甘蔗切斷機構負載敏感系統液壓沖擊的仿真及試驗研究

陳遠玲，潘越洋，彭卓，歐陽崇欽，王夢喬，石浩

(廣西大學機械工程學院，廣西南寧 530004)

0 前言

液壓系統工作的過程中常常由于閥口的啟閉動作、高速運動部件突然制動、沒有緩沖裝置或者緩沖裝置失靈等原因，液壓系統內部壓力在某一瞬間突然急劇變化，引起液壓沖擊[1]。液壓沖擊不僅降低了系統性能和元件的壽命，嚴重時還會導致系統發生錯誤的動作[2-3]。

我國的糖料蔗大部分種植在丘陵山地，甘蔗收獲機進行收割作業的過程中工況復雜多變，液壓傳動系統常常會產生比正常工作壓力高出2～6倍的液壓沖擊[4-5]，經常出現油管爆裂、管接頭處漏油、電磁閥無法復位、閥芯卡滯、泄漏等現象，嚴重影響了機械作業的生產效率及工作可靠性，因此有必要研究其液壓沖擊產生的原因并采取適當的控制措施。

王靜[6]對液壓支架試驗臺加載液壓系統進行了研究，得出了沖擊壓力產生的原因是管道內油液流速與流動慣量突變造成的結論。賈江波[7]通過運用AMESim和ADAMS軟件構建了負載敏感變量泵的聯合仿真模型，利用正交試驗和神經網絡對關鍵參數進行了尋優，仿真結果表明優化后的參數對削弱壓力沖擊有顯著作用。何沛恒等[8]引入磁流變阻技術，將磁流變阻尼裝置串聯到閥芯上，同時人為控制換向速率，使得壓力沖擊的峰值降低了51.5%。趙燕等人[9]對起重機卷揚負載敏感液壓系統在換向時產生的液壓沖擊進行了現場測試，得出沖擊的峰值壓力與外負載的大小成正比，為降低峰值壓力，在主閥的入口處新增了一個防沖擊閥，并對其結構進行了優化。

BLANKA、PAVEL[10]和 KIM[11]通過MATLAB軟件搭建了沖擊沿長管道傳播的動態模型，得出管道類壓力沖擊產生的原因是由于截止閥開啟和關閉的瞬間油液的動能和壓力能相互轉化。URBANOWICZ等[12]認為合理控制閥門和泵的輸送速率可以顯著抵消水錘過程中產生的高過載，也將降低瞬態過程中的振動和噪聲。COCKER、 PEREGRINE[13]認為沖擊過程中能量從大塊流體運動中損失轉移到小區域的液體射流上，從而形成了短而強的壓力脈沖。LOPA等[14]認為液壓沖擊產生共振將增加元件內部腐蝕的速度，促進疲勞微裂紋在金屬中的積累，造成系統中各元器件疲勞失效。

本文作者通過建立甘蔗收獲機切斷裝置負載敏感液壓系統的動態仿真模型，探究甘蔗收獲機在丘陵地區作業時液壓沖擊的影響因素和規律，并進行試驗驗證，為甘蔗收獲機液壓系統的優化設計提供參考。

1 液壓沖擊產生原理

如圖1所示，假設液壓系統管路直徑為d，泵出口與控制閥之間的管路長度為L，當系統正常運行時管道中油液的流速為v0，壓力為p0，油液質量為m，閥門關閉時間為t，液壓油的密度為ρ。

圖1 閥門關閉液壓沖擊示意

若調節閥門開度大小，假設泵出口壓力從p0上升至p1，根據動量方程可知

p1-p0=ρcΔv

(1)

式中：Δv為關閉過程油液速度的變化量；令c=L/t，為壓力波在管路中傳播的速度。

根據設定條件易知沖擊波在管路中往復振蕩一次的時間T=2L/c，如閥門關閉時間tT，油液動能的一部分轉化為壓力能，此時管道類油液壓力的增量應按下式近似計算：

p1-p0=ρcΔvT/t

(2)

由上述分析可知，針對閥門換向情況可通過縮短沖擊發生處管路長度，延長閥門關閉時間實現。

2 負載敏感液壓系統數學模型

2.1 負載敏感變量泵數學模型

系統選用的是力士樂A11V040DRS負載敏感變量泵，其原理如圖2所示。

圖2 負載敏感變量泵作用原理

(1)壓力切斷閥數學模型

負載敏感泵中的壓力切斷閥只有在高壓待機狀態時才起作用。其工作原理為：當外負載壓力到達其設定壓力時，閥芯左移，泵出口壓力油通過切斷閥進入變量活塞無桿腔，使得泵的排量達到最小。

當未達到設定壓力時：

psAb=k2x2

(3)

當達到設定壓力時：

(4)

式中：Ab為壓力切斷閥閥芯截面積；ps為泵出口壓力；m2為壓力切斷閥閥芯質量；x2為壓力切斷閥閥芯位移。

(2)負載敏感閥數學建模

負載敏感閥芯受到泵出口壓力、負載口反饋的負載壓力、彈簧預設壓力和閥芯移動時的阻尼力，其力平衡方程如式(5)所示：

(5)

式中：ps為泵出口壓力；pL為負載壓力；Aa為敏感閥控制面積；m1為敏感閥閥芯質量；FL為敏感閥的彈簧預設力；c為負載敏感閥黏性阻尼系數；k為敏感閥彈簧剛度。

(3)敏感泵斜盤的動態特性

根據缸體繞定軸轉動的原理，列出β增大時，斜盤運動的微分方程：

(6)

β減小時，斜盤運動的微分方程：

(7)

式中：J為斜盤和變量活塞繞斜盤中心的轉動慣量；r0為變量活塞與斜盤兩旋轉中心軸的距離；p1、p2分別為變量活塞排油和吸油時下腔的壓力；A1、A2分別為變量腔活塞無桿腔和有桿腔的面積。

2.2 PVG32負載敏感多路閥數學模型

PVG32負載敏感多路閥采用了LS系統的多路閥，主要由壓力補償閥(結構如圖3所示)和換向閥(閥控液壓馬達如圖4所示)組成，通過壓力補償閥補償換向閥前后兩端的壓差，使其達到壓力補償閥彈簧的調定壓力，使得流經換向閥的流量只與其開度有關。

圖3 壓力補償閥結構簡圖

圖4 閥控液壓馬達結構簡圖

(1)二通壓力補償閥數學模型

對壓力補償閥閥芯受力分析，其力平衡方程為

(8)

式中：pA為閥芯受到壓力補償閥出口壓力；F為壓力補償閥預設彈簧力；pL為負載壓力；m3為閥芯質量；Kf為穩態液動力剛度；A3為壓力補償閥閥芯橫截面積。

(2)閥控液壓馬達數學模型

換向閥壓力-流量特性方程：

QL1=KqxV1-KcpL

(9)

液壓馬達的流量連續性方程：

(10)

馬達的動態特性受負載特性的影響，液壓馬達與負載的力平衡方程為

(11)

3 收獲機切斷機構負載敏感液壓系統仿真模型

利用多學科領域的復雜系統建模與仿真平臺LMS Imagine.Lab AMESim對負載敏感變量泵、多路閥等關鍵部件進行建模，集成各個部件模型，選擇合適的液壓管路，通過合理設置模型參數，完成整體液壓系統仿真模型的建立。

3.1 負載敏感變量泵仿真模型

根據A11V040DRS負載敏感泵的結構組成和實際參數，在AMESim軟件中對其關鍵零件進行建模。負載敏感閥的關鍵作用是通過感應比較泵出口壓力與負載壓力，通過控制其內置的彈簧預壓縮量保持閥兩端壓差恒定，從而使得泵流量只與主閥開度有關。建立的仿真模型如圖5所示。

圖5 負載敏感變量泵AMESim仿真模型

3.2 PVG32多路閥仿真模型

甘蔗收獲機在惡劣工況進行收割作業時，如果使用傳統的換向多路閥，各個子系統的壓力和轉速波動較大，會造成大量的能耗損失，收割質量也不理想，甘蔗宿根的破頭率和含雜率較高。為解決這一問題，通過分析甘蔗收割機液壓系統，最終采用PVG32負載敏感多路閥來保證各執行器的轉速恒定，保證各子系統的速比要求，提高收割效率與質量，降低作業油耗。總體仿真模型如圖6所示。

圖6 PVG32負載敏感多路閥AMESim仿真模型

4 基于AMESim仿真的參數影響探究

4.1 換向閥啟閉時間的影響

PVG32負載敏感多路閥的電控模塊的響應時間為200～800 ms，通過AMESim軟件的批處理模塊將閥芯啟閉時的響應時間分別設為200、300、400、500、600、800 ms，在t=2 s時開啟換向閥、7 s時關閉換向閥仿真結果如圖7所示。

圖7 換向閥啟閉時間對壓力沖擊的影響

從圖7可以看出：換向閥閥芯開啟過程中，隨著換向閥響應時間的延長，系統的沖擊壓力明顯增加；換向閥閥芯關閉過程中，隨著換向閥響應時間的延長，泵出口的壓力沖擊逐漸降低，系統的沖擊壓力顯著下降。延長換向閥響應時間使得換向過程中的節流損失加劇，過于頻繁地啟停將造成油液溫升過快。隨著溫度的持續上升，系統中油液的黏度逐漸降低，將造成縫隙處流動阻力下降。因此為了削弱系統的壓力沖擊，應提高開啟時換向閥的響應速度，而關閉時則可根據系統響應的實際需求適當延長換向閥的響應時間。為最大程度降低系統的壓力沖擊，可將換向閥關閉時的響應時間設為樣本參數最大值800 ms。

4.2 泵出口管道長度的影響

分析泵出口管路長度的影響時，利用AMESim批處理將泵出口至敏感多路閥入口處的管路長度依次設置為2、2.5、3、3.5、4 m，在t=2 s時開啟換向閥，10.5 s時關閉換向閥，仿真結果如圖8所示。

圖8 泵出口管路長度對壓力沖擊的影響

從圖8可知：隨著管路長度的增加，閥芯開啟時的壓力沖擊增大，增大幅度較小，而當換向閥突然關閉時，隨著管路長度的增加，沖擊壓力顯著上升。原因是隨著管路長度的增加，敏感泵與換向閥之間形成的密閉容腔的容積增大，換向閥開啟瞬間留置在密閉容腔中的流量增大，而此時入口節流槽的過流面積保持不變，多余的流量無法瞬時通過節流槽進入到執行器中。而隨著敏感泵將流量持續地泵入系統中，使得入口處的油液出現憋壓現象，導致壓力存在小幅上升。關閉時隨著泵出口管路長度的延長，壓力沖擊顯著上升，是因為關閉瞬間油液的流速較開啟時顯著增加，管道中油液的動能急劇上升，而管路的延長也將導致初始壓力沖擊波來不及衰減就被后續的壓力沖擊持續增強，因此為了減小系統的壓力沖擊，可適當縮短管道長度。

4.3 反饋管道長度的影響

根據收獲機液壓系統的結構布局，敏感泵閥之間反饋管路的長度為2～4 m。通過AMESim軟件的批處理功能，在仿真模型中將泵閥反饋管路的長度依次設為2、2.5、3、3.5、4 m，反饋管路的直徑設為定值15 mm，多路閥啟閉響應時間按閥樣本參數中額定值設為0.5 s，敏感閥調定壓力2 MPa，在2 s時加載10 MPa的負載壓力，仿真結果如圖9所示。

圖9 泵閥反饋管路長度對壓力沖擊的影響

從圖9可知：隨著反饋管路長度的增加，閥芯開啟時敏感泵出口的壓力沖擊逐漸減小，得到了顯著緩解。原因是隨著長度的增加，反饋管路的容積大幅提高，外負載的壓力信號反饋時間延長，導致泵內置的負載敏感閥的響應快速性降低，緩沖時間延長，控制泵排油流量的斜盤傾角得不到及時調整，使得敏感泵無法立即提供足夠的流量用以滿足外負載的即時壓力需求。

從圖9左側局部放大圖可看出：隨著管路長度的增加，泵出口的壓力響應存在著明顯的滯后，可見隨著反饋管路的延長，雖然敏感泵出口的壓力超調得到大幅的下降，但一定程度降低了系統的響應速度。從圖9右側局部放大圖可知：反饋管路長度的增加對該工況壓力沖擊的影響不大，原因是隨著換向閥的關閉，敏感泵進入到換向閥的流量被切斷，此時反饋管路與執行器中的剩余油液由于制動，將油液動能轉換為油液的壓力能，最后轉換為熱能耗散。綜上，在滿足系統響應快速性的前提下，為降低系統的壓力沖擊，可將泵閥之間的反饋管路適當延長。

5 試驗驗證

此試驗旨在研究系統部分元件參數對負載敏感液壓系統啟閉時泵出口壓力沖擊峰值的影響，采用控制變量法分別對系統各關鍵參數進行試驗研究，系統的外部可變參數有敏感閥的啟閉時間、泵出口管路長度、泵閥反饋管路長度等。

5.1 換向閥啟閉時間對壓力沖擊影響的試驗

為探究換向閥啟閉時間的影響規律，設置如表1所示的參數和圖10所示控制閥啟閉部分PLC程序，試驗后得到在換向閥不同啟閉時間的條件下，系統的壓力響應特性曲線如圖11所示。

表1 系統部分基本參數

圖10 換向閥響應時間控制部分梯形圖程序

圖11 不同啟閉時間下系統壓力響應曲線

由表2可以看出：試驗過程中隨著敏感閥開啟時間的延長，敏感閥開啟時泵出口的壓力沖擊峰值成上升趨勢，從開啟時間0.2 s的18.786 MPa上升至開啟時間0.8 s的21.755 MPa，壓力沖擊上升幅度為2.968 MPa，系統的超調量從49%上升至72.65%，系統開啟時的調整時間有小幅上升，從0.2 s的1.012 s上升至0.8 s的1.214 s；而同工況下隨著敏感閥關閉時間的延長，敏感閥關閉時泵出口的壓力沖擊峰值成明顯的下降趨勢，從關閉時間0.2 s的28.489 MPa下降為關閉時間0.8 s的19.05 MPa，壓力沖擊的下降幅度為9.439 MPa，系統的超調從126%下降為51%，但系統的調整時間也存在小幅上升，從0.2 s的0.702 s上升為0.8 s的1.154 s。上述現象與仿真結果各對應的參數只存在細微的差異。從上述分析可以看出：開啟時延長敏感閥的開啟時間對開啟瞬間系統響應的快速性存在一定影響，而關閉時延長換向閥的響應時間則對系統壓力動態特性有較為優良的改善。因此，為抑制系統的壓力沖擊，系統開啟時換向閥的啟閉時間可設為樣本參數的最小值，相比設置為最大值時峰值壓力下降13.6%；而關閉時則與之相反，將換向閥響應時間設為最大值，相比設置為最小值時峰值壓力下降33.1%，試驗結果與AMESim仿真結果變化趨勢相吻合。

表2 不同啟閉時間壓力響應性能參數

5.2 泵出口管路長度對壓力沖擊影響的試驗

為分析泵出口管路長度對系統壓力響應曲線的影響，試驗中根據試驗臺的結構形式依次選用2、2.5、3、3.5、4 m不同長度規格的液壓油管作為敏感泵出口至敏感閥入口的連接管路，在同一工況下進行試驗。試驗過程中，系統參數的設置和上述相同，只改變泵出口管路長度這一參數。泵出口管路以及可變長度區域實物如圖12所示。試驗結果曲線如圖13所示。

圖12 泵出口管路長度與可變區域實物

圖13 不同泵出口管路長度時系統壓力響應曲線

從表3中可以看出：隨著泵出口管路長度的增加，換向閥開啟時的壓力沖擊峰值從長度為2 m的18.895 MPa上升到長度為4 m的20.639 MPa，壓力沖擊的上升幅度為1.744 MPa，管道長度每縮短0.5 m壓力沖擊約降低0.5 MPa，開啟瞬間系統的調整時間也呈上升趨勢。但泵出口管路長度從2 m增加為4 m的過程中，調整時間只增長了0.076 s；而同工況下隨著泵出口管路長度的延長，換向閥關閉時的壓力沖擊峰值相較于開啟時上升較為明顯，從2 m的25.05 MPa上升至4 m的27.645 MPa，上升幅度為2.595 MPa，關閉時系統到達穩態的調整時間也相應延長，延長時間為0.143 s。因此，延長泵出口管路長度不利于削減系統的壓力沖擊，可通過適當優化收割機的結構形式，縮短敏感泵至換向閥主管路的管路長度。

表3 不同泵出口管路長度壓力響應性能參數

5.3 泵閥反饋管路長度對壓力沖擊影響的試驗

為分析反饋管路長度對系統壓力響應曲線的影響，試驗中依次選擇2、2.5、3、3.5、4 m不同長度規格的液壓油管作為敏感變量泵與多路閥的反饋管路，在同一工況下進行試驗。試驗過程中，敏感閥的響應時間設為樣本額定值0.5 s，砍蔗馬達負載壓力為10 MPa，切斷馬達負載壓力為7.5 MPa，敏感閥調定壓差為2 MPa，敏感泵轉速為3 000 r/min。反饋管路以及可變長度區域實物如圖14所示，實驗結果曲線如圖15所示。

圖14 泵閥反饋管路長度與可變區域實物

圖15 不同反饋管路長度下系統壓力響應曲線

從表4中可以看出：隨著反饋管路長度的增加，敏感閥開啟時的壓力沖擊峰值從長度為2 m的20.872 MPa下降到長度為4 m的17.639 MPa，壓力沖擊的下降幅度為3.233 MPa，平均每延長0.5 m壓力沖擊下降約0.808 MPa，但開啟瞬間系統的調整時間增加較為明顯，從0.608 s增長至1.058 s，響應時間增長幅度為0.45 s；而同工況下隨著泵閥反饋管路的延長，敏感閥關閉時的壓力沖擊峰值與系統的調整時間只存在極細微的差別，關閉時系統的壓力沖擊峰值與反饋管路的長度無關，與仿真結果一致。為降低系統的壓力沖擊，在滿足收割機響應需求的前提下可適當延長敏感泵閥反饋管路的長度。

表4 不同反饋管路長度壓力響應性能參數

6 結論

通過建模仿真和試驗，研究了甘蔗切段機構液壓驅動系統的負載敏感閥的啟閉時間、泵出口至敏感閥供油管路長度以及敏感泵閥反饋管路長度對系統壓力沖擊的影響，研究結論如下：

(1)縮短換向閥開啟時的響應時間、延長換向閥關閉時的響應時間均可有效降低系統的壓力沖擊，開啟和關閉時將響應時間分別設置為產品樣本給定參數的最小值和最大值，系統沖擊幅度可降低13.6%和33.1%。

(2)換向閥啟閉時，泵出口至敏感閥的管路長度每縮短0.5 m，系統沖擊降低幅度約為0.5 MPa；換向閥開啟時，反饋管道長度每延長0.5 m，系統壓力沖擊下降約0.808 MPa，但長度從2 m延長至4 m的過程中，系統的調整時間增長了0.45 s，對系統的響應速度有一定的影響。