平衡閥對車輛液壓驅動系統的影響研究

陳偉，馮吉宇，劉長宜，譚鵬?，趙慶波

（1.吉林大學機械與航空航天工程學院，吉林長春 130022；2.吉林大學工程仿生教育部重點實驗室，吉林長春 130022；3.一汽-大眾汽車有限公司，吉林長春 130011）

液壓驅動技術因其良好的無級調速特性和布局靈活方便的特征，相比純機械、液力-機械及電傳動方式有獨特的優勢，近年來，在工程車輛傳動系統中得到了廣泛應用［1-3］.

目前，平衡閥廣泛應用于工程機械等重型設備的液壓系統中，主要功能是提供背壓以平衡負載，另外還有減少沖擊，避免負載下降時油缸或液壓馬達內部產生氣穴等作用［4］.車輛行走液壓驅動系統也有采用平衡閥回路技術［5-6］來防止下坡時超速等；適用于該工況的平衡閥種類包括布赫的Cindy型、林德的CBV 型以及力士樂的BVD 型等［7-8］.文獻［9-10］給出了全液壓制動系統的元件及其參數的確定方法，同時研究了平衡閥阻尼孔、閥芯錐度等參數對液壓馬達制動效果的影響，并通過調節最主要影響參數改善了平衡閥的工作穩定性，從而提高了液壓馬達制動效果維持的時間.然而，關于平衡閥回路的研究工作，多集中在具有回轉或升降作用的平衡閥-液壓馬達回路，如起重機回轉和卷揚系統［11-13］；以及其他具有升降作用的平衡閥-立置油缸回路，如起重機變幅系統和采煤機升降系統等［14-16］.重點通過優化平衡閥參數以提高系統的穩定性和改善系統性能，包括閥芯面積梯度、彈簧預緊力、平衡閥與油缸或者液壓馬達連接腔的體積及控制端阻尼等［17-19］.文獻［20］通過對液壓馬達的平衡閥進行定性分析，找出了導致起重機作業抖動的原因并進行了相應的改進.文獻［21-22］針對卷揚下放過程中液壓馬達和平衡閥產生的制動能量損耗，通過對比多種能量回收形式以及系統結構，采用了一種并聯機械聯結的電氣回收方式，通過實驗給出了多種工況下的能量回收率.但關于平衡閥對車輛液壓驅動系統性能的影響研究較少.

本文以某越野車的液壓驅動系統中力士樂BVD平衡閥為研究對象，基于驅動系統和平衡閥的結構和理論分析，建立平衡閥及液壓驅動系統仿真模型，對不同工況下平衡閥對驅動系統的動態特性進行分析，并通過樣車試驗進行驗證.采用理論、仿真及實驗相結合的方法，研究了平衡閥對液壓驅動系統性能的影響，并對系統存在的沖擊問題進行優化分析，為液壓驅動系統的性能進一步提高提供了可靠的理論依據.

1 液壓驅動系統及平衡閥工作原理

1.1 液壓驅動系統原理

某越野車液壓驅動系統采用閥控液壓馬達形式，其組成原理如圖1所示.

圖1 某型越野車輛液壓驅動系統原理Fig.1 The principle of hydraulic driving system of a certain type of off-road vehicle

行走變量泵采用負流量控制，通過定節流孔和溢流閥組成的壓力檢測單元將壓力反饋給變量泵排量控制機構，調節變量泵的排量［23］.行走液壓馬達采用力士樂HA2 型高壓自動變量的A6VM 柱塞液壓馬達，初始時處于小排量，由于自動變量點壓力設定值較高，故分析時將其近似為小排量的定量液壓馬達.

車輛行駛時，先導手柄控制比例換向閥換向實現車輛前進和后退，通過腳踏閥動作實現先導壓力數值大小的控制，以此作為輸入信號通過換向閥閥口開度調節液壓馬達流量，最終實現車速的有效控制.

1.2 平衡閥工作原理

平衡閥結構組成如圖2 所示，A′、B′口接變量液壓馬達.其中，補油溢流閥7和9為行走制動組件，主要作用是防止行走制動時因慣性負載導致的管路壓力突然增高而引發爆管現象.

圖2 平衡閥基本結構和原理Fig.2 Basic structure and principle of balance valve

平路工況：油液經過閉鎖單向閥13 至B′口與液壓馬達進油口相通.控制油液通過右單向節流閥11后作用于主閥芯5 右端面，使其向左移動，使A′口與通道2連通，液壓馬達回油經左節流槽6回油箱.

下坡工況：下坡高速行走時，由于液壓馬達轉速的瞬時增大導致系統供油不足，液壓馬達進油口處壓力隨之下降使得主閥芯右移，液壓馬達回油口與油道不通，因此，液壓馬達轉速因油液只能通過主閥芯的阻尼孔流動得以限制.此時，當泵輸出壓力油再次進入高壓進油口時，主閥芯左移使得液壓馬達按照油泵的實際供油量工作.

啟動制動工況：車輛啟動時，系統油液需先經過右單向節流閥11 到達主閥芯5 右端面，克服彈簧力打開主閥芯節流槽6；制動時，主閥芯節流槽6 在關閉過程中，油液在彈簧力的作用下需先通過右單向節流閥11 流出，因此避免了主閥在開啟關閉過程中系統壓力突然變化而出現的沖擊現象.

分析說明：平衡閥下坡時可以避免由于轉速過大而造成的液壓馬達供油不足，且車輛啟動或制動時可以削減液壓馬達壓力出現峰值.

2 系統數學模型

為了簡化數學模型，只對BVD 平衡閥主體部分進行分析，其簡圖如圖3所示.

圖3 平衡閥主體部分簡圖Fig.3 Schematic diagram of the main part of the balance valve

閥芯動力學平衡方程為：

式中：pAd為閥芯左端面先導壓力；pBd為閥芯右端面先導壓力；Ad為閥芯左右兩端先導壓力作用面積；md為閥芯及彈簧組件質量；fd為閥芯黏性阻尼系數；kd為閥芯控制彈簧剛度；xd為閥芯位移.

閥口流量壓力方程為：

式中：為平衡閥負載流量；Cd為流量系數；ωd為閥芯閥口面積梯度；為液壓馬達負載壓力（液壓馬達出油口壓力）；pL為換向閥負載壓力（平衡閥回油壓力）；ρ為油液密度.

閥芯開啟時流量壓力方程為：

式中：S為間隙型阻尼流量系數，S=b/12ηl，b為間隙寬度，l為間隙長度；y0為間隙高度；η為液體黏度.

閥芯關閉時流量壓力方程為［24］：

式中：As為三角形斷面面積，As=為節流槽槽深；l1為節流槽槽長；u為油液動力黏度.

忽略閥芯左端面腔及右端面腔的油液泄漏和壓縮性，則有

換向閥負載流量與平衡閥負載流量關系為：

液壓馬達流量連續性方程為：

式中：qm為液壓馬達排量；θm為液壓馬達輸出軸轉角；Vtm為液壓馬達內腔容積；E為油液體積模量；s為復數域的變量.

液壓馬達力矩平衡方程為：

式中：JL為等效轉動慣量；Bm為等效黏性阻尼系數；TL為負載力矩.

對式（1）～式（9）整理化簡如下：

3 仿 真

3.1 仿真模型建立

利用傳遞函數法對液壓驅動系統關鍵元件平衡閥進行數學模型推導的過程中，由于其結構復雜，在一定程度上對模型進行簡化，同時系統中存在大量的非線性環節，因此難以獲得精確的系統性能.為了對液壓驅動系統的動態特性進行深入研究，利用AMESim 的信號庫、HD 庫、HCD 庫及機械庫搭建了如圖4 所示的某越野車輛的液壓驅動系統模型.模型主要參數設置如表1所示.

圖4 液壓驅動系統模型Fig.4 Hydraulic driving system model

表1 系統主要參數Tab.1 Main parameters of the system

3.2 驅動系統仿真分析

3.2.1 平路行駛工況

車輛在平路工況行走時，載荷近似恒定，經理論計算，設定仿真負載為8 kN，此時驅動系統各部分壓力曲線如圖5所示.

圖5 恒定載荷時壓力曲線Fig.5 Pressure curve at constant load

由圖5 可知，在0～3.2 s 時，車輛處于待機階段；在3.2～19 s 時，車輛前進行駛，變量泵最大超調壓力10.5 MPa，1 s 后穩定在10.0 MPa 左右，泵出口、平衡閥進口與液壓馬達進口的壓力變化走勢相同，分別穩定在10.0 MPa、9.6 MPa、9.3 MPa 左右；平衡閥出口與液壓馬達出口壓力隨對應進口壓力的震蕩而波動并最終分別穩定在2.8 MPa、3.6 MPa 附近；在20～42 s 時，車輛待機運行及后退行駛，因負載一致，故變化規律與前進行駛時一致.

由仿真結果可得，平路行駛工況，油液經平衡閥進入液壓馬達的壓力損失約為0.3 MPa；油液經平衡閥流出液壓馬達的壓力損失約為0.8 MPa.此時平衡閥相當于一個通路，對系統壓力變化影響不大.

3.2.2 下坡行駛工況

為驗證平衡閥能否有效平衡負載.設置工況：0～3 s，待機階段；3～6 s，平路階段；6～10 s 坡道駛入階段，其中6～8 s 時載荷下降較為平緩，8～10 s 時載荷較之前下降迅速；10 s 后完全進入坡道行駛，比例換向閥只在平路行駛和車輛駛入下坡坡道過程中打開，進入坡道后關閉.

坡路工況各處壓力如圖6 所示，進入坡道時，泵出口和液壓馬達進口壓力由于負載的變化迅速下降，后由于負載突變及慣性載荷引起泵出口和液壓馬達進口壓力階躍上升，此后當負載變化恒定時其壓力逐步穩定下降，液壓馬達出口壓力隨著車輛進入坡道緩慢增加并在坡道末端呈現劇烈震蕩上行趨勢；完全進入坡道時，比例換向閥處于中位，泵處于卸荷狀態，由于路況改變液壓元件的動作，此時液壓馬達出口壓力峰值達到42 MPa后迅速降低直至趨于穩定，進口壓力迅速降為0.05 MPa；車輛停止時，液壓馬達高低壓油口通過平衡閥中位時的閥芯節流孔相通，穩定后保持在13.2 MPa.

圖6 坡路工況各處壓力Fig.6 All the pressure under slope conditions

坡路工況液壓馬達轉速如圖7 所示，可以看出，車輛進入平路行駛階段時，液壓馬達轉速呈現迅速階躍上升，在微小波動后維持轉速穩定；車輛初始進入下坡過程時，隨著載荷的迅速降低，液壓馬達進口壓力降低，轉速迅速上升，后因載荷下降變緩及慣性載荷的作用，液壓馬達轉速突降，隨后因負載的穩定變化液壓馬達轉速穩定上升；坡道工況后期，車輛完全處于其中，比例換向閥關閉，液壓馬達轉速瞬時陡升，達到4 100 r/min 左右，后由于泵卸荷，轉速迅速減小到100 r/min后直至停車.

圖7 坡路工況液壓馬達轉速曲線Fig.7 Hydraulic motor speed curve under slope conditions

仿真結果表明，平衡閥具有平衡負負載的功能，下坡行駛時，可以平衡車重，當系統載荷突然變小，液壓馬達進口壓力的迅速下降在導致液壓馬達轉速增加的過程中，平衡閥能夠起到限制液壓馬達超速的作用.

4 試驗研究

為驗證理論及仿真分析的正確性，分別進行平路行駛和下坡行駛工況試驗測試.行駛工況和驅動系統組成分別如圖8和圖9所示.

圖8 行駛工況Fig.8 Driving conditions

圖9 驅動系統組成Fig.9 Driving system composition

4.1 平路行駛工況

平路行駛工況系統各處壓力測試曲線如圖10所示.由圖10可知，待機狀態下泵壓力穩定在4.7 MPa左右.向前行駛初始，各處壓力劇烈波動且其值達到最大，穩定行駛后，泵、平衡閥及液壓馬達的各處壓力保持水平恒定不變；倒退與向前行駛系統壓力趨勢一致.

試驗結果表明，平路行駛時，平衡閥僅相當于通路的作用.通過圖10所示的系統中各處壓力曲線可以看出，平衡閥與液壓馬達進口壓力差和液壓馬達與平衡閥出口壓力差分別為4.0 MPa和2.7 MPa；試驗發現節流損失主要在平衡閥與液壓馬達之間，通過初步分析認為可能是平衡閥內部節流或液壓馬達與平衡閥之間的連接閥塊設計或制造存在問題.為探究真實原因，將平衡閥拆除進行試驗，發現節流損失雖有減少，但壓力損失仍然較大，進一步分析發現是自制閥塊內部流道設計制造問題.

圖10 平路行駛工況系統各處壓力曲線Fig.10 Pressure curves of the system under flat road conditions

4.2 下坡行駛工況

下坡行駛工況測試時，車輛先迅速加速至最大速度后保持該速度進入坡道行駛，此時駕駛員松開腳踏閥，測得系統各點壓力曲線如圖11所示.

圖11 下坡行駛工況系統各處壓力曲線Fig.11 Pressure curves of the system under downhill driving conditions

由圖11 可知，待機時泵的初始壓力為6.0 MPa，剛進入坡路時，液壓馬達進口與泵出口壓力緩慢下降，當車輛完全駛入坡道時，由于重力因素影響，液壓馬達轉速迅速增加導致泵出口壓力迅速降低，此時泵出口與液壓馬達進口壓差增大，液壓馬達進出口壓差減少且產生背壓；在13 s 后，液壓馬達出口壓力迅速陡增至34.0 MPa 左右，泵出口壓力突降為4.5 MPa 左右，液壓馬達進口壓力逐漸減小為0；此時平衡閥處于關閉狀態，車輛通過依靠平衡閥阻尼孔節流維持緩慢行駛狀態.實驗結果表明，平衡閥在車輛下坡狀態時產生的背壓可以實現有效平衡負負載，達到防止液壓馬達失速車輛超速行駛的目的.

對比仿真與試驗結果，在平路行駛工況，系統壓力響應趨勢相同，區別在于試驗時由于閥塊的設計制造問題導致系統壓力損失較大.對比下坡行駛工況的仿真與試驗值可以看出，相較于仿真模型泵出口與液壓馬達進口壓力近似相同的理想狀態，試驗時泵出口與液壓馬達進口壓力相差約為2.0 MPa，這與平路行駛工況下因連接閥塊產生的壓力損失接近.仿真與試驗結果均表明，平衡閥具有平衡負負載、限速、防止供油不足等作用，同時系統在下坡行駛工況時，均出現較大的壓力沖擊（回油腔壓力較高）.

4.3 優化分析

平衡閥在平路行駛過程中相當于一個通路的作用，改變平衡閥參數對平路穩態行駛過程影響較小，對系統壓力影響不大.由數學模型可知，下坡行駛工況時，系統沖擊主要受平衡閥閥芯關閉速度及中位阻尼孔直徑影響，也就是數學模型中K值，其直接決定閥芯關閉速度.因此，接下來將通過改變與K值相關的平衡閥中等邊三角形節流槽槽深h及中位阻尼孔直徑d進行仿真.

樣機系統中平衡閥閥芯槽深為0.55 mm，閥芯中位阻尼孔直徑為1.6 mm，此時最大背壓（系統回油壓力）為40 MPa 左右.為減小下坡行駛過程中的沖擊，應盡可能減小平衡閥的超調量，由于超調量與阻尼比呈負相關，通過閥芯阻尼比ξd公式、K值公式和三角形斷面面積As公式推導可知，h與ξd呈正相關，即h增加會導致閥芯阻尼比增大，提高響應速度，同時響應沖擊也增大.因此，只能在滿足系統響應速度的前提下減小h值.阻尼孔直徑不變，對槽深h進行批處理，分別設置為0.35 mm、0.45 mm、0.55 mm.下坡行駛工況時，液壓馬達背壓如圖12 所示.槽深不變，對阻尼孔直徑進行批處理，分別設置為1.2 mm、1.6 mm、2.0 mm，液壓馬達背壓如圖13所示.

圖12 不同節流槽槽深時的液壓馬達背壓Fig.12 Hydraulic motor back pressure at different throttle groove depth

圖13 不同阻尼孔直徑時的液壓馬達背壓Fig.13 Hydraulic motor back pressure with different orifice diameters

平路行駛工況與下坡行駛工況已驗證了仿真模型的正確性.從圖13 可以看出，在阻尼孔直徑d從1.6 mm 繼續減小時，液壓馬達背壓隨著阻尼孔直徑的減小變化非常微小，這是由于開口面積的變化和流動面積梯度太小，導致壓力調節過程中沒有顯著變化.

根據式（4）可知，在平衡閥負載流量一定的情況下，減小h值，使得壓差值增大，而先導壓力不變，則會使得液壓馬達背壓值減小.同理，根據小孔流量壓力方程，在負載流量一定的情況下，改變阻尼孔的直徑A，使得壓差相應增大或減小，即液壓馬達背壓相應增大或減小.由圖12 和圖13 曲線變化規律可知，調節平衡閥閥芯槽深h以及阻尼孔直徑d后，液壓馬達背壓的變化趨勢跟理論一致.

由圖12 和圖13 對比可知，在下坡行駛工況中，當槽深由0.55 mm 減小為0.35 mm 時，背壓由40 MPa降為35 MPa，減小了12.5%.可看出，增大阻尼孔直徑反而造成了背壓上升，減小阻尼孔直徑對緩解沖擊并無明顯作用.因此，減小沖擊最有效的措施就是減小閥芯開口處三角形節流槽槽深h.

5 結論

本文通過對平衡閥理論分析、仿真分析及實驗驗證，分析了平衡閥對液壓驅動系統動態特性的影響，并針對下坡行駛工況的系統沖擊與背壓進行了優化分析，得出如下主要結論.

1）對采用平衡閥的液壓行走驅動系統進行了詳細的分析研究，建立了平衡閥與液壓馬達負載理論模型，理論分析結果表明，增益常數主要與流量增益相關.為實現較為理想的瞬態響應，通過改變平衡閥中節流閥的結構參數K值從而提高了阻尼比ξd.

2）在AMESim 中對各行駛路況進行動態仿真分析并進行整車試驗對比發現，車輛在平坦路面正常行駛時，平衡閥只是起到一個通路作用，不會對驅動系統有任何干擾，下坡行駛工況時，平衡閥可平衡負負載，防止車輛失速，亦可減小系統壓力沖擊等.

3）為減小車輛下坡行駛過程的系統沖擊與背壓，對平衡閥閥芯控制端三角形阻尼槽槽深以及阻尼孔參數進行優化對比.結果表明，改變阻尼孔直徑對沖擊效果弱化并無明顯效果，反而會隨著阻尼孔直徑的增加導致背壓的增大；改變平衡閥閥芯控制端三角阻尼槽槽深對減小沖擊效果更佳，當槽深由0.55 mm降為0.35 mm時，背壓減小12.5%.