先導式電液比例閥的特性研究

邵明璽 張秀梅 黃宗經

摘要：液壓閥是控制液流的壓力、流量和方向的控制元件。目前在液壓領域的流量控制閥主要原理是采用閥芯運動改變節流面積進而改變流量的。基于先導式溢流閥的原理，設計一款先導閥芯與主閥芯同軸配合的液壓閥，提出基于CFD仿真的液壓閥流量性能控制設計方法，比較主閥芯的結構形式。建立基于先導式電液比例閥結構的數學模型，并利用MATLAB進行建模仿真分析。為驗證閥的動、靜態流量性能，建立MATLAB模型，確定閥芯的面積—位移特性實現比例流量控制，并在試驗臺進行試驗，驗證其靜態和動態流量性能。結果顯示，采用矩形空心緩沖頭閥芯具有良好的小流量比例特性，電液比例閥電壓與流量的曲線線性度系數為0.983，流量的動態階躍效應超調量為7%，調整時間為 0.02s。

關鍵詞：液壓機；先導閥；MATLAB仿真模型；電液比例閥；數學模型

中圖分類號：S225.5

文獻標識碼：A

文章編號：20955553 （2023） 070131

09

Study on characteristics of pilot-operated electro-hydraulic proportional valve

Shao Mingxi， Zhang Xiumei， Huang Zongjing

（Weifang University of Science and Technology， Shouguang， 262700， China）

Abstract：? A hydraulic valve is a control element that controls the pressure， flow， and direction of the fluid flow. At present， the main principle of the flow control valve in the hydraulic field is to change the throttling area and then change the flow using the spool movement. Based on the principle of a pilot relief valve， a hydraulic valve with a coaxial pilot spool and main spool was designed. The design method of flow performance control for the hydraulic valve based on CFD simulation was proposed， and different structures of the main spool were compared. A mathematical model based on the structure of the pilot electro-hydraulic proportional valve was established and simulated with MATLAB. In order to verify the dynamic and static flow performance of the valve， a MATLAB model was established to determine the area-displacement characteristics of the valve core to achieve proportional flow control. Experiments were carried out on a test bench to verify the static and dynamic flow performance. The results show that the valve core with a rectangular hollow buffer head has good small flow ratio characteristics. The curve linearity coefficient between voltage and flow of the electro-hydraulic proportional valve was 0.983， the dynamic step effect overshoot of flow was 7%， and the adjustment time was 0.02s.

Keywords： hydraulic press; pilot valve; MATLAB simulation model; electro-hydraulic proportional valve; mathematical model

0 引言

隨著中國農業機械化水平的不斷提高，高端農業機械逐漸向智能化、大型化方向發展［1］，液壓系統以其調速范圍廣、低速穩定性好、布局方便等優點得到了廣泛的應用［2］。電液比例閥作為液壓系統的關鍵零部件，對拖拉機液壓系統的穩定工作提供了重要保障。

拖拉機田間作業環境復雜多變，負載波動大，對液壓系統中的元器件性能提出了較高的要求。在液壓系統中，流量閥通過改變節流口開度來調節通過的流量，以此實現對系統負載流量的控制，將節流閥安裝到油路上，調節執行元件的速度［3］。電液比例閥根據輸入信號成比例的調節節流閥口面積進而調節流量，在液壓系統中，比例閥決定系統的調速性能或動態響應速度［4］。電液比例螺紋插裝閥因為其特殊性存在高可靠性、零泄漏、快速開啟等性能，是流量閥研究領域中結構復雜、技術含量要求較高的種類［5］。目前，國際上兩位兩通液壓閥種類繁多，但基本都是單閥芯結構，零位有泄漏，只能依靠電磁力驅動閥芯運動［6］。

本文以電液比例閥為研究對象，設計了一種先導閥芯與主閥芯同軸裝配的先導式電液比例閥，該閥以后電磁力驅動先導閥芯，主閥芯依靠液壓油壓力驅動，從而實現對液壓油路的節流調速功能。綜合其結構特點和工作原理，建立了閥的非線性數學模型，并對其進行了仿真和試驗研究。

1 節流面積特性

1.1 主閥芯結構形式

電液比例閥性能優越，廣泛應用于航空航天、車輛、大型工程機械裝備、農機裝備等眾多方向與領域。電液比例閥結構原理圖如圖1所示，主要由鐵芯、導向套、復位彈簧、六角螺栓、定位彈簧、先導閥閥芯、均壓槽、閥套、主閥芯等組成。負載壓力油經主閥芯上的進油道阻尼孔流入先導閥腔，先導閥為錐閥起到自密封作用，當銜鐵所受電磁力小于主彈簧的預緊力時，先導閥芯錐面與主閥上先導閥出油口貼合，此時，先導閥腔與主閥閥腔壓力均與供油壓力平衡，主閥閥芯沒有移動，主閥節流口處于關閉狀態。線圈通電，當銜鐵所受的電磁力大于主彈簧預緊力與主閥芯、先導閥芯的粘性阻尼力之和時，電磁力驅動先導閥運動，主閥中心的節流口打開，油液流出，由于阻尼孔的節流作用，先導閥腔內得不到油液的及時補充，先導閥閥腔內部壓力下降，小于主閥錐面承受的供油壓力，主閥受到液動力驅動，主閥開啟。

設計3種典型結構特征的主閥結構如圖2所示，分別為無緩沖頭錐閥芯、空心緩沖頭、實心緩沖頭結構。緩沖頭節流口采用鍵槽銑刀加工空心緩沖頭以及電火花加工矩形節流口。閥芯臺肩采用數控車床加工外加磨床精加工。為了便于比較，圖2（b）、圖2（c）設計的圓柱緩沖頭節流口沿軸向的特征長度（L均為0.8mm），負開口為0.2mm，為減少閥芯徑向不平衡力對試驗的影響，閥芯上沿軸向對稱加工有4個均壓槽，圖2（a）采用無緩沖頭的錐閥端面形式。

1.2 壓力分布特性

液壓閥對于流量的調節是通過閥芯運動改變開口度進而改變節流口面積梯度來實現，因此，研究節流口的節流面積與閥芯位移或者閥口開度的函數關系是節流閥穩態研究的重要內容［7］。一般的圓柱滑閥的面積梯度就是閥芯的周長，但本設計采用的是一種滑錐閥的形式，其面積梯度構成較為復雜。本研究針對多個開口的圓柱面緩沖頭，其面積梯度較為復雜。當液壓油流經節流面時，由伯努利方程可知，流速急劇上升，并且伴隨壓力下降，因此節流口前后壓差變化很大，屬于壓力集中分布區域。節流面通常位于節流口后會形成一個收縮界面，對于圓孔收縮界面一般位于d/2處，然后擴散。對于本研究的矩形開口，其收縮界面只能從閥口壓力分布特性入手，采用模擬分析閥口處的壓降分布，進而推斷收縮面的所在。應用Fluent的四面體網格對節流口抽取的流道進行網格劃分，節流口進出邊界做加密處理［8］。

選擇K-ε湍流模型，邊界條件設定為進口壓力0.55MPa，出口壓力因為連接油箱設定為0MPa，求解精度10-3，選取液壓油密度800kg/m3，參考溫度300K時的動力粘度μ為0.036kg /（m·s） 選取閥口開度過程中5個位置（Xz=0.2、0.4、0.6、0.7、1.0mm） 為分析對象，圖3為對應位置處節流口對稱面上的壓力分布云圖。

通過CFD分析可知，帶空心緩沖頭的閥芯，壓力開始集中在入口一側，隨著閥口開啟，壓力開始緩沖頭內部慢慢變大。實心緩沖頭由于進口節流和端面小孔的節流作用，相當于半橋式液阻，兩次節流，造成壓差兩次變化，壓力從開口逐漸轉移到端面不變節流口。無緩沖頭壓力分布從一開始節流口打開便充滿流道，前后壓差可調范圍小，不能滿足拖拉機調節量程需要。帶空心緩沖頭的主閥結構能夠有效地降低壓力的沖擊，主閥芯承受對稱壓力，不容易發生偏移卡死現象［18］。

1.3 閥口開度與流量系數的關系分析

節流口系數與閥口開度的關系函數液壓閥節流口的流動屬于湍流，流量和壓差的大小有關，節流口公式如式（1）所示。

Q=CdAz（Xz）2ΔPρ

（1）

經過轉換可以得到開口位移與流量系數的函數關系如式（2）所示。

Cd（Xz）=QAz（Xz）ρ2ΔP

（2）

式中：

Q——主閥節流口流量，L/min；

Az——

電液比例閥主閥閥口通流面積，m2；

Xz——

電液比例閥主閥閥芯開口度，m；

Cd——閥口流量系數；

ΔP——節流口進出口壓差，MP；

ρ——液壓油的密度，kg/m3。

在1.2節的分析中，根據邊界條件（進出口壓差）計算出三種閥芯不同開口度下的流量，代入式（2）求解流量系數。三種主閥閥芯在不同開度下的流量系數如圖4所示。

1） Cd1為空心緩沖頭主閥閥芯結構，其流量系數隨著閥口位移的增大，在Xz從0.2到0.6過程是逐漸減小（0.73～0.70），在全周開口打開之前（即1>Xz>0.8）此時有短暫上升，在Xz>1.0之后，主閥閥芯處于全周開口，此時從0.74下降到0.66。整體變化幅度不超過0.07，這個數量級在實際工程中可以認為不變，作為常數。

2） Cd2為實心緩沖頭主閥閥芯結構，流量系數整體較低，可見液阻較大，Xz在剛開啟一直到0.7mm處，流量系數一直減小，從0.73一直降低到0.53，這個變化范圍時Cd1的接近三倍，證明此種閥芯結構流量系數不穩定。

3） Cd3為無緩沖頭的主閥閥芯結構，從閥口開啟到全周開口，此時流量系數一直降低，從0.92降低到0.66，波動范圍較大，Cd3的平均值要高于Cd1，這種結構的通流特性優于上述兩種結構。

通過圖4分析，在三種不同結構的主閥芯構成的節流方案下，只有Cd1的變化范圍最小，最穩定，因此選擇帶緩沖頭的主閥閥芯結構最好。

1.4 節流口面積解析

節流口面積的計算就是首先計算面積梯度，然后將面積寫成開口度的函數。對于二級節流的等效面積就是利用串聯效應即半橋回路的簡化，等效為一個面積，然后假設壓差完全作用在這個等效面積上。實心緩沖頭的節流面積即可按照這樣處理［16］。

1） 空心緩沖頭節流面積公式

Az=

0，0≤Xz≤Xz0

ωz（Xz-Xz0），0≤Xz-Xz0≤Xz1

ωzXz1+πd2（Xz-Xz0-Xz1）

（3）

式中：

Az——

電液比例閥控制閥主閥閥口通流面積，m2；

Xz0——

電液比例閥主閥閥芯緩沖頭上負開口即不靈敏區（一般為工藝尺寸），m；

Xz1——

電液比例閥主閥緩沖頭矩形開窗的最大開口度，m；

d2——電液比例閥主閥閥孔直徑，m；

ρ——

液壓油的密度，取ρ=900kg/m3;

ωz——

小矩形開口的面積梯度，m。

空心緩沖頭節流面積如圖5所示。

面積梯度

ωz=nS=nd2arcsin（L/d2）

（4）

式中：

n——

比例閥主閥芯緩沖頭上矩形節流口數量；

L——矩形節流口的寬度，m；

S——矩形開口對應的圓柱面弧度，m。

2） 實心緩沖頭節流口面積。

實心緩沖頭由于二級節流，一級節流口節流面積與空心緩沖頭計算一樣，二級節流口是面積不隨開度變化的，計算如下［9］

A=arcsin（L/R）β=arcsin（L/r）

（5）

h2=R2+r2-2Rrcos（β-α）

（6）

A2=hL+αR2-LRcosα2-βr2-Lrcosβ2

（7）

式中：

α——矩形開口對應內圓弧角度，rad；

β——矩形開口對應外圓弧角度，rad；

r——緩沖頭內圓心半徑，m；

h——為緩沖頭厚度，m；

A2——為二級節流口面積，m2；

R——主閥緩沖頭外圓半徑，m;

ALMV——主閥閥芯全開時二級節流面積，m2。

求得A2=4×1.131mm2=4.524mm2

等效節流面積

A=11A22+1ALMV2

（8）

3） 無緩沖頭的節流面積計算

A=πdMVxLMV

（9）

式中：

dMV——閥芯直徑，m；

xLMV——閥芯位移，m。

無緩沖頭的座閥其開口面積與普通滑閥節流面積計算方法一致即閥芯的端面面積梯度與開口量的乘積［17］。

4） MATLAB仿真。

根據式（3）～式（9）采用MATLAB編制三種節流口面積計算程序，X軸為開度，Y軸為節流口面積，如圖5所示：可以看出無緩沖頭閥芯節流面積在經過負開口之后節流口開度和節流面積呈比例增長，一直到最大開口面積。帶空心緩沖頭的閥芯節流面積，在經過負開口之后緩慢增長到全開口此時最大節流面積為四個矩形節流口面積，在開口量位移到達1mm之后，處于全開口，節流面積是四個矩形開窗面積加上全周開口的面積，即圖中所示的轉折點之后，斜率開始變大。實心緩沖頭由于緩沖頭為實心，在閥芯上形成二級節流，即閥芯上四個矩形開窗有節流作用之外在閥芯端面上也有四個節流口，所以需要進行面積等效換算其面積開口度關系如圖6所示。

電液比例閥的控制性能在拖拉機上的應用是后懸掛下降系統上，在下降過程中，拖拉機的負載壓力作為輸入壓力，為了保證下降的平穩性，采用帶緩沖頭的設計結構，此種結構在開啟時候的節流面積變化較小，因此緩慢下降，符合工況需求。同時，前后壓差較大，增加緩沖頭可以減小液壓沖擊［15］。

綜上所述，通過考慮節流系數，節流面積因素，綜合山地丘陵拖拉機的工況，確定選取帶緩沖頭的主閥閥芯結構。

2 電液比例閥數學模型的建立

確定主閥芯設計方案之后，依據先導式電液比例閥結構進行數學模型搭建，并完成仿真計算。

2.1 壓差—流量特性方程

主閥節流口是薄壁小孔，符合小孔節流原理，采用小孔節流公式

Q5=Cd1Az（Xz）2（P1-P0）ρ

（10）

式中：

Q5——

經過主閥節流口進入油箱的流量，m3/s；

P1——連接液壓缸的壓力；

P0——油箱壓力。

比例閥主閥閥芯上阻尼孔屬于細長孔，因此，壓力—流量方程為

Q6=πd64124μl（P1-P3）

（11）

式中：

Q6——

經過主閥閥芯阻尼孔進入先導閥閥腔的流量，m3/s；

d6——

阻尼孔直徑，聯通先導閥閥腔與外部液壓缸；

P1——連接液壓缸的壓力；

P3——先導閥閥腔內部壓力；

μ——液壓油粘度系數，Pa·s。

l——阻尼孔長度，m。

先導閥閥口屬于短孔，壓力—流量方程

Q4=Cd4Ax（Xx）2P3ρ

（12）

Ax（Xx）≈πd4（Xx-Xz）sinθx

（13）

式中：

Q4——

比例閥先導閥節流口流量，m3/s；

Cd4——

先導閥閥口流量系數。

因為先導閥與主閥閥芯上的先導閥節流口屬于錐閥形式。

因此，對于無倒角的錐閥閥口Cd4可表示為

Cd4≈0.18+543512≈0.76

（14）

式中：

Ax——

比例閥先導閥節流口節流面積m2；

d4——先導閥節流口直徑，m；

θx——先導閥閥芯錐度角一半，rad；

Xx——

比例先導閥閥芯位移量，向上為正，m；

Xz——

比例閥主閥閥芯位移量，向上為正，m。

2.2 流量連續方程

1） 先導閥閥腔流量連續方程。先導閥啟動，阻尼孔油液流入先導閥閥腔，先導閥節流口打開，油液經過先導閥節流口流出，阻尼孔流入閥腔的油液，一部分補償被壓縮量，一部分經過先導閥節流口流出，還有一部分補償先導閥和主閥閥芯運動過程導致的先導閥閥腔容積的變化量［14］。連續性方程如式（15）所示。

Qxr-Qxc=

Vxv0-πd424Xx-π（d32-d42）4Xzβe

P·3-

πd424X·x-π（d32-d42）4X·z

（15）

式中：

βe——

液壓油的體積彈性模量，βe=900×106 Pa；

d3——主閥閥芯直徑，m；

d4——先導閥節流孔直徑，m；

Qxr——

流經阻尼孔流入先導閥閥腔流量，m3/s;

Qxc——

先導閥閥腔流出流量，m3/s；

Vxv0——

先導閥關閉時候，先導閥閥腔的油液容積，m3。

2） 下降閥總體流量方程。

經過閥套六個圓孔流入閥內的流量，除了補償主閥閥芯運動引起的主閥閥腔容積變化外，一部分經過主閥節流口流出，一部分經過阻尼孔進入先導閥閥腔［16］。

Q1=Q5+Q6+π（d32-d22）4X·z

（16）

式中：

Q1——比例閥進油口流入閥內部總流量，m3/s。

2.3 閥芯受力方程

1） 電液比例閥先導閥閥芯受力方程。

電液比例下降閥先導閥的受力分析：閥芯受到的外力液壓油的壓力、電磁鐵產生的電磁力。上述兩個力的合力，促使閥芯產生位移，這時候閥芯受到阻尼力（與速度有關）、彈簧力、穩態液動力、瞬態液動力、干摩擦力等［19］。但由于瞬態液動力非常小，可以忽略不計。同樣，由于先導閥閥芯開了兩條均壓槽，因此，沒有液壓卡緊力，摩擦力也很小，可以忽略不計，如圖7所示。

根據牛頓第二定律，在垂直方向上建立先導閥閥芯受力方程

Fxd-πd424P3=

mxdX··x+BxdX·x+Bxzd（X·x-X·z）+Kxd（Xx+Xx0）+Fxws

Xx-Xz>0&&Xx

（17）

式中：

Fxd——先導閥閥芯受到的電磁力，N。

Fxd=（u-kvX·x）kf

式中：

u——比例線圈驅動電壓，V；

kf——線圈驅動系數，N/V；

kv——反電勢系數，V/（m/s）；

mxd——

先導閥閥芯與鐵芯加彈簧的質量，kg；

Bxd——

電磁閥銜鐵運動阻尼系數，N·s/m。

Bxd=πμdtxltxδtx

式中：

μ——

液壓油粘度系數，μ=4.14×10-2 Pa·s；

dtx——

電液比例閥銜鐵（電磁鐵芯）的直徑，m；

ltx——銜鐵的導向長度，m；

δtx——

銜鐵與導向孔徑向配合間隙，m；

Bxzd——

比例閥中先導閥閥芯與主閥相對運動的粘性阻尼系數，N·s/m。

Bxzd

=πμdxdlxdδxd1-Xx-Xzlxd

=Bxzd01-Xx-Xzlxd

（18）

其中，Bxzd0=πμdxdlxdδxd

式中：

δxd——

先導閥閥芯與主閥配合導向間隙，m；

Kxd——先導閥彈簧剛度，N/m；

Xx0——彈簧的預緊長度，m；

Xxm——先導閥閥芯的最大位移量，m；

Fxws——

電液比例閥先導閥閥芯移動后，閥芯所受的穩態液動力，N；

dxd——先導閥直徑，m；

lxd——先導閥長度，m。

Fws=Cd4Cv4πd4（Xx-Xz）sin（2θx）P3

（19）

式中：

Fws——主閥閥芯所受穩態液動力，N；

Cv4——

比例閥先導閥節流口的流速系數，Cv4≈0.980。

2） 主閥閥芯受力方程。

比例閥主閥閥芯受力包括：油液壓力、慣性力（假想力）、粘性阻尼力、彈簧力、穩態液動力、瞬態液動力（忽略不計）、摩擦力（忽略不計）等，如圖8所示［12］。

根據牛頓第二定律，主閥閥芯的受力方程如式（20）所示。

π（d32-d22）4P1-π（d32-d42）4P3=mzfX··z+

BzfX·z+Bzfx（X·z-X·x）+Fzws

（0≤Xz≤Xzm）&&（Xx>Xz）

（20）

式中：

Xzm——比例閥主閥芯最大開口度，m；

Bzf——

比例閥主閥芯運動粘度系數，N·s/m；

Fzws——

比例閥主閥芯所受的穩態液動力，N；

mzf——主閥質量，kg;

Bzfx——先導閥運動粘度系數，N·s/m。

3 MATLAB/Simulink仿真建模

MATLAB/Simulink模型庫下的用戶自定義函數具有編程靈活、結構層次清晰、運行效率高等優點，適用于復雜液壓系統仿真分析。根據式（8）～式（15）可得電液比例閥的狀態方程［10］，應用 MATLAB 的 Function 自定義函數模塊針對每一個狀態量的微分方程進行了模塊化處理，并根據各個狀態量之間的相互作用關系建立了比例閥仿真模型，由比例下降控制閥的實際工況可知，其進出口壓差由負載壓力和回油壓力共同決定，在懸掛農具平穩下降過程中，近似恒定［11］，因此流經比例下降控制閥的流量僅由主閥芯位移量決定。基于所建立的比例下降控制閥仿真模型，在給定負載壓力0.55MPa不變的情況下，將比例電磁線圈驅動電壓作為輸入，將比例下降控制閥流量作為輸出，得到比例下降控制閥在不同驅動電壓下的穩態流量曲線如圖9所示。

電壓由2.5V上升至5V時，在0.55MPa的壓差下，通過閥門的流量由0上升到22L/min左右。山地丘陵拖拉機設計最大流量為20L/min，誤差百分之五左右，滿足設計要求。

由圖10可知，給定電壓4V，在3s時，負載壓力由0.3MPa節約到0.5MPa，流量由11.5L/min階躍到14.2L/min。電壓給定電壓比例閥主閥節流口位移固定，進行壓力階躍動態仿真，比較閥腔內部壓力變化以及流量變化。

由圖11可知，負載壓力由0.3MPa階躍變化到0.5MPa時，系統壓力響應時間約為0.02s，超調量約為34%；負載階躍時，流量快速調整到14.2L/min左右，調整時間約為0.02s，超調量7.3%。

4 試驗與分析

4.1 電液比例插裝試驗測試平臺搭建

電液比例閥加工完成后，搭建測試平臺測試其性能。試驗平臺主要有液壓泵（定量泵）、液壓管路、管接頭、控制器、信號發生器、壓力表、流量表、信號采集器、計算機組成。

4.2 試驗方法

依據搭建的試驗臺，將螺紋插裝閥安裝到集成塊，進行液壓閥的穩態特性驗證。穩態流量特性是指在負載壓力保持不變情況下，改變控制電壓得到的閥口出口流量與電壓的線性關系。

圖12是電液比例閥液壓測試回路的試驗方案原理圖。在液壓泵站中溢流節流閥用來調節定量泵出口處流量，溢流閥防止液壓系統過載，開啟壓力為16MPa，比例溢流閥與現有液壓回路串聯（并聯），用來模擬該液壓回路工作時，液壓缸產生的負載壓力。其中，比例溢流閥開啟壓力、電液比例閥閥芯位移通過制器進行實時控制。

4.3 結果與分析

4.3.1 穩態試驗結果分析

通過控制器調節溢流閥的開啟壓力，使閥的負載壓力與回油壓力之間的壓差穩定在0.55MPa，改變閥的驅動電壓，得到電液比例閥的穩態流量曲線，試驗數據經線性擬合后得到電液比例閥的穩態流量特性曲線，如圖13所示。

由圖13可知，試驗得到穩態流量特性曲線與仿真得到的靜態流量特性曲線大致相同。死區電壓大約為2.6V，受定量泵最大輸出流量的限制，閥最大流量能達到25L/min左右，閥的穩態流量回程誤差大約為9%，滿足懸掛機構對閥的功能需求。

4.3.2 動態試驗結果分析

1） 下降閥控制電壓保持不變，負載階躍變化時液壓系統動態響應特性。

設定下降閥控制電壓為3.2V，由控制器控制比例溢流閥的開啟壓力在2.5～4MPa之間以30s為周期進行階躍變化，得到下降閥流量和壓力動態響應特性曲線，如圖14所示。

由圖14可知，下降閥的負載壓力在2.5～4MPa之間階躍變化時，系統的建壓和卸壓時間均小于1s，負載超調量約小于1%，流經下降閥的流量幾乎不受負載階躍變化的影響。

2） 下降閥負載壓力保持不變，控制電壓階躍變化時液壓系統動態響應特性。

通過控制器設定比例溢流閥的開啟壓力為2MPa，下降閥控制電壓由3.0～3.2V以30s為周期階躍變化，得到下降閥流量和壓力的動態響應特性曲線，如圖15所示。

由圖15可知，在下降閥控制電壓階躍變化時，負載壓力幾乎保持不變，系統流量受控制電壓階躍變化的影響，在7～9.5L/min之間階躍變化，與仿真結果基本一致。系統流量的響應時間大約為5s，超調量小于1%，符合拖拉機液壓系統的設計要求。

5 結論

1） 基于液阻原理，從壓降分布特性入手，采用CFD仿真方法定性的分析閥芯不同開口度的壓力分布，根據流量系數的變化特性，設計了三種主閥芯結構。通過對比三種不同閥芯結構的節流面積特性，發現空心緩沖頭型主閥閥芯結構下的流量系數的變化范圍最小且最穩定，綜合考慮節流系數和節流面積等因素，最終選取帶緩沖頭型的主閥閥芯設計結構方案。

2） 針對所設計的電液比例閥特性，進行了MATLAB仿真試驗，仿真結果表明：在復合工況下，當負載壓力由0.3MPa階躍變化到0.5MPa時，系統壓力響應時間約為0.02s，超調量約為34%；流量快速調整到14.2L/min左右，調整時間約為0.02s，超調量7.3%。系統響應時間和穩定性較好，閥芯結構設計合理。

3） 室內試驗臺試驗研究，試驗結果表明閥的負載壓力與回油壓力之間的壓差穩定，驅動電壓變化工況下，穩態流量回程誤差大約為9%；下降閥控制電壓保持不變，負載階躍變化工況下，系統的建壓和卸壓時間均小于1s，負載超調量約小于1%；下降閥負載壓力保持不變，控制電壓階躍變化工況下系統流量的響應時間大約為5s，超調量小于1%，符合丘陵山地拖拉機液壓系統的設計要求。

參 考 文 獻

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