雙泵合流系統電-液聯控合流閥設計與試驗

李明生 葉 進 謝 斌 楊 仕 曾百功 柳 劍

(1.西南大學工程技術學院， 重慶 400700； 2.中國農業大學工學院， 北京 100083)

0 引言

液壓傳動技術以其響應速度快、負載大、能夠實現自潤滑等優點，在農業機械、工程機械、航空航天等領域得到了廣泛應用。

隨著液壓傳動技術向高壓大流量方向發展，大功率機械設備層出不窮。當單一液壓泵無法滿足設備液壓流量的需求時，工程上通常采用雙泵合流技術來實現較大的流量輸出[1-2]。當系統需要的流量較小時，進行單液壓泵供油，以降低油耗，提高經濟性；當需要大流量時，將2個液壓泵的輸出流量同時供給一個執行機構，以加快動作速度，提高效率[3]。雙泵合流技術除了能夠輸出較大的流量外，在配置等值卸荷閥后，還可以將定量泵進行配置，實現變量節能[4]。同時，其對于改善液壓系統流量脈動、提高機構工作效率和動作穩定性、提高液壓系統脈動頻率、降低液壓系統噪聲均具有重要意義[5-6]。

雙泵合流技術在大功率拖拉機、起重機、裝載機等已經逐漸應用，不少學者對液壓系統進行了研究，但是在實現合流技術的核心元件——合流閥方面研究甚少[7-10]。目前應用的雙泵合流閥控制方式仍以液控開關式為主，控制精度低，穩定性差，只能實現單向合流且無法實現自動化控制[11]。本文在傳統合流閥基礎上，設計一種由電磁閥和換向閥內反饋壓力聯合控制的電-液聯控合流閥，并進行仿真分析和試驗驗證，以期提升合流系統的油液雙向流動和性能。

1 工作原理

電-液聯控合流閥工作原理如圖1所示。本閥由電磁閥、二位三通液控換向閥、壓力選擇梭閥、二位二通液控換向閥、溢流閥和阻尼器等組成。電磁閥用于實現合流功能的外部遠程控制，二位三通液控換向閥、二位二通液控換向閥及壓力選擇梭閥用于實現左右液壓泵輸出油液的雙向合流功能。梭閥6將左側工作聯工作油路A1、B1中的最高工作壓力，經由LS1油路反饋至合流閥；梭閥7將右側工作聯工作油路A2、B2中的最高工作壓力，經由LS2油路反饋至合流閥。溢流閥用于限制LS1和LS2油路中的最高壓力。

圖1 電-液聯控合流閥工作原理Fig.1 Principle of confluence valve1.電磁閥 2.二位三通液控換向閥 3、6、7.壓力選擇梭閥 4.阻尼器 5.二位二通液控換向閥 8、9.溢流閥

當電磁閥通電時，電磁閥處于右位，P3內的高壓油液經由電磁閥、壓力選擇梭閥、阻尼器進入二位二通液控換向閥上部無彈簧腔，二位二通液控換向閥在P3高壓作用下克服彈簧力處于上位，P1與P2斷開，兩泵單獨向左、右工作聯供油。

當電磁閥斷電時，電磁閥處于左位，梭閥左側通過電磁閥接回油箱，油液壓力為零。當左、右兩側工作聯均處于中位不工作時，LS1、LS2反饋壓力為零，二位三通液控換向閥在彈簧力作用下處于左位，梭閥右側通過二位三通液控換向閥接回油箱，梭閥輸出壓力為零，二位二通液控換向閥在彈簧力作用下處于下位，P1與P2接通，合流閥合流。當左側工作聯工作，右側工作聯不工作時，LS1反饋左側工作聯工作壓力進入二位三通液控換向閥，由于LS2壓力仍為零，因此二位三通液控換向閥在彈簧力作用下仍處于左位，梭閥右側與油箱接通，輸出壓力為零，二位二通液控換向閥在彈簧力作用下處于下位，P2中的油液進入P1，雙泵同時向左側工作聯供油。左側工作聯不工作，右側工作聯工作時，LS2反饋右側工作聯工作壓力，LS1壓力為零。二位三通液控換向閥在LS2作用下克服彈簧力處于右位，此時梭閥右側通過二位三通液控換向閥與LS1接通，由于LS1壓力為零，因此梭閥輸出壓力為零，二位二通液控換向閥在彈簧力作用下處于下位，P1中的油液進入P2，雙泵同時向右側工作聯供油。當左、右兩側工作聯均工作時，LS1、LS2均建立壓力，二位三通液控換向閥在LS2作用下克服彈簧力處于右位，此時梭閥右側通過二位三通液控換向閥與LS1接通，由于LS1壓力為高壓，因此梭閥輸出高壓，二位二通液控換向閥在該壓力作用下克服彈簧力處于上位，P1與P2斷開，兩泵單獨向左、右工作聯供油。

通過電磁閥和工作聯內的反饋壓力聯合控制合流閥：當電磁閥通電時，合流閥的開閉不受工作聯內反饋壓力影響，完全受電磁閥控制，實現合流功能的遠程控制；當電磁閥斷電時，合流閥的開閉由工作聯內反饋壓力LS1、LS2控制，根據左、右兩側工作聯的工作狀態實現分、合流自適應控制。當只有一側工作聯工作時，合流閥合流，油液能夠在P1和P2之間雙向流動，使流量調速區間更大，執行機構動作更迅速；當兩側工作聯同時工作時，合流閥關閉，避免干涉。

2 設計與計算

根據電-液合流閥工作原理設計的結構如圖2所示。本閥由閥體、電磁閥、二位三通液控換向閥、壓力選擇梭閥、二位二通液控換向閥和阻尼器等組成。其中二位二通液控換向閥為直動式滑閥結構，電磁閥、二位三通液控換向閥、壓力選擇梭閥為螺紋插裝式結構，閥體為片式結構，可以實現模塊化裝配，便于加工和維修。設計最高通流流量Qg為5.83×10-3m3/s，最高壓力pmax為31.5 MPa。

圖2 電-液聯控合流閥結構Fig.2 Structure of confluence valve1.電磁閥 2.二位三通液控換向閥 3.壓力選擇梭閥 4.阻尼器 5.二位二通液控換向閥

2.1 合流閥尺寸參數計算

合流閥閥芯大徑D和小徑d的計算公式為

(1)

根據多路閥的制造工藝性和使用的方便性，合流閥閥芯的直徑確定為D=25 mm，d=10 mm。

為使閥口在最大開口δmax，油液經過閥口不產生擴散損失，應使最大通流面積Amax不大于閥芯與閥體間環形截面積，即

(2)

在不考慮流體在流動過程中加速的影響和間隙流道的形狀改變及間隙彎曲等的情況下，合流閥閥芯與閥體孔的兩圓柱間隙泄漏量計算公式為

(3)

式中QL——泄漏量，m3/s

h——閥芯與閥孔半徑縫隙，為1.0×10-5m

l——閥芯關閉時節流口正遮蓋量，m

μ——流體動力粘度，為4.14×10-2Pa·s

Δp——縫隙兩端流體壓力差，為31.5 MPa

根據JB/T 8729—2013《液壓多路換向閥》規定，公稱壓力大于31.5 MPa，公稱通徑為25 mm時，中立位置內泄漏量不得超過4.67×10-6m3/s，計算可得l≥10.7 mm，確定合流閥正遮蓋量l=2 mm。

在閥芯開口處設計過渡節流槽以提高流量穩定性，確定換向閥最大開口量δmax為4 mm，過渡節流槽長度l1為5.5 mm。由此確定閥芯行程S為

S=δmax+l+l1=11.5 mm

(4)

為了避免誤動作，合流閥應該在兩端壓差px1=0.5 MPa時開始動作；液壓外控壓力一般為1.5 MPa，為保證電液聯控的準確性，當合流閥閥芯兩端壓差達到px2=1.5 MPa時，閥口應完全開啟。由此可得比例換向閥的閥芯力平衡方程為

(5)

計算可得比例換向閥彈簧預壓縮量x0為5.75 mm，彈簧剛度K為42.6 kN/m。

根據JB/T 3338.2—93《液壓件圓柱螺旋壓縮彈簧設計計算》，計算并確定比例換向閥彈簧參數如表1所示。

表1 電-液聯控合流閥彈簧參數Tab.1 Spring parameters of confluence valve

2.2 合流閥閥芯節流槽設計

為滿足系統動作穩定性，需要設計過渡節流槽[12]。直動式滑閥常用的節流口型式有銑割槽式、錐式、三角槽式、半圓式(D型槽)和半圓矩形式(U型槽)，根據文獻[13-15]分析的各節流槽的特性，選擇U型槽，其為圓柱立銑刀沿著閥芯軸線方向旋轉切割閥芯凸肩形成，由矩形和半圓形槽組成[16-17]。設計的合流閥節流槽如圖3所示。

圖3 電-液聯控合流閥節流槽Fig.3 Electric-hydraulic confluence valve throttle

在合流閥閥芯圓周面上設計3種U型節流槽，每種2組。各組節流槽交叉均布以降低閥芯不平衡力造成閥芯卡滯。3種節流槽設計參數見表2。

表2 電-液聯控合流閥閥芯節流槽設計參數Tab.2 Valve spool throttle parameters

根據節流槽通流面積計算方法[18-20]，在Matlab中建立合流閥節流槽通流面積隨閥芯位移變化數學模型，如圖4所示。通過計算仿真得到閥芯位移-通流面積曲線如圖5所示。由圖5可知，閥芯總行程為11.5 mm，其中，0～2 mm為正遮蓋區，即封油區，通流面積為0；2～7.5 mm為調速區，通流面積為0～1.2×10-4m2；7.5～11.5 mm為快速增益區，通流面積為1.2×10-4～4.3×10-4m2。

圖4 合流閥節流槽通流面積計算模型Fig.4 Electric-hydraulic confluence valve model

圖5 合流閥通流面積隨閥芯位移變化曲線Fig.5 Changing curves of flow area with spool displacement

3 AMESim模型設計與仿真

3.1 AMESim模型

在AMESim[21-22]中建立合流閥模型，如圖6所示。該模型由合流閥彈簧腔、無桿腔、復位彈簧、質量模塊、節流槽、壓力油源、恒流油源、油液壓力傳感器等構成。合流閥進油口的壓力作用在合流閥無彈簧腔，使閥芯向右運動，負載反饋壓力作用在彈簧腔的力、彈簧力、閥芯運動的阻尼力構成阻礙閥芯運動的阻力。壓力油源控制閥芯運動，恒流油源為系統提供流量。模型主要參數如表3所示。

圖6 合流閥AMESim模型Fig.6 AMESim model of confluence valve

參數數值油液密度/(kg·m-3)845.5油液絕對黏度/(MPa·s)20.76油液體積模量/MPa1700油液溫度/℃20合流閥閥芯組件運動質量/kg0.135運動阻尼系數/(N·s·m-1)17.5無彈簧腔初始長度/mm5有彈簧腔初始長度/mm20溢流閥開啟壓力/MPa1.0

3.2 仿真驗證與分析

根據實際應用情況，設置恒流源流量為5.83×10-3m3/s，彈簧腔油液壓力設為零，調節無彈簧腔油液控制壓力在0～2.0 MPa之間變化，得到合流閥流量隨控制壓力變化曲線，如圖7所示，合流閥流量及壓力損失隨閥芯位移變化曲線如圖8所示。

由圖7可知，在0～0.75 MPa的控制壓力區間內，由于合流閥尚未打開，通過流量為零；0.75～1.25 MPa控制壓力區間為調速區，流量在0～4.0×10-3m3/s穩定上升；1.25～1.75 MPa控制壓力區間為快速增益區，流量在4.0×10-3～5.83×10-3m3/s快速上升；1.75～2.0 MPa控制壓力區間為流量飽和區，此時流量穩定在最大流量5.83×10-3m3/s。

由圖8可知，合流閥流量隨著閥芯位移的增加而增加，其變化趨勢與跟隨控制壓力的變化趨勢一致；閥芯位移在0～8 mm區間內，合流閥的壓力損失(即壓差)穩定在1.0 MPa，這是由溢流閥的開啟壓力決定的，此時除通過合流閥返回油箱的油液外，剩余系統油液通過溢流閥溢流回油箱；閥芯位移在8～11.5 mm區間內，合流閥的壓力損失隨著閥口開度的增加而降低，此時所有油液均通過合流閥返回油箱，當閥口開度最大，即閥芯位移為11.5 mm時，合流閥流量達到最大(5.83×10-3m3/s)，合流閥壓損失為0.18 MPa。

圖7 合流閥流量隨控制壓力變化曲線Fig.7 Changing curves of flow with control pressure

圖8 合流閥流量、壓力損失隨閥芯位移變化曲線Fig.8 Changing curves of flow and pressure loss with spool displacement

4 性能試驗與分析

在徐工XCT55型起重機上測試電-液聯控合流閥性能，如圖9所示。試驗中起重機液壓系統為安裝有電-液聯控合流閥的雙泵合流系統，通過本系統測量合流閥的流量-壓力特性和壓力損失，同時對比卷揚系統在單泵供油(電-液聯控合流閥關閉)和雙泵供油(電-液聯控合流閥開啟)下的起落微動性、啟停沖擊、起落延時性，驗證電-液聯控合流閥對系統性能的影響。

圖9 電-液聯控合流閥性能測試Fig.9 Electric-hydraulic confluence valve performance test

4.1 合流閥流量-壓力特性試驗

根據圖1設計試驗方案，使：泵Ⅰ不工作，泵Ⅱ工作，右側工作聯不工作，左側工作聯工作，此時泵Ⅱ經由合流閥向左側工作聯供油。電磁閥通電處于右位，使P3與合流閥二位二通液控換向閥無彈簧腔接通，通過調節P3中的油液控制壓力控制閥芯動作，得到合流閥流量隨控制壓力變化時的流量曲線如圖10所示。

圖10 合流閥流量隨控制壓力變化曲線Fig.10 Changing curves of flow with control pressure

由圖10可知，合流閥開啟壓力為0.74 MPa，即流量死區壓力控制區間為0～0.74 MPa；調速區壓力控制區間為0.74～1.74 MPa，流量變化區間為0～6×10-3m3/s，流量隨控制壓力變化平穩；1.74～2.0 MPa為流量飽和區，此時流量穩定在6×10-3m3/s。流量調速控制壓力區占總控制壓力區間的50%。由于液動力等影響，合流閥達到流量飽和所需的控制壓力高于仿真試驗結果。圖10中合流閥閉合曲線顯示，控制壓力為0.5 MPa時，閥芯基本閉合，存有少量油液泄漏，這是由于閥芯與閥體間采用間隙密封所致。

4.2 合流閥壓力損失試驗

根據圖1設計試驗方案，使：泵Ⅰ不工作，泵Ⅱ工作，右側工作聯不工作，左側工作聯工作，此時泵Ⅱ經由合流閥向左側工作聯供油。電磁閥通電處于右位，使P3與合流閥二位二通液控換向閥無彈簧腔接通。P3中控制壓力設定為2.0 MPa，使二位二通液控換向閥處于最大開口位置，測量不同流量下合流閥的壓力損失，如圖11所示。

圖11 合流閥壓力損失曲線Fig.11 Pressure loss curve with flow

由圖11可知，二位二通液控換向閥處于最大開口位置時，合流閥的壓力損失隨著流量增大而增加，當流量達到最大流量6×10-3m3/s時，合流閥壓力損失為0.27 MPa，高于仿真試驗中的0.18 MPa，這是由于實際試驗中受到節流槽的影響，實際流量系數小于理論流量系數導致的。

4.3 卷揚空載起落微動性試驗

保持發動機處于怠速狀態，操縱液壓控制手柄分別測試微開口小流量工況下起重機空載時卷揚系統在單泵供油和雙泵合流供油模式下的微動性以及起重機重載時卷揚系統在雙泵合流供油模式下的微動性。

由圖12可知，當空載卷揚系統起升時，單泵供油模式下卷筒最低穩定微動轉速為1.9 r/min，雙泵合流供油模式下卷筒最低穩定微動轉速為2.17 r/min，略高于單泵供油模式；由圖13可知，當空載卷揚系統下落時，單泵供油模式下卷筒最低穩定微動轉速為2.17 r/min，雙泵合流供油模式下卷筒最低穩定微動轉速為1.57 r/min，低于單泵供油模式，卷揚系統微動性更好；由圖14可知，當重載卷揚系統起升時，雙泵合流供油模式下卷筒平均最低穩定微動轉速為2.75 r/min，當重載卷揚系統下落時，雙泵合流供油模式下卷筒平均最低穩定微動轉速為2.85 r/min。在重載模式下，系統工作壓力高，卷筒轉速相對空載模式有較大波動，但仍能滿足最低穩定轉速要求。

圖12 空載卷揚起升微動性Fig.12 Fretting of rising of hoist system (no-load)

圖13 空載卷揚下落微動性Fig.13 Fretting of falling of hoist system (no-load)

圖14 重載(雙泵合流)微動性Fig.14 Fretting of hoist system (heavy-load, double pump confluence)

4.4 卷揚起落啟停沖擊試驗

保持發動機處于怠速狀態，正常操作液壓控制手柄測試卷揚在單泵供油和雙泵合流供油模式下的啟停沖擊性。

由圖15a可知，單泵供油時，卷揚起升工況下，啟動沖擊為2.1 MPa，停止沖擊為2.2 MPa；卷揚下落工況下，啟動沖擊為5.2 MPa，停止沖擊為1.9 MPa。由圖15b可知，雙泵供油時，卷揚起升工況下，啟動沖擊為2.5 MPa，停止沖擊為0 MPa；卷揚下落工況下，啟動沖擊為2.7 MPa，停止沖擊為1.6 MPa。采用電-液聯控合流閥的雙泵供油時，除卷揚起升工況下的啟動沖擊稍高于單泵供油模式外，其他沖擊均低于單泵供油模式，使系統動作更加平順，降低液壓沖擊造成的損失，提升系統安全性。

4.5 卷揚起落延時性試驗

保持發動機處于怠速狀態，快速操作液壓控制手柄測試卷揚在單泵供油和雙泵合流供油模式下的響應延時性。

由圖16a可知，單泵供油時，卷揚起升工況下，啟動響應延時0.7 s，停止響應延時0.8 s；卷揚下落工況下，啟動響應延時1.1 s，停止響應延時0.75 s。由圖16b可知，雙泵供油時，卷揚起升工況下，啟動響應延時0.65 s，停止響應延時0.28 s；卷揚下落工況下，啟動響應延時0.57 s，停止響應延時0.31 s。采用電-液聯控合流閥的雙泵供油時，各工況下卷揚系統的響應延時均大幅低于單泵供油模式，卷揚系統動作更加迅速。

圖16 卷揚起落延時Fig.16 Delay in process of rising and falling of hoist system

5 結束語

設計了一種由電磁閥和換向閥內反饋壓力聯合控制的電-液聯控合流閥，在功能上實現油液雙向合流。仿真試驗結果表明，在控制壓力區間內，閥流量控制過程平穩，在最高流量下壓力損失僅為0.18 MPa，能量損失小，效率高。起重機卷揚系統試驗表明，閥最大流量可達6×10-3m3/s，流量控制過程平穩，最大流量下壓力損失為0.27 MPa；安裝有本閥的雙泵合流卷揚系統比原單泵供油系統具有更低的最低穩定速度、更小的啟停沖擊和更低的響應延時。