重卡電動泵吸油閥的改進設計及仿真分析

楊 嚴， 葉小華,， 岑豫皖

(1.安徽工業大學 機械工程學院， 安徽 馬鞍山 243032； 2.液壓振動與控制教育部工程研究中心， 安徽 馬鞍山 243032)

引言

液壓傳動技術在機械制造領域中起著相當重要的作用[1-3]，因其具有功率密度大、調速范圍寬、結構簡單、質量輕、體積小等優點而被廣泛應用在汽車、飛機、船舶等領域中[4-5]。其中重卡駕駛室翻轉機構使用液壓傳動技術實現了駕駛室的翻轉和舉升動作，極大地方便了駕駛人員查看、檢查駕駛室底部的狀況[6-7]。液壓泵作為液壓傳動系統中的動力元件，是貨車駕駛室翻轉機構中的核心部件， 提供帶有壓力的流體通過控制元件傳給液壓系統中的執行元件液壓舉升缸[8]，以確保貨車駕駛室能夠順利完成翻轉。電動泵性能的優劣常常會直接影響整個液壓系統的工作可靠性[9-10]。

目前國內市場上使用的電動泵大多是偏心輪結構，具有結構簡單、制造方便等優點[11-12]，但由于其吸油閥采用結構簡單的球閥結構，隨著柱塞高頻快速往復運動，球閥不能快速穩定的啟閉，使得吸油閥的反沖流量過大，從而造成泵的容積效率較低，使駕駛室翻轉舉升的時間過長，嚴重影響維修效率。為此，本研究提出滑錐閥結構的技術方案來對原吸油閥進行改進設計，建立吸油閥、電動泵及其液壓翻轉舉升系統的AMESim仿真模型，最后進行動態性能仿真分析，為高性能電動泵的研究提供理論參考。

1 重卡電動泵的工作原理

重卡電動泵的液壓原理圖如圖1所示。由于偏心輪5和傳動軸4之間存在偏心距，偏心輪5在直流電機傳動軸4的驅動下轉動。在其前半個周期，偏心輪對柱塞產生一個向下的作用力，使得柱塞向下運動；在后半個周期，柱塞在彈簧力的作用下又向上運動，這樣形成了柱塞的上下往復運動。

1.缸體 2.鎖合彈簧 3.托盤 4.傳動軸 5.偏心輪 6.柱塞 7.壓油閥 8.吸油閥 9.油箱圖1 重卡電動泵液壓原理圖

當柱塞向上運動時柱塞腔內的容積增大，壓力降低形成負壓，與此同時吸油閥在外界大氣壓的作用下打開，油箱中的油液進入柱塞腔，完成吸油動作，吸入低壓油，此過程排油閥關閉；當柱塞向下運動時柱塞的容積減小，壓力升高，當高于負載壓力時打開壓油閥，而此時吸油閥關閉，完成排油動作，排出高壓油。

2 吸油閥建模

根據實際應用需要，偏心輪結構電動泵的額定壓力為25 MPa，額定流量為8 L/min。在不改變偏心輪泵吸油閥塊(球閥)結構尺寸的基礎上，將其設計為滑錐閥結構，其簡化模型如圖2所示。

圖2 滑錐結構吸油閥模型圖

2.1 閥座孔徑ds的確定

根據閥座孔最大流速初步確定閥座孔徑：

(1)

其中：

(2)

將式(2)代入式(1)中得：

(3)

式中,ds—— 閥座孔徑，m

A—— 柱塞的橫截面積，m2

h—— 柱塞行程，m

d0—— 柱塞直徑，m

n—— 泵的轉速，r/min

v1max—— 錐閥入口處的最大流速，m/s

2.2 最大開啟高度hmax的確定

通過閥口的流量應等于柱塞壓出的瞬時流量，由連續性方程知：

(4)

式中，d0—— 柱塞直徑，m

v—— 柱塞的運動速度，m/s

cq—— 配流閥閥口流量系數

v2—— 油液在閥口縫隙中的流速，m/s

Af—— 配流閥閥口的過流面積，m2

由于柱塞的運動速度和柱塞壓出的瞬時流量是變化的，而配流閥前后壓差變化不大，故閥口處平均流速變化很小，因此閥口的過流面積隨柱塞運動速度的變化而變化，故當v=vmax時，Af=Afmax，h=hmax，由式(4)得：

(5)

由圖2所示的幾何關系可得：

(6)

對式(6)整理求得：

(7)

將式(5)代入式(7)可得：

(8)

式中,ds—— 閥座孔徑，m

d0—— 柱塞的直徑

vmax—— 柱塞的最大運動速度

α—— 配流閥閥芯錐角

cq—— 配流閥閥口流量系數

v2—— 油液在閥口縫隙中的流速

2.3 仿真模型

根據上述吸油閥數學模型，在AMESim中建立了錐閥仿真模型，如圖3所示。

1.油箱 2.錐閥元件 3.柱塞元件 4.質量元件 5.彈簧元件圖3 錐閥仿真模型

3 仿真分析及結果

3.1 重卡電動泵及液壓翻轉舉升系統建模

重卡電動泵仿真模型主要由以下部分組成：凸輪部件、柱塞副、配流閥、液壓缸和外負載力等模型。在AMESim 中利用Hydraulic 標準液壓庫、HCD液壓元件設計庫、Signal/Control信號控制庫和Mechanicl 機械庫搭建的重卡電動泵舉升液壓系統仿真模型，如圖4所示。

3.2 結果分析

仿真參數如表1和表2所示，其仿真結果如圖5～圖7所示。圖5為吸油閥流量特性曲線，圖中流量為正時，其曲線所包圍的面積代表電動泵偏心輪轉動一周，從油箱吸入柱塞腔中的油液容積；而流量為負時，其曲線所包圍的面積，代表從柱塞腔倒排入油箱的油液容積(即其大小可用反沖流量與此時閥口開啟時間之乘積來表示)，二者之差實為電動泵轉動一周所排出的有效油液容積。

表1 吸油閥主要仿真參數

圖4 重卡電動泵及其液壓系統的仿真模型

表2 仿真參數

由圖5可知，實線曲線表示改進前泵的流量特性，其一個運動周期內正、負流量曲線所包圍的面積之差卻不大，這說明改進前泵所排出的有效油液容積不大，其容積效率不高。圖中虛線則表示改進后泵的流量特性，當流量為正時，改進后泵與改進前泵的曲線幾乎重合，說明二者具有相同的吸油能力；當流量為負時，其反沖流量最大值較改進前明顯減小，且油液反沖時其閥口開啟時間卻更短；一個周期內正負流量曲線所包圍的面積之差遠大于改進前的泵，這說明改進后的泵所排出的有效油液容積更大，容積效率明顯更高，且具有相同的吸油能力，說明改進方法正確有效。

圖5 吸油閥流量特性曲線

造成改進前的泵容積效率不高的主要原因是：原吸油閥采用球閥結構，閥芯為鋼球，由于鋼球加工誤差和液流力的作用極易產生鋼球的轉動，延長閥口關閉的時間和造成鎖閉不夠嚴實，結果導致泵的容積效率低下；而改進后的吸油閥采用滑錐閥結構，利用滑閥的導向性好和錐閥的密封性能優的優點， 避免了閥芯的轉動，提高了閥口鎖閉性能、降低了反沖流量最大值，縮短了存在反沖流量時閥口的開啟時間，有效地提高了泵的容積效率。

圖6為泵的出口壓力特性曲線，從圖6中可以看出，吸油閥改進后的滑錐閥結構電動泵的壓力升高速率明顯快于原球閥結構電動泵，這說明改進后的電動泵的容積效率更高，排出的油液平均流量更大，壓力升高更快。

圖6 泵的出口壓力特性曲線

圖7為液壓缸舉升速度曲線，由圖可知，改進后的電動泵所驅動的液壓缸平均速度明顯高于改進前原球閥結構電動泵驅動的液壓缸平均速度，這說明改進后的電動泵排出的流量更大，容積效率更高。

圖7 液壓缸舉升速度曲線

4 結論

為了降低原重卡電動泵的反沖流量和提高泵的容積效率，利用滑閥和錐閥的性能優勢，提出了滑錐結構的方法對原球閥結構的吸油閥進行了改進設計，并對其結構參數進行了計算和設計。建立了重卡電動泵及其液壓系統的AMESim仿真模型，且對其動態性能進行仿真研究，并與球閥結構的電動泵進行了比較分析。分析結果表明，本研究所提出的改進設計方法是正確可行的，能顯著降低重卡電動泵的反沖流量和有效提高泵的容積效率，可為高性能電動泵的研究提供理論參考。