基于電液比例溢流閥的液壓挖掘機(jī)負(fù)載模擬系統(tǒng)研究

龍 峰，闕銘鑫，鄭 凱

(1.邵陽(yáng)職業(yè)技術(shù)學(xué)院，湖南 邵陽(yáng) 422004；2.南華大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，湖南 衡陽(yáng) 421001；3.廣西科技大學(xué)機(jī)械與汽車(chē)工程學(xué)院，廣西 柳州 545616)

0 引言

隨著計(jì)算機(jī)數(shù)據(jù)采集技術(shù)的進(jìn)步，負(fù)載模擬技術(shù)得以快速發(fā)展。近幾年，各大工程機(jī)械主機(jī)廠家紛紛研發(fā)工程機(jī)械負(fù)載模擬臺(tái)架，以便在實(shí)驗(yàn)室內(nèi)展開(kāi)挖掘機(jī)實(shí)際性能參數(shù)的測(cè)試工作，從而達(dá)到精準(zhǔn)提高產(chǎn)品品質(zhì)、縮短研發(fā)周期、減少研發(fā)成本的目的[1-2]。

本文為實(shí)現(xiàn)某5噸挖掘機(jī)的負(fù)載模擬[3-4]，根據(jù)挖掘機(jī)的實(shí)際負(fù)載特性，采用響應(yīng)頻率較高的電液比例溢流閥加載方式，通過(guò)AMESim設(shè)計(jì)庫(kù)搭建了以電液比例溢流閥為關(guān)鍵元件的液壓挖掘機(jī)負(fù)載模擬系統(tǒng)，研究了電液比例溢流閥的閥芯質(zhì)量、閥芯阻尼系數(shù)、阻尼孔直徑、主閥彈簧剛度對(duì)系統(tǒng)壓力響應(yīng)性能的影響，并提出電液比例溢流閥的參數(shù)優(yōu)化方向，為實(shí)現(xiàn)挖掘機(jī)的負(fù)載模擬奠定理論基礎(chǔ)。

1 負(fù)載模擬系統(tǒng)工作原理

根據(jù)系統(tǒng)設(shè)計(jì)要求，挖掘機(jī)負(fù)載變化頻率高，為提高系統(tǒng)頻率響應(yīng)，系統(tǒng)原理圖應(yīng)力求最簡(jiǎn)原則，可避免因多余的元件使系統(tǒng)響應(yīng)滯后，從而提高系統(tǒng)的頻響特性。

設(shè)計(jì)的挖掘機(jī)負(fù)載模擬系統(tǒng)如圖1所示，該系統(tǒng)主要由液壓泵、電液比例溢流閥、先導(dǎo)溢流閥、換向閥、單向閥等元件組成，當(dāng)換向閥處于右位時(shí)，系統(tǒng)處于工作狀態(tài)，由安全閥限制系統(tǒng)最高壓力，蓄能器補(bǔ)償系統(tǒng)泄露，通過(guò)控制輸入電液比例溢流閥的電流信號(hào)實(shí)現(xiàn)泵出口壓力連續(xù)調(diào)節(jié)，達(dá)到模擬挖掘機(jī)負(fù)載壓力變化的目的，這樣不僅實(shí)現(xiàn)了連續(xù)變載荷加載，還滿(mǎn)足系統(tǒng)高頻響要求。當(dāng)換向閥處于左位時(shí)，液壓泵卸荷。

圖1 負(fù)載模擬系統(tǒng)原理圖

2 負(fù)載模擬系統(tǒng)仿真模型及參數(shù)

2.1 建立系統(tǒng)仿真模型

利用AMESim軟件Signal_Control庫(kù)、Mechanical庫(kù)、Hydraulic庫(kù)、Hydraulic Component Design庫(kù)搭建液壓負(fù)載模擬系統(tǒng)AMESim仿真模型，如圖2所示。電液比例溢流閥包括主閥和先導(dǎo)閥兩部分[5-6]，液壓油在經(jīng)換向閥進(jìn)入比例溢流閥時(shí)，一端進(jìn)入主閥口2，一端經(jīng)過(guò)節(jié)流孔3進(jìn)入導(dǎo)閥閥口2，通過(guò)調(diào)節(jié)輸入電磁鐵的電流信號(hào)，電磁鐵推桿產(chǎn)生的預(yù)定壓力不斷發(fā)生變化，當(dāng)進(jìn)入導(dǎo)閥閥口的液壓力克服電磁鐵的預(yù)定壓力時(shí)，導(dǎo)閥開(kāi)啟，油液流通，油液經(jīng)阻尼孔3的作用，主閥上下端產(chǎn)生壓差，主閥開(kāi)啟，主閥閥口開(kāi)啟時(shí)的液壓力即為加載壓力，從而實(shí)現(xiàn)挖掘機(jī)的負(fù)載模擬。

圖2 液壓負(fù)載模擬系統(tǒng)AMESim仿真模型

2.2 參數(shù)設(shè)置

根據(jù)樣本元件為系統(tǒng)各子模型設(shè)置主要參數(shù)，液壓泵轉(zhuǎn)速1500 r/min，排量60 cm3/r，電液比例溢流閥主閥質(zhì)量0.1 kg，閥芯直徑24 mm，孔徑20 mm，粘性摩擦系數(shù)200 N/(m/s)，先導(dǎo)閥閥芯質(zhì)量0.01 kg，粘性摩擦系數(shù)100 N/(m/s)，零位移處彈簧預(yù)緊力260 N，彈簧剛度10 N/mm，阻尼孔直徑1.2 mm，先導(dǎo)溢流閥閥芯直徑24 mm，孔徑20 mm，導(dǎo)閥質(zhì)量0.01 kg，主閥質(zhì)量0.1 kg，導(dǎo)閥零位移處彈簧預(yù)緊力585 N，主閥零位移處彈簧預(yù)緊力470 N。在仿真過(guò)程中，不考慮系統(tǒng)油液的溫度變化。

3 仿真分析

3.1 流量對(duì)系統(tǒng)壓力響應(yīng)性能的影響

在AMESim中通過(guò)設(shè)置轉(zhuǎn)速和排量進(jìn)而控制泵的流量，根據(jù)比例溢流閥穩(wěn)態(tài)特性輸入恒定電流信號(hào)，在運(yùn)行參數(shù)中設(shè)置仿真時(shí)間0.5 s，打印時(shí)間步長(zhǎng)的確定需要多次仿真實(shí)踐，打印步長(zhǎng)過(guò)小，曲線粗糙，易于觀察曲線特性，但會(huì)增加計(jì)算機(jī)負(fù)荷，影響仿真效率。打印步長(zhǎng)過(guò)短，仿真時(shí)間過(guò)短，曲線較為光滑，不易觀察曲線特性，經(jīng)過(guò)多次參數(shù)設(shè)置并觀察仿真結(jié)果，最終設(shè)置打印步長(zhǎng)為0.001 s，得到系統(tǒng)壓力流量特性曲線如圖3所示。

圖3 壓力流量特性曲線

由圖3可知，隨著液壓泵的流量增加，泵出口壓力在達(dá)到比例溢流閥的調(diào)定值265 bar后，會(huì)逐漸上升，在流量上升為90 L/min時(shí)，泵出口壓力為266 bar，壓力改變較小。因此，泵出口的流量對(duì)系統(tǒng)壓力的影響不大。

3.2 主閥芯質(zhì)量對(duì)系統(tǒng)壓力響應(yīng)性能的影響

在主菜單配置選項(xiàng)卡中選擇參數(shù)研究，通過(guò)批運(yùn)行在參數(shù)區(qū)間設(shè)置不同的質(zhì)量參數(shù)，在Parameters模式中選擇主閥芯質(zhì)量，并設(shè)置主閥芯質(zhì)量分別為0.1 kg、0.5 kg、1 kg、2 kg，設(shè)置仿真時(shí)間為0.6 s，得到主閥芯不同質(zhì)量下系統(tǒng)泵出口壓力響應(yīng)曲線，如圖4、圖5所示。

圖4 不同主閥芯質(zhì)量壓力響應(yīng)曲線

圖5 不同主閥芯質(zhì)量局部圖

3.3 先導(dǎo)閥芯質(zhì)量對(duì)系統(tǒng)壓力響應(yīng)性能的影響

設(shè)置先導(dǎo)閥芯質(zhì)量分別為0.01 kg、0.1 kg、1 kg、2 kg，設(shè)置仿真時(shí)間為1 s，得到部分先導(dǎo)閥芯不同質(zhì)量下系統(tǒng)泵出口壓力響應(yīng)曲線，如圖6所示。

圖6 不同先導(dǎo)閥芯質(zhì)量壓力響應(yīng)曲線

由圖6可知，先導(dǎo)閥芯質(zhì)量越大，壓力響應(yīng)震蕩越劇烈，不易達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)。在閥芯質(zhì)量同為2 kg時(shí)，最大壓力為278 bar，震蕩效果比圖5好。因此，在對(duì)系統(tǒng)閥芯質(zhì)量進(jìn)行參數(shù)設(shè)置時(shí)，應(yīng)設(shè)置較小的閥芯質(zhì)量參數(shù)。

3.4 主閥芯阻尼系數(shù)對(duì)系統(tǒng)壓力響應(yīng)性能的影響

在研究主閥芯阻尼系數(shù)對(duì)系統(tǒng)泵出口壓力性能的影響時(shí)，為了容易觀察，設(shè)置主閥芯質(zhì)量為3 kg，提高泵出口壓力震蕩響應(yīng)性，不同主閥芯阻尼系數(shù)對(duì)系統(tǒng)泵出口壓力的影響仿真結(jié)果如圖7所示。

由圖7可知，主閥芯阻尼系數(shù)對(duì)系統(tǒng)泵出口壓力動(dòng)態(tài)響應(yīng)性能影響較大，閥芯阻尼系數(shù)越小，系統(tǒng)泵出口壓力響應(yīng)震蕩效果越強(qiáng)，系統(tǒng)動(dòng)態(tài)響應(yīng)較高。

3.5 先導(dǎo)閥芯阻尼系數(shù)對(duì)系統(tǒng)壓力響應(yīng)性能的影響

對(duì)先導(dǎo)閥芯阻尼系數(shù)進(jìn)行批運(yùn)行計(jì)算，設(shè)置先導(dǎo)閥芯質(zhì)量為1 kg，不同先導(dǎo)閥芯阻尼系數(shù)對(duì)系統(tǒng)泵出口壓力的影響仿真結(jié)果如圖8所示。

圖8 不同先導(dǎo)閥芯阻尼系數(shù)響應(yīng)曲線

由圖8可知，先導(dǎo)閥芯阻尼系數(shù)越小，壓力震蕩效果越強(qiáng)。因此，在設(shè)計(jì)參數(shù)時(shí)，可適當(dāng)增大閥芯阻尼系數(shù)。

3.6 主閥阻尼孔直徑對(duì)系統(tǒng)壓力響應(yīng)性能的影響

保持其他參數(shù)不變，對(duì)主閥阻尼孔做批處理運(yùn)算，得到系統(tǒng)泵出口壓力響應(yīng)曲線，如圖9所示。

由圖9可知，主閥芯阻尼直徑和先導(dǎo)閥芯阻尼直徑影響系統(tǒng)泵出口壓力的超調(diào)量和峰值時(shí)間。主閥阻尼孔直徑為0.8 mm時(shí)，系統(tǒng)約0.23 s后穩(wěn)定，阻尼孔直徑越大，壓力超調(diào)量越小，峰值時(shí)間越小，說(shuō)明系統(tǒng)泵出口壓力響應(yīng)性能越好，在主閥阻尼孔直徑為1.5 mm時(shí)，系統(tǒng)壓力響應(yīng)曲線最為光滑，基本無(wú)壓力超調(diào)量，本文取1.5 mm。

圖9 不同主閥阻尼孔直徑壓力響應(yīng)曲線

3.7 先導(dǎo)閥阻尼孔直徑對(duì)系統(tǒng)壓力響應(yīng)性能的影響

對(duì)先導(dǎo)閥阻尼孔做批處理運(yùn)算，得到系統(tǒng)泵出口壓力響應(yīng)曲線，如圖10所示。

圖10 不同先導(dǎo)閥阻尼孔直徑壓力響應(yīng)曲線

由圖10可知，當(dāng)阻尼孔直徑大于1.5 mm時(shí)，壓力達(dá)到峰值時(shí)間越長(zhǎng)；阻尼孔直徑過(guò)小則影響系統(tǒng)穩(wěn)定性能，且實(shí)際加工難度大；當(dāng)直徑為1.5 mm時(shí)，壓力達(dá)到峰值時(shí)間最短，本文取1.5 mm。

3.8 主閥彈簧剛度對(duì)系統(tǒng)壓力響應(yīng)性能的影響

在研究主閥彈簧剛度對(duì)系統(tǒng)泵出口壓力影響時(shí)，保持彈簧預(yù)緊力和其余參數(shù)不變，對(duì)主閥彈簧剛度做批運(yùn)行處理，仿真結(jié)果如圖11所示。

由圖11可知，系統(tǒng)泵出口壓力在不同彈簧剛度作用下，曲線幾乎重合，說(shuō)明主閥彈簧剛度對(duì)系統(tǒng)泵出口壓力幾乎沒(méi)有影響，由于比例溢流閥的樣本元件靈敏度較高，主閥芯一般采用小剛度的軟彈簧。

4 結(jié)論

1)由圖4、圖5、圖6可以得到：閥芯質(zhì)量影響系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性，當(dāng)閥芯質(zhì)量過(guò)大時(shí)，會(huì)使系統(tǒng)震蕩加劇，并且主閥芯質(zhì)量對(duì)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性的影響要超過(guò)導(dǎo)閥閥芯質(zhì)量對(duì)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性的影響，在設(shè)計(jì)電液比例溢流閥時(shí)，閥芯質(zhì)量不宜過(guò)大。

圖11 不同彈簧剛度壓力響應(yīng)曲線

2)由圖7、圖8可以得到：閥芯阻尼系數(shù)影響系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性，閥芯阻尼系數(shù)越大，系統(tǒng)震蕩效果越弱，因此，閥芯阻尼系數(shù)可適當(dāng)增大。

3)由圖9、圖10可以得到：閥芯阻尼孔直徑影響系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性，所以阻尼孔直徑的設(shè)計(jì)要在合理的范圍之內(nèi)。

4)由圖3、圖11可以得到：流量和彈簧剛度對(duì)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性幾乎沒(méi)有影響。