车辆用内控可调速的液压优先阀设计

杨尚儒,刘 宇,袁钲博,柳 虎,姜宏暄,杨庆俊

(1.哈尔滨工业大学 机电工程学院,哈尔滨 150001;2.中国北方车辆研究所,北京 100072)

目前工程机械中的液压转向系统、换挡操纵系统等多采用负荷传感系统,液压优先阀则是该系统中的关键元件,其功能是控制泵组为不同油路供油的先后顺序,从功能需求上看,可以被认为是一种三通型定差分流阀,优先阀可以根据转向速度、换挡操纵的需要优先将进口流量分配给转向油路和操纵油路。其在工作过程中,不仅需要在转向过程中保持转向器、换挡器前后压差不变,还要能在转向负载、换挡负载和工作负载变化时保持转向与换挡流量不变,使转向与换挡速度平稳可靠。

国内、外学者针对优先阀的外部系统输入如转向器转速、工作负载、转向负载、供油流量和内部关键的参数进行研究,进行了仿真分析或试验验证,通过参数优化提高系统的性能。文献[1-8]中研究了优化阻尼器阻尼、阀口结构、阀口开度、管路和弹簧性能匹配等关键参数对系统静动态特性的影响,尤其是对优先口流量变化特性的影响,均改善了优先阀的动态特性。在优化阀芯阀口结构参数方面,侯友山等[9]提出一种基于损失模型的稳健设计方法对优先阀参数优化。李亚[10]采用流场仿真和静动态特性分析结合方法,提出了一种对优先阀改进设计方法。王同建等[11]提出了建立优先阀的精确模型模拟系统转向负载的多体动力学模型。Coskun等[12]研究了优先阀输入参数在一维流道模型下的性能模型,通过试验与仿真相契合。有学者针对负荷传感系统中的压力振荡进行研究,Axin等[13]在研究中指出负载敏感系统中由负载的反馈信号对泵进行控制,由于系统动态特性较差,会导致系统压力震荡。Sakurai[14]采用键图模型针对负荷传感液压系统中的总动态效率仿真计算,研究了由于负荷感应装置和载荷之间的相互动态作用引起的振动。Wang等[15]研究了转向系统中转向控制阀旁通节气门阻尼对转向稳定性的影响,Kumar等[16]和Mahato等[17]都采用优先阀和蓄能器并入动力液压系统,减小系统振荡的方法。李涛等[18]研究了优先阀开启时间、管路长度、管径和壁厚对液压冲击的影响规律。Fu等[19]研究了一种电液比例转向控制系统,实现装载机系统手动优先转向切换。Wang[20]研究了一种定向钻机液压系统,采用负荷传感和可变恒压技术,提高系统效率。

上述研究表明,传统的液压优先阀存在两个问题,一方面当车辆转向回路、换挡操纵回路急需用油时,存在主阀关闭速度滞后的情况,补油缓慢,降低了主路负载的反应速度;另一方面,当转向回路、换挡操纵回路用油需求满足,优先阀将多余的油分配给其他工作回路时,这种设计可能存在主阀开启速度较快,导致转向器、换挡器前后压力冲击较大,进而影响机械总体的工作性能。因此,本文为解决上述问题,在主阀芯上设计了速度调节微阀,实现了快速补油和缓开快关两个重要功能。

1 液压优先阀模型建立

分别建立优先阀的结构模型和数学模型。

1.1 优先阀结构设计和原理剖析

优先阀的结构设计如图1所示,其主要由先导阀、主阀、速度调节微阀和单向阀4个模块组成,其中速度调节阀集成在主阀阀芯的内部,单向阀和主阀共用一个阀体,内部分为5个容腔,A腔为主路并与主泵连通,B腔为辅路并与辅泵连通,H腔为主阀容腔,E腔为先导阀反馈腔,G腔为先导阀容腔;车辆的转向和换挡操作实际上是负载切换的过程,在液压优先阀内体现为短时间内由于负载突变使得A腔所在液压回路急需大流量,此时辅泵油液会经过B腔补充到A腔,与主泵油液共同为车辆转向或换挡回路提供大流量。

图1 优先阀剖面视图Fig.1 Sectional drawing of priority valve

优先阀的工作原理如下:压力控制油液从A腔经主阀内部孔道经进入先导阀反馈腔E腔,E腔与A腔始终相通,先导阀容腔G与主阀容腔H始终相通。当来自换向、换挡回路的油压克服先导阀的定压弹簧4的弹簧力时,先导阀阀芯3右位工作,此时先导阀的油腔与卸油口F相通,主阀容腔H开始卸压。当A腔油压不足以克服定压弹簧4的弹簧力时,先导阀阀芯3左位工作,先导阀容腔G与卸油口F断开连通,主阀容腔H开始增压。

当A腔压力使得先导阀阀芯3右位工作,即先导阀开启时,并且当B腔压力克服主阀容腔H压力与主阀的定压弹簧10的弹簧力时,主阀阀芯9打开,B腔油液可从速度调节微阀的阻尼孔1通过,阻尼孔1起阻尼作用,如图2所示,此时阻尼孔2的过流面积相比阻尼孔1足够大,因此不起阻尼作用,辅泵的油液进入普通负载回路驱动负载工作,主阀阀芯打开速度慢;当B腔压力不足以克服H腔压力与定压弹簧10的弹簧力时,主阀阀芯9关闭,此时,辅泵运行传输的油液导致B腔油压上升,当B腔油压克服单向阀定压弹簧20的弹簧力时,单向阀阀芯19被打开,B腔油液通过单向阀轴套上的孔洞进入A腔,主泵和辅泵同时为转向、换挡回路供油。

图2 速度调节阀关闭状态Fig.2 Closed state of speed control valve

当先导阀阀芯3左位工作时,H腔变成封闭空间,与B腔内外压力平衡,主阀阀芯9将会关闭,但阀芯关闭会导致封闭的H腔容积增大,此时只能通过阻尼孔补油,常规的优先阀采用固定阻尼孔,过流面积小导致补油速度慢,从而使得油路切换速度慢。因此本文设计了速度调节阀,在H腔封闭后阀芯16被压下,B腔油液可通过阻尼孔2和阀芯16上的阻尼孔1两路进入阀芯内部对H腔进行补油,如图3所示,由于阻尼孔2的过流面积更大且阀口打开,因此大部分油液从阀口流过,此设计的补油速度大于从阻尼孔1补油的速度,主阀阀芯9会加速关闭。

图3 速度调节阀开启状态Fig.3 Open state of speed control valve

1.2 优先阀数学模型建立

首先,建立各阀芯和容腔的动力学关系,分别有力平衡方程、流量连续性方程、阀口压力流量方程。

1)单向阀阀芯上的液压力、弹簧力和稳态液动力的受力平衡方程为

A12Pz+Cd1πD1sin(2α1)Pm

(1)

式中:Pm为B腔压力,A11为单向阀阀芯B腔受力作用面积,m1为单向阀阀芯质量,x1为单向阀阀芯阀口开度,B1为单向阀阀芯黏性阻尼系数,k1为单向阀阀芯复位弹簧刚度,x01为单向阀阀芯复位弹簧预压缩量,A12为单向阀阀芯A腔受力作用面积,Pz为A腔压力,Cd1为单向阀阀芯阀口流量系数,D1为单向阀芯阀座孔直径,α1为单向阀芯半锥角。

2)A腔流量连续性方程为

(2)

式中:q1为主泵流量;qT为单向阀阀芯阀口流量;qL为负载流量;A1为单向阀阀芯阀座孔横截面积;V1=V01-A1x1为A腔容积,其中V01为A腔初始容积;βe为油液弹性模量。

3)单向阀阀口压力流量方程为

(3)

式中ρ为油液密度。

4)B腔流量连续性方程为

(4)

式中:q2为辅泵流量;qC为主阀芯阀口流量;qR为主阀芯阻尼孔流量;A2为主阀芯阀座孔横截面积;x2为主阀芯阀口开度;V2=V02-A1x1-A2x2为B腔容积,其中V02为B腔初始容积。

5)主阀芯受力平衡方程为

A22Py+Cd2πD2sin(2α2)Pm

(5)

式中:A21为主阀芯B腔受力作用面积,m2为主阀芯质量,x2为主阀芯阀口开度,B2为主阀芯黏性阻尼系数,k2为主阀芯复位弹簧刚度,x02为主阀芯复位弹簧预压缩量,A22为主阀芯H腔受力作用面积,Py为H腔压力,Cd2为主阀芯阀口流量系数,D2为主阀芯阀座孔直径,α2为主阀芯半锥角。

6)主阀阀口处压力流量方程为

(6)

式中Pc为辅泵出口压力。

7)H腔流量连续性方程为

(7)

式中:qX为先导阀流入流量;V3=V03-A22x2为H腔容积,其中V03为H腔初始容积。

8)先导阀芯受力平衡方程为

2Cd3πD3cosα3Py

(8)

式中:A3为先导阀芯E腔受力作用面积,m3为先导阀芯质量,x3为先导阀芯阀口开度,B3为先导阀芯黏性阻尼系数,k3为先导阀芯复位弹簧刚度,x03为先导阀芯复位弹簧预压缩量,Cd3为先导阀芯阀口流量系数,D3为先导阀芯G腔直径,α3为先导阀芯阀口射流角。

9)先导阀阀口处压力流量方程为

(9)

2 液压优先阀参数仿真分析

根据优先阀数学模型中对液压优先阀的数学模型进行仿真分析,利用MATLAB/Simulink软件对优先阀按照方程(1)～(9)搭建模型,如图4所示,仿真中使用的部分重要参数值见表1。

表1 仿真参数设置Tab.1 Simulation parameter settings

图4 优先阀仿真模型Fig.4 Simulation model of priority valve

优先阀仿真模型中,设定主泵流量100 L/min,辅泵流量80 L/min,辅泵出口压力0.5 MPa,主阀芯开启压力1.8 MPa,为模拟突然换挡的补油过程,在A腔设置了模拟负载的节流模拟元件,通过给定节流口面积变化信号对负载流量变化进行模拟,节流口面积最小时流量为54 L/min,最大时流量为150 L/min;主阀芯打开方向的固定阻尼孔直径为0.001 m。

2.1 阻尼孔匹配对优先阀性能影响分析

基于上述参数调整主阀芯关闭方向阻尼孔直径,得到不同尺寸阻尼孔尺寸匹配下的A腔压力(也称主压压力)响应结果,如图5所示,从仿真结果可以看出,当阻尼孔直径为1.500 mm时,当模拟负载突变时,A腔压力降低过多,对系统稳定性影响巨大,当阻尼孔直径增大至5.000 mm时,相对于3.500 mm时压降无明显变化。

图5 A腔压力响应曲线Fig.5 Response curves of main pressure

2.2 阻尼孔与主阀芯位移的关系

为了反映A腔压力变化时不同尺寸阻尼孔对主阀芯动作的影响,给出了如图6所示的主阀芯位移仿真结果,可以看出当阻尼孔直径设置为3.500 mm和5.000 mm时可以实现当A腔压力降低时主阀芯迅速关闭,当压力升高时主阀芯正常缓慢打开,从仿真上可以看出,实现了主阀芯缓开快关的效果。

图6 主阀芯位移变化曲线Fig.6 Curves of main spool displacement

3 液压优先阀实验分析

对液压优先阀进行实验的流程和液压系统原理如图7所示,被试优先阀安装在双联齿轮泵(主泵和辅泵)上,其中,单向阀和主阀均是优先阀的一部分,溢流阀作为安全阀保障液压系统安全,主阀的先导部分受主路油压控制开启和关闭,从而控制主阀的开启和关闭,主辅路均安装有流量传感器和压力传感器,以此监测系统状态变化。

图7 优先阀实验原理图Fig.7 Schematic diagram of experiments

实验系统主要由控制主机、电控柜和液压执行系统组成,控制主机作为上位机与电控柜通信,电控柜内部集成了工控机和其他电子转换元件,工控机内部采用了泓格科技的PEX-DA16信号控制卡和PCI-826LU数据采集卡,PEX-DA16可向模拟转向或换挡的负载发出控制信号,从而实现主路流量的突变和优先阀工作状态切换,PCI-826LU可采集和处理压力和流量传感器的数据。采用的压力传感器型号为Gems的3500B0040G05ER00,测量范围0～6 MPa,流量传感器型号为上海錾科的NK-GF32,测量范围30～280 L/min。

系统的双泵输出最大流量为400 L/min,辅路压力为0.6 MPa,主路压力保持为1.8 MPa,模拟转向或换挡的负载节流元件含有不同的节流面积,通过主机控制信号切换节流元件,使主路流量由50 L/min突变到150 L/min;主阀芯打开方向的固定阻尼孔直径为0.001 m,与仿真时设置的参数相同。

为验证仿真的正确性,加工了多组不同尺寸的阻尼孔相应零件进行实验。图8是当阻尼孔2直径为3.500 mm时的实验曲线,在运行的第1 s时刻,负载节流元件切换,压力降低约0.3 MPa,与仿真结果几乎吻合。

图8 直径为3.500 mm时的A腔压力响应曲线Fig.8 Response curves of main pressure when the diameter is 3.500 mm

为验证本文速度调节阀可以实现主阀芯的缓开快关效果,同时加工了一种无速度调节微阀的固定阻尼孔阀芯作为实验对比,如图9所示为主阀芯位移的实验对比曲线,此时阻尼孔2直径仍然为3.500 mm,当主阀芯打开时,集成速度调节阀和固定阻尼孔的响应时间相近,约为60 ms,在第1 s时刻主阀芯关闭,可以看出固定阻尼孔的主阀芯关闭时间仍然约为60 ms,而仿真曲线和集成速度调节微阀的主阀芯响应时间约为30 ms,因此,实现了预期功能。

图9 主阀芯位移变化实验曲线Fig.9 Experimental curves of main spool displacement

当模拟负载切换时,A腔压力会下降并回升,根据主阀芯位移的上升时间绘制了表2所示的实验数据,分别为速度调节阀芯的不同尺寸阻尼孔2所对应的A腔压降ΔP及主阀芯的开启和关闭时间Δt,图10为根据表2做出的A腔压力变化量和响应时间曲线。可以看出,当直径为3.500 mm时,主阀芯的关闭响应时间达到了31 ms,开启响应时间为59 ms,压力下降0.296 MPa,再继续增大阻尼孔2的尺寸没有明显性能提升,这与仿真结果相吻合,因此,本文实现了主阀芯的缓开快关功能。

表2 压差变化量及响应时间Tab.2 Differential pressure and response time

图10 A腔压差和响应时间Fig.10 Change of main pressure and response time

4 结 论

1)本文在主阀阀芯内部设计并集成了一个速度调节阀,通过匹配优化速度调节阀的两个阻尼孔有效解决了系统从双泵优先为转向、换挡回路供油模式向双泵各自为不同负载回路供油模式切换过程中阀芯关闭速度过慢问题,而在主阀芯开启时开启速度低于关闭速度,降低压力冲击,同时优化了大流量切换时的压力降低并恢复的问题,使得优先阀性能更加优越。

2)此外,阀的设计采用集成先导式,结构紧凑,进口流量的剩余部分可从旁路油口流出,用于控制其他油路的液压执行器,有效利用了液压泵输入的功率,提高了系统效率。