新型補償壓差可控型多路閥設計與分析

王波，李運帷，馮克溫，權龍

(太原理工大學新型傳感器與智能控制教育部重點實驗室，山西太原，030024)

近年來，我國工程機械行業發展迅猛，各類機器總保有量達到800萬臺以上，成為國家重要支柱產業之一。多路閥作為工程機械分配流量、協調各執行器動作的核心元件，它的特性直接影響著主機的操控性能[1]。在實際應用中，為了實現單個或多個執行器速度的精確控制，精細控制流量必不可少，這也是多路閥最重要的功能之一[2-3]。由閥口流量公式可知，通過多路閥口的流量不僅與開口面積有關，還受負載變化影響。針對該問題，目前解決方案是在主閥節流口前或后增設壓力補償器，保持節流閥口壓差恒定，使閥口流量只與開口面積有關[4]。但壓力補償器也對多路閥流量特性造成了影響，不僅增大節流損失，還存在流量控制精度低的問題[5-6]；固定壓差也限制了多路閥流量控制范圍[7]。同時，為了實現微小流量的精細控制，需要使主閥口面積梯度盡可能小，通常采用復雜結構的異形閥口，這也增大了閥芯節流槽設計和制造難度[8-9]。

為了改善多路閥控制特性，部分學者以壓力補償器為對象，分析了彈簧剛度、液動力、閥內流場和負載變化等參數對流量控制精度和穩定性的影響[10-12]。陳革新等[13]優化設計了補償器閥芯圓弧節流槽，減小主閥口壓差波動，改善了主閥輸出流量微動特性。為提高控制穩定性，趙小龍等[14]設計了“小閥芯、雙閥口”型三通壓力補償閥結構優化方案，減小了系統壓力沖擊。為提高多路閥流量控制范圍，劉金剛等[15]研究了采用2個閥芯并聯驅動方式增大閥口面積、提高多路閥流量范圍的方法。

BIGLIARDI 等[16]采用CFD 方法，研究負載敏感比例多路閥在不同開口度和流量時的閥口壓降、油液射流角和空化區域；AMIRANTE 等[17]通過流場仿真和試驗研究了空蝕對閥流量特性和閥芯驅動力的影響；艾超等[18-19]在比例減壓閥和主閥之間增設阻尼孔，提高了換向時主閥的穩定性，引入了顫振信號補償主閥芯摩擦力，分析顫振信號對主閥流量波動的影響；張宏等[20]以負載敏感多路閥為對象，對比分析了3種不同湍流模型下穩態液動力的仿真結果；楊濤等[21]研究了不同節流槽方向閥芯穩態液動力的變化規律。

通過上述分析可知，為控制閥口流量，現有多路閥采用壓力補償器保證流量不受負載變化影響，但受液動力、彈簧力等影響，閥口流量控制精度較低，而定壓差補償器通過彈簧預緊力保持設定補償壓差，一旦設定難以改變，缺乏相應的調控手段和對象。因此，現有研究工作也主要集中在參數匹配、結構改進和閥口設計等。為此，本文作者以多路閥補償壓差為突破點，以多路閥中壓力補償器作為控制對象，提出補償壓差連續調控控制多路閥流量的方法，通過改變補償壓差，實現微小流量的精確控制、增大通流能力，提高閥口流量控制精度[22-23]。

1 補償壓差可控型多路閥

本研究的核心思想是通過改變補償壓差控制主閥流量。因此，采用何種調控手段控制多路閥補償壓差是首先需要解決的技術難題。

根據壓力補償型多路閥工作原理，改變多路閥補償壓差需要對壓力補償器閥芯施加額外受力，改變補償器閥芯受力平衡關系。但多路閥補償器閥芯行程大、控制力大，以25 通徑多路閥為例，其額定流量達到230 L/min，補償器閥芯行程為7 mm，現有的電機械轉換器難以滿足要求。為此，本文設計電比例減壓閥控制方案，采用工程機械常用的先導式三通比例減壓閥(proportional pressure reducing valve，PPRV)作為控制元件，通過控制比例減壓閥輸出壓力，改變壓力補償器閥芯受力關系，實現多路閥補償壓差的按需調控，該方法控制簡單、技術成熟，可直接適配工程機械主機控制器。

圖1所示為設計的具有補償壓差可控功能的多路閥。由圖1可見：多路閥包括主節流閥口、換向閥口、壓力補償器以及2 個三通比例減壓閥PPRV組成的補償壓差控制單元。補償壓差控制單元中，2 個比例減壓閥PPRV1 和PPRV2 分別獨立控制壓力補償器x面和y面的壓力，控制PPRV1輸出壓力px對補償器閥芯施加向右的力，增大多路閥補償壓差；控制PPRV2 輸出壓力py對補償器閥芯施加向左的力，減小多路閥補償壓差。

圖1 補償壓差可控型多路閥原理Fig.1 Principle of multi-way valve with controllable compensation differential pressure

當補償壓差調控單元不工作時，比例減壓閥PPRV1 和PPRV2 處于溢流狀態，工作油口與油箱連通，無壓力輸出。多路閥工作原理與傳統閥后補償多路閥一致，壓力補償器布置在主節流閥口之后，系統油液首先經過節流閥口進行流量控制；然后，通過壓力補償器補償負載差異；最后，通過換向閥口控制執行器運動方向。

通過上述方式，多路閥即可按傳統壓力補償型方式工作，又可主動調控補償壓差、改變流量控制范圍，實現變流量增益控制。增大補償壓差，提高閥口流量增益，滿足執行器快速響應需求；減小補償壓差，減小閥口流量增益，實現微小流量的精細控制。多路閥還可以通過控制補償壓差，對補償器受到液動力、摩擦力等擾動進行補償，提高閥口流量控制精度。

圖2所示為補償壓差可控型多路閥三維結構。為了便于在結構上增加x和y這2 個受力面積，本文所設計的多路閥壓力補償器采用滑閥結構，并增設1 個控制臺肩，比例減壓閥PPRV1 和PPRV2分別與臺肩兩腔Vx和Vy連通，通過獨立控制臺肩兩端x和y面壓力，直接改變壓力補償器受力關系，調控多路閥補償壓差。

圖2 補償壓差可控型多路閥三維模型Fig.2 3D model of multi-way valve with controllable compensation differential pressure

2 理論分析

新的原理是通過控制PPRV輸出壓力改變補償器受力關系，從而改變多路閥補償壓差。圖3所示為補償壓差可控型多路閥計算原理。

圖3 補償壓差可控型多路閥計算原理圖Fig.3 Calculation schematic diagram of multi-way valve with controllable compensation differential pressure

從圖3可見：當補償壓差控制單元不工作時，補償器兩端壓力分別為主節流閥出口壓力p1和最大負載壓力pLS，由閥芯受力平衡方程可知，主節流閥出口壓力p1為

式中：p2為壓力補償器出口壓力；KV為穩態液動力系數；x為補償器閥芯位移；A1為補償器閥芯端面積，d1為補償器閥芯直徑。

確定主節流閥出口壓力p1后，進一步可得主節流閥兩端壓差Δp(即多路閥的補償壓差)

式中：pp為泵出口壓力。

從式(2)可以看出，多路閥的補償壓差只與泵出口壓力pp和最大負載壓力pLS有關，與工作油口A或B的負載壓力無關。但受液動力影響，多路閥的補償壓差難以維持恒定。同時，油液溫度和流態的變化也將造成閥口流量系數的改變[24]。這些都將作為擾動變量對多路閥的流量控制造成影響，降低流量控制精度。

引入補償壓差調控單元后，增加了可控變量(py-px)A2/A1，多路閥補償壓差如式(3)所示。控制PPRV 輸出壓力px或py，能夠實現多路閥補償壓差連續調控、改變閥口流量。通過減小壓差，實現小流量的精確控制；增大壓差，提高閥口通流能力。此外，還可以補償液動力影響，提高閥口流量控制精度。

式中：A2為壓力補償器控制臺肩環面積，A2=π·(d22-d12)/4，d2為控制臺肩直徑；(px-py)·A2/A1為補償壓差調控單元控制力。

由式(3)可知，多路閥補償壓差與PPRV最大輸出壓力和控制臺肩直徑d2有關。控制臺肩直徑d2越大，多路閥補償壓差控制范圍越大，但過大臺肩直徑d2造成閥體結構布局困難，還會增大控制容腔Vx和Vy，對補償器動靜態特性帶來影響。為此需綜合考慮，既要有足夠的輸出力滿足工作需求，還保證閥體結構的緊湊性。

目前，已知工程機械常用先導減壓閥最大控制壓力為3 MPa，補償器閥芯直徑d1為28 mm，多路閥補償壓差為1.7 MPa，期望在0.5～3.5 MPa 范圍內調控補償壓差，所需控制力約為950 N。同時考慮穩態液動力Ff影響，由式(4)計算的補償器閥芯所受穩態液動力如圖4所示，在流量為200 L/min、閥口壓差為16 MPa條件下，穩態液動力為194 N，最終可由式(3)計算補償器臺肩直徑d2為36 mm。

圖4 不同壓差、流量下壓力補償器所受液動力Fig.4 Flow force of pressure compensator under different differential pressure and flow rates

式中：Cv為閥口速度系數，取0.98；Qs為壓力補償器流量；Δpc為壓力補償器兩端壓差；θ為射流角，取69°；ρ為油液密度，取860 kg/m3。

3 仿真模型搭建及驗證

3.1 三通比例減壓閥仿真及試驗驗證

PPRV作為調控補償壓差的關鍵元件，其動靜態特性對多路閥補償壓差調控特性具有重要影響。工程機械所采用先導比例減壓閥多為直接壓力檢測，工作原理如圖5(a)所示。根據該原理所建立的比例減壓閥仿真模型，如圖5(b)所示。為進一步驗證仿真模型正確性，采用Thomas 公司PPCD05 比例減壓閥進行測試，最大輸出壓力為3.2 MPa，額定流量為10 L/min。

圖5 PPRV工作原理和仿真模型Fig.5 Working principle and simulation model of PPRV

試驗中，PPRV 進口壓力設定為4.2 MPa，給定不同電流控制PPRV工作油口相應輸出壓力。圖6給出了PPRV仿真和試驗的壓力動靜態特性曲線。從圖6(a)可見：受閥芯摩擦力影響，PPRV 輸出壓力存在滯環，750 mA 控制電流對應最大輸出壓力3.2 MPa。從圖6(b)可見：給定370 mA的電流階躍信號，PPRV輸出壓力為0.67 MPa，響應時間約為130 ms；當控制電流為750 mA 時，PPRV 輸出壓力為3.2 MPa，響應時間約為80 ms。仿真結果與試驗結果具有較高一致性。

圖6 PPRV的壓力動靜態特性曲線Fig.6 Pressure dynamic and static characteristic curves of PPRV

3.2 傳統負載敏感多路閥仿真和試驗驗證

根據現有負載敏感多路閥真實結構參數，首先在Simulation X軟件中建立多路閥模型，主要包括主換向閥和壓力補償器。建模過程考慮油液壓縮、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。閥口型式為U 型節流槽，節流槽尺寸由面積公式計算后導入模型，計算的閥芯位移-面積關系如圖7所示。

圖7 不同閥芯位移下多路閥節流口面積曲線Fig.7 Port area curve of multi-way valve under different spool displacements

為驗證仿真模型的正確性，在多路閥試驗臺上開展性能測試。試驗臺采用負載敏感變量泵作為動力源，負載敏感壓差設為2 MPa，多路閥P口接液壓泵P口，多路閥LS口接泵LS口，工作油口A口和B口分別連接試驗臺加載回路，T口接試驗臺回油口，其余油口均堵住。試驗時控制先導回路壓力調節換向聯開口，記載多路閥出口流量，與仿真結果對比。

圖8所示為不同先導壓力下被測多路閥流量特性曲線。由圖8可見：多路閥主閥芯受摩擦力影響，閥口流量存在較大的滯環，其中左節流口和右節流口最大流量分別為45 L/min和230 L/min。

圖8 不同先導壓力下被測多路閥流量特性曲線Fig.8 Flow characteristic curves of tested multi-way valve under different pilot pressures

圖9所示為被測多路閥的負載敏感特性曲線。試驗時，調節電機轉速為1 850 r/min、先導壓力為3.5 MPa，測試聯工作油口連接加載回路，從0 MPa連續加載至20 MPa。從圖9可見：隨著負載壓力增大，閥口輸出流量基本不變，能夠實現負載敏感控制。其中，右節流口仿真與測試存在較大偏差，主要原因在于實際測試中，隨著加載壓力增大，泵泄漏增加造成閥口流量減小，而仿真中采用恒壓源，未考慮液壓泵特性。

圖9 被測多路閥負載敏感特性曲線Fig.9 Load-sensing characteristic curves of tested multi-way valve

3.3 聯合仿真模型搭建及驗證

試驗曲線與仿真結果基本一致，驗證了仿真模型的正確性。進一步，將建立的PPRV仿真模型進行封裝，并與建立的多路閥模型聯合，最終構建補償壓差可控型多路閥多學科聯合模型，如圖10所示，具體參數如表1所示。

表1 仿真模型參數Table 1 Parameters of simulation model

圖10 補償壓差可控型多路閥多學科聯合仿真模型Fig.10 Multidisciplinary co-simulation model of multiway valve with controllable compensation differential pressure

4 多路閥流量控制特性

4.1 原理試驗

設計的補償壓差可控多路閥的根本目的是連續調控補償壓差控制主閥流量。為了驗證該方法的可行性，采用6通徑的比例閥和壓力補償器，開展原理試驗，應用比例電磁鐵作為控制元件，對補償器閥芯施加不同受力，改變主閥補償壓差，具體試驗原理如圖11所示。

圖11 補償壓差可控試驗原理Fig.11 Experiment principle of controllable compensation differential pressure

試驗中，壓力補償器以疊加方式安裝在比例閥前，額定補償壓差為0.8 MPa，比例電磁鐵安裝在壓力補償器無彈簧端，并集成位移傳感器，在輸出力的同時檢測補償器閥芯位移。同時，在比例閥和補償器之間增加過渡閥塊，壓力傳感器Ⅱ和壓力傳感器Ⅲ安裝在過渡閥塊上，直接檢測比例閥的進口壓力和出口壓力，計算比例閥補償壓差。

圖12所示為比例閥壓差控制特性試驗曲線。通過連續控制比例電磁鐵輸出力、抵消彈簧預緊力，實現了補償壓差連續比例控制，通過比例閥的流量也按比例減小。由于流量與壓差呈二次方根的關系，閥口流量呈非線性變化。補償器閥口開度也逐漸減小、節流作用增大。但受比例電磁鐵電流-力滯環特性影響，補償壓差和流量控制存在小的滯環。

圖12 比例閥補償壓差控制特性曲線Fig.12 Flow characteristic curves of tested multi-way valve

圖13所示為不同壓差下比例閥位移-流量特性曲線。由圖13可見：在0.8 MPa 額定補償壓差下，比例閥最大流量約為17 L/min，通過減小補償壓差，比例閥流量增益也逐漸減小，在0.1 MPa壓差下，最大流量僅為4 L/min 左右，實現了改變補償壓差控制比例閥流量增益、改變流量控制范圍的目的。

圖13 不同補償壓差下比例閥位移-流量特性曲線Fig.13 Displacement-flow characteristic curves of proportional valve with different compensation differential pressure

4.2 補償壓差調控特性

上述原理試驗驗證了所提方法的正確性，進一步對設計的采用PPRV控制多路閥補償壓差方案進行研究。圖14所示為多路閥補償壓差連續調控特性曲線。從圖14可見：通過控制PPRV1 輸出壓力，多路閥補償壓差Δp按比例增大；控制PPRV2輸出壓力，多路閥補償壓差Δp按比例減小，實現了補償壓差的連續調控。同時，閥口流量隨著補償壓差的變化呈非線性變化。其中，補償器壓差最大可增加到3.4 MPa，最小可減小到0 MPa。

圖14 多路閥補償壓差連續調控特性曲線Fig.14 Compensation differential pressure continuous control characteristics curves of multi-way valve

圖15所示為不同補償壓差下多路閥的流量曲線。從圖15可見：以1.7 MPa補償壓差下閥的最大流量230 L/min 作為額定流量，通過控制PPRV 輸出壓力，改變多路閥補償壓差，多路閥流量能夠在44%～136%的范圍內變化，滿足執行器快速動作和微動控制需求。同時，如圖15中陰影部分所示，通過降低補償壓差，多路閥流量具有更大控制范圍。

圖15 不同補償壓差下多路閥流量特性曲線Fig.15 Flow characteristics curves of multi-way valve under different compensation differential pressure

4.3 液動力補償對流量特性的影響

由式(3)可知，受液動力影響，多路閥補償壓差時刻在變，尤其是大壓差、大流量工況下情況更嚴重。增設壓差調控單元后，可以對閥芯施加反方向力抵消液動力影響，從控制角度為多路閥液動力補償提供一種新方法。但液動力的計算是一難題，常用液動力計算公式如式(4)所示，但壓力補償器兩端壓差Δpc無法直接測得。因此，可將式(4)進一步變形為式(5)，通過位移傳感器檢測補償器閥芯位移x，由閥口面積曲線得到對應的開口面積Ac，并代入多路閥理論流量Qt，對液動力進行估算補償。

式中：Cd為閥口流量系數；Qt為多路閥理論流量；Ac為壓力補償器閥口面積。

仿真時，保持主閥口開度不變，緩慢增加油源壓力直至25 MPa，多路閥口壓降達到最大值，得到穩態負載特性曲線如圖16所示。從圖16可見：液動力補償前，大流量、大壓差情況下，閥口流量存在較大偏差，通過液動力補償后，多路閥流量能夠基本保持設定值，具有好的流量控制精度。

圖16 不同主閥開度下多路閥穩態負載特性曲線Fig.16 Steady-state load characteristic curves of multiway valve under different main valve openings

圖17所示為不同主閥開度下閥口流量圖。從圖17可見：小流量情況下，液動力對補償器影響較小，閥口流量補償前后效果不明顯。隨著閥口流量增大，補償器受液動力逐漸增大，液動力補償效果明顯。

圖17 不同主閥開度下閥口流量Fig.17 Valve port flow under different main valve openings

4.4 臺肩直徑對補償器動態特性的影響

設計的補償壓差可控型多路閥，在補償器上額外增加直徑為d2的控制臺肩，將影響補償壓差的控制特性。圖18所示為不同臺肩直徑對壓力補償器動態特性影響。從圖18(a)可見，在相同補償壓差控制值下，隨著控制臺肩直徑d2增大，PPRV需求壓力減小、響應時間增大，受PPRV 特性影響，補償壓差控制響應速度減小，但僅為10 ms左右。由圖18(b)可見，隨著臺肩直徑增大，補償器位移響應速度減小。造成該問題的主要原因如圖18(c)所示，隨著臺肩直徑增大，相同補償器閥芯位移下，容腔Vx和Vy油液體積變化增大，2個容腔壓力變化也增大，產生壓力沖擊，抑制補償器運行。但減小的響應時間僅為10～15 ms，對補償器運行特性影響較小。

圖18 不同臺肩直徑對壓力補償器動態特性影響Fig.18 Influence of different shoulder diameters on dynamic characteristics of pressure compensator

5 結論

1)提出了補償壓差實時調控原理，引入補償壓差Δp作為控制變量，實現閥口流量變增益控制，還可以補償參數變化對流量的影響，提高流量控制精度。

2)相較傳統多路閥，設計的補償壓差可控型多路閥能夠在0～3.4 MPa 范圍內實時調控補償壓差，在0.3～3.2 MPa 壓差范圍內，閥口流量能夠在44%～136%的額定流量范圍內變化，滿足執行器微動操控和快速動作需求。

3)對補償器的液動力估算補償，提高了多路閥流量控制精度，尤其是在大流量、大壓差工況下，液動力補償效果明顯。

4)新方案在壓差補償器上增設了直徑為d2的控制臺肩，但過大的控制臺肩d2直徑將造成補償器動態特性響應時間增大、閥體結構增大。因此，在滿足補償壓差調控需求范圍內，應選擇小的控制臺肩。