，減小峰值液動力61.6%。

壓力補(bǔ)償器方面，羅艷蕾等[7]對壓力補(bǔ)償器的流場進(jìn)行了仿真分析，對比分析了不同閥口形狀的補(bǔ)償器流量和壓力特性。FENG等[8]建立了多路閥數(shù)學(xué)模型，通過對其動靜態(tài)特性的分析，設(shè)計(jì)了3種不同的壓力補(bǔ)償器結(jié)構(gòu)。葛磊等[9]研究了壓力補(bǔ)償器不同節(jié)流槽型式及有無彈簧對負(fù)載敏感壓力響應(yīng)速度的影響。陳革新等[10]通過對補(bǔ)償器閥芯圓弧節(jié)流槽的優(yōu)化設(shè)計(jì)，減小主閥口壓差波動，改善了主閥輸出流量的穩(wěn)定性和微動特性。陳小龍等[11]針對定量泵負(fù)載敏感系統(tǒng)快速卸荷時的壓力沖擊現(xiàn)象，提出了“小閥芯、雙閥口”型三通壓力補(bǔ)償閥結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案，減小系統(tǒng)卸壓沖擊壓差89%，降低卸荷壓力20%。

本研究在對現(xiàn)有閥后補(bǔ)償多路閥工作原理和存在問題分析的基礎(chǔ)上，提出了補(bǔ)償壓差調(diào)控原理，并基于該原理，設(shè)計(jì)了比例減壓閥控制補(bǔ)償壓差方案[10,12]，理論分析了壓力補(bǔ)償器閥芯受力關(guān)系，仿真研究了新型補(bǔ)償壓差可控多路閥的壓差調(diào)控特性和流量控制特性。

1 閥后補(bǔ)償多路閥工作原理及存在問題

圖1所示為帶閥后壓力補(bǔ)償器的多路閥原理，主要由節(jié)流閥口、壓力補(bǔ)償器和換向閥口3部分組成。工作時，系統(tǒng)油液首先經(jīng)過節(jié)流閥口進(jìn)行流量控制，然后通過壓力補(bǔ)償器補(bǔ)償載荷差異，最后通過換向閥口控制執(zhí)行器運(yùn)動方向。

圖1 閥后補(bǔ)償多路閥結(jié)構(gòu)原理

從圖1可以看出，壓力補(bǔ)償器兩端受節(jié)流閥口出口壓力ps和最大負(fù)載壓力pLS控制，由壓力補(bǔ)償器閥芯受力平衡方程可知，節(jié)流閥口出口壓力ps為：

(1)

式中，k—— 壓力補(bǔ)償器彈簧剛度

Aa—— 補(bǔ)償器閥芯面積

xa—— 補(bǔ)償器閥芯位移

其中，補(bǔ)償器彈簧剛度和預(yù)壓緊力很小，可忽略不計(jì)。實(shí)際中也有部分型號閥后補(bǔ)償多路閥，取消了壓力補(bǔ)償器彈簧。

確定節(jié)流閥口出口壓力ps后，進(jìn)一步可得節(jié)流閥口兩端的壓差Δp(即多路閥的補(bǔ)償壓差)為:

Δp=pp-ps=pp-pLS

(2)

從式(2)可以看出，多路閥的補(bǔ)償壓差只與泵出口壓力pp和最大負(fù)載壓力ps有關(guān)，與自身執(zhí)行器負(fù)載壓力pLA或pLB無關(guān)，對于其他低負(fù)載聯(lián)多路閥也是如此。因此，在保持多路閥的補(bǔ)償壓差恒定后，由閥口流量計(jì)算公式(3)可知，通過主節(jié)流閥口流量將與主閥芯位移成比例關(guān)系、不受負(fù)載影響，從而保證多執(zhí)行器復(fù)合動作時，系統(tǒng)流量能夠按需分配。系統(tǒng)流量飽和時，泵出口壓力pp減小，各聯(lián)多路閥補(bǔ)償壓差同時減小，通過的流量也按相同比例減小。

(3)

式中,Cd—— 閥口流量系數(shù)

Ab—— 主節(jié)流閥口開口面積

ρ—— 油液密度

但式(2)和式(3)均為理想情況，實(shí)際中補(bǔ)償器閥芯還受液動力、彈簧力等因素影響，多路閥補(bǔ)償壓差Δp不能維持理論恒定值，受溫度、油液流態(tài)影響，閥口流量系數(shù)Cd也會發(fā)生變化，最終導(dǎo)致通過主節(jié)流閥口的流量發(fā)生較大變化、流量控制精度低。流量飽和工況，各執(zhí)行器流量按相同比例減小，無法滿足實(shí)際動作需求。

為此，本研究以壓力補(bǔ)償器為突破點(diǎn)，提出了補(bǔ)償壓差調(diào)控原理，通過對多路閥補(bǔ)償壓差的實(shí)時調(diào)控，補(bǔ)償上述非線性因素的影響，改善流量控制特性，同時還可以改變多路閥的流量增益，減小多路閥的補(bǔ)償壓差，實(shí)現(xiàn)微小流量的精確控制，增大多路閥補(bǔ)償壓差，滿足執(zhí)行器快速動作需求，進(jìn)一步還可以在流量飽和工況下，獨(dú)立控制各聯(lián)主閥節(jié)流閥口壓差，實(shí)現(xiàn)加權(quán)比例分流控制。

2 補(bǔ)償壓差可控型多路閥結(jié)構(gòu)原理和理論分析

基于上述原理，想要控制多路閥補(bǔ)償壓差，需要對壓力補(bǔ)償器閥芯施加額外受力，改變原有壓差平衡關(guān)系。而工程機(jī)械用多路閥的壓力補(bǔ)償器流量大、閥芯行程大、控制力大，現(xiàn)有比例電磁鐵難以直接參與控制，針對這一問題，設(shè)計(jì)了比例減壓閥控制補(bǔ)償壓差方案，既能用于閥前補(bǔ)償型多路閥，也能用于閥后補(bǔ)償型多路閥。圖2給出了閥后補(bǔ)償壓差可控型多路閥原理。

圖2 閥后補(bǔ)償壓差可控型多路閥結(jié)構(gòu)原理

如圖2所示，本方案在傳統(tǒng)壓力補(bǔ)償器上增設(shè)了X，Y2個受力面積和2個比例減壓閥組成的補(bǔ)償壓差調(diào)控單元，采用2個比例減壓閥獨(dú)立控制X面和Y面的受力，控制X面的壓力p4，可增大多路閥補(bǔ)償壓差；控制Y面的壓力p5，可減小多路閥補(bǔ)償壓差。補(bǔ)償壓差調(diào)控單元不工作時，多路閥工作原理與傳統(tǒng)閥后補(bǔ)償多路閥一致。

以圖3所示計(jì)算原理對壓力補(bǔ)償器受力關(guān)系進(jìn)行分析，根據(jù)力學(xué)平衡方程建立描述電比例減壓閥控制下壓力補(bǔ)償器的靜態(tài)性能。

圖3 閥后補(bǔ)償壓差可控型多路閥計(jì)算原理圖

靜態(tài)時，補(bǔ)償器閥芯受力平衡方程如式(4)所示：

psA1+p4A2=p5A2+pLSA1+Kvxa(ps-pLS)+kxa

(4)

Kv—— 穩(wěn)態(tài)液動力系數(shù)

對式(4)進(jìn)行變換，可得多路閥補(bǔ)償壓差的表達(dá)式為：

(5)

式中，pp—— 泵出口壓力

pLS—— 最高負(fù)載力

從式(5)可以看出，當(dāng)泵出口壓力和最高負(fù)載力保持恒定時，多路閥補(bǔ)償壓差與補(bǔ)償器閥芯液動力和壓差調(diào)控單元控制力有關(guān)，受液動力影響，補(bǔ)償壓差不能保持理論設(shè)計(jì)值，而引入補(bǔ)償壓差調(diào)控單元后，通過控制比例減壓閥輸出壓力p4或p5，不僅能夠?qū)崟r改變多路閥補(bǔ)償壓差和流量增益，還能夠減小或消除液動力的影響。

3 試驗(yàn)測試和仿真研究

3.1 聯(lián)合仿真模型搭建

以某型號多路閥為例，根據(jù)真實(shí)結(jié)構(gòu)參數(shù)，在Simulation X多學(xué)科仿真平臺中建立新型補(bǔ)償壓差可控型多路閥聯(lián)合模型，如圖4所示。仿真模型主要由主閥、壓力補(bǔ)償器、補(bǔ)償壓差調(diào)控單元、容腔、動力源等組成，采用溢流閥模擬負(fù)載。建模過程考慮到了管路中油液的容積壓縮、沿程壓力損失、閥口泄漏以及滑閥與閥體之間的黏性摩擦等，閥芯位移-面積關(guān)系根據(jù)面積公式，由實(shí)際節(jié)流槽尺寸計(jì)算后導(dǎo)入。

圖4 補(bǔ)償壓差可控型多路閥仿真模型

3.2 試驗(yàn)測試及仿真模型驗(yàn)證

為驗(yàn)證仿真模型的正確性，在圖5所示試驗(yàn)臺上對該型號樣閥開展性能測試。

圖6給出了被測多路閥閥芯位移-面積關(guān)系和先導(dǎo)壓力-流量特性，左節(jié)流口和換向閥口PA連接液壓缸無桿腔，右節(jié)流口和換向閥口PB連接液壓缸有桿腔。從圖6a中可以看出，為了匹配液壓缸兩腔面積差，多路閥節(jié)流口采用了非對稱形式設(shè)計(jì)，左、右節(jié)流口具有不同的面積增益。而閥后補(bǔ)償多路閥，液壓油通過主閥節(jié)流口后，還需通過換向閥口進(jìn)行換向，為減小這部分節(jié)流損失，PA，PB面積增益遠(yuǎn)大于左、右節(jié)流口，最大開口時通流面積可達(dá)420 mm2。對于回油閥口，為減小回油節(jié)流損失，AT、BT也理應(yīng)具有大的面積增益。但動臂下降時要進(jìn)行流量再生，需增大回油背壓來達(dá)到再生壓力，因此AT的面積增益較小。

圖5 樣閥及試驗(yàn)測試

從圖6b和圖6c中可以看出，設(shè)定補(bǔ)償器補(bǔ)償壓差為2 MPa，通過左、右節(jié)流口流量與對應(yīng)的閥口面積成比例關(guān)系，但主閥芯伸出、收回受到不同方向的摩擦力，閥口流量存在滯環(huán)，同時試驗(yàn)測試曲線與仿真結(jié)果基本一致。其中，左節(jié)流口的最大流量為175 L/min，右節(jié)流口最大流量僅為35 L/min左右，相差較大，主要原因在于，流向有桿腔的流量還有一部分來自無桿腔的再生流量；動臂下降時，處于超越負(fù)載工況，下降速度(即有桿腔流量)不允許過大。

3.3 多路閥補(bǔ)償壓差調(diào)控特性

通過上述分析，驗(yàn)證了所建立的仿真模型，據(jù)此進(jìn)一步開展后續(xù)研究。圖7給出了多路閥補(bǔ)償壓差調(diào)控特性曲線。從圖7a中可以看出，保持主閥口開度不變，通過比例減壓閥控制X面或Y面的壓力，多路閥補(bǔ)償壓差Δp能夠按比例增大或減小，實(shí)現(xiàn)補(bǔ)償壓差的連續(xù)可控，閥口流量隨著補(bǔ)償壓差的變化呈非線性變化。其中，多路閥補(bǔ)償壓差最大可增加到4 MPa，最小可減小到0。從圖7b中可以看出，給定X面或Y面階躍調(diào)控壓力，多路閥補(bǔ)償壓差Δp和流量q能夠及時隨動變化，響應(yīng)時間不超過 0.05 s，實(shí)現(xiàn)補(bǔ)償壓差和閥口流量的實(shí)時動態(tài)調(diào)控。

圖6 被測多路閥閥口面積和流量特性

圖7 多路閥補(bǔ)償壓差調(diào)控特性

從上述分析可知，通過控制比例減壓閥輸出壓力，多路閥補(bǔ)償器壓差可在0～4 MPa范圍內(nèi)變化，可得多路閥理論流量控制范圍如圖8所示；4 MPa的補(bǔ)償壓差下，多路閥最大流量可增大為額定流量的146%，滿足執(zhí)行器快速動作需求；0.5 MPa的補(bǔ)償壓差下，多路閥最大流量可減小為額定流量的48.6%，便于實(shí)現(xiàn)執(zhí)行器微動控制。

圖8 多路閥流量控制范圍

3.4 比例減壓閥特性影響

多路閥補(bǔ)償壓差由比例減壓閥調(diào)控，比例減壓閥特性對多路閥補(bǔ)償壓差控制特性具有重要影響。圖9給出了比例減壓閥的壓力滯環(huán)和階躍特性對多路閥補(bǔ)償壓差控制特性的影響。如圖9所示，隨著比例減壓閥控制壓力pcontrol的滯環(huán)和響應(yīng)時間增大，多路閥補(bǔ)償壓差Δp的控制滯環(huán)和響應(yīng)時間也隨之增大。

圖9 比例減壓閥特性對補(bǔ)償壓差調(diào)控特性影響

3.5 液動力補(bǔ)償

由式(5)可知，在主閥口開度不變的情況下，多路閥負(fù)載壓差Δp2增大時，補(bǔ)償器閥芯所受液動力增大，將引起多路閥補(bǔ)償壓差減小、流量減小，大流量工況下情況更為嚴(yán)重。增設(shè)的壓差調(diào)控單元，可通過控制X面或Y面受力，對補(bǔ)償器閥芯施加反方向力抵消液動力。因此，只要能夠準(zhǔn)確地知道壓力補(bǔ)償器所受液動力，就能對其進(jìn)行補(bǔ)償，消除液動力對多路閥補(bǔ)償壓差的影響。仿真時，只對液動力補(bǔ)償效果進(jìn)行驗(yàn)證，壓力補(bǔ)償器模型所受液動力按照穩(wěn)態(tài)液動力公式進(jìn)行施加和估算。仿真中，保持主閥口開度和油源壓力恒定不變，給定加載溢流閥從0～30 MPa的加載壓力，得到多路閥的穩(wěn)態(tài)負(fù)載特性曲線如圖10所示。從圖10中可以看出，通過對壓力補(bǔ)償器閥芯所受液動力補(bǔ)償，多路閥流量能夠精確保持設(shè)定值，具有好的穩(wěn)態(tài)負(fù)載特性。

圖10 多路閥穩(wěn)態(tài)負(fù)載特性

4 結(jié)論

(1) 現(xiàn)有閥后補(bǔ)償多路閥，受液動力、彈簧力、摩擦力、溫度、油液流態(tài)等因素影響，多路閥補(bǔ)償壓差Δp和閥口流量系數(shù)Cd不能維持定值，導(dǎo)致通過多路閥的流量發(fā)生較大變化、流量控制精度低;

(2) 提出的多路閥補(bǔ)償壓差實(shí)時調(diào)控原理，通過控制多路閥補(bǔ)償壓差，改善流量控制特性，同時還可以改變多路閥的流量增益，減小多路閥的補(bǔ)償壓差實(shí)現(xiàn)微小流量的精確控制，增大多路閥補(bǔ)償壓差實(shí)現(xiàn)執(zhí)行器的快速響應(yīng)，進(jìn)一步還可以在流量飽和工況下，獨(dú)立控制各聯(lián)主閥節(jié)流閥口壓差，實(shí)現(xiàn)加權(quán)比例分流控制;

(3) 仿真結(jié)果表明，設(shè)計(jì)的補(bǔ)償壓差可控型多路閥，能夠在0～4 MPa范圍內(nèi)實(shí)時調(diào)控多路閥補(bǔ)償壓差，閥口流量隨著補(bǔ)償壓差的變化呈非線性變化。4 MPa的補(bǔ)償壓差下，多路閥最大流量可增大為額定流量的146%，滿足執(zhí)行器快速動作需求；0.5 MPa的補(bǔ)償壓差下，多路閥最大流量可減小為額定流量的48.6%，便于實(shí)現(xiàn)執(zhí)行器微動控制;

(4) 采用補(bǔ)償壓差調(diào)控單元，通過對壓力補(bǔ)償器閥芯液動力的預(yù)估補(bǔ)償，提高了多路閥的流量控制精度。