液動多路閥閥芯運動過程測量試驗臺的建立

液體交叉閥具有方便的操作、高通流度、低壓力損失和安裝方便等優點，在工程機械中得到廣泛應用。這是決定工程機械運動性能的中心元件。液動多路閥閥芯凸肩上不同的節流槽配置,可獲得不同的閥口面積曲線,從而得到不同的節流控制特性,最終實現對液壓執行元件啟動、運行及停止的運動控制。文獻研究了裝載機轉向系統的振動控制問題,結果表明轉向系統主控制閥芯的運動特性和閥口面積梯度合理配置可大幅改善系統振動;文獻通過合理地配置挖掘機多路閥主閥芯節流槽使液壓系統的效率提高了11.6%。液動多路閥的閥口面積設置和閥芯運動過程一起決定了執行元件的運動過程,最終決定了主機運行的性能如平穩性、快速性等。作者在解決了閥口面積計算和流量控制特性問題后,通過試驗對液動多路閥閥芯瞬態運動特性進行了研究。1先導閥復位彈簧結構及剛度圖1給出了液動多路閥的試驗系統圖。試驗用多路閥為串聯式結構,即進油串聯、回油并聯。文中對其中一聯換向閥進行試驗分析。定量泵1、4由電動機驅動,定量泵1(主泵)通過液動換向閥15與液壓缸17連接。液動換向閥15為開中心式結構,主要由主閥芯14、單向閥11、補油閥12等組成,試驗系統工作壓力由溢流閥2限定。先導閥9為手動比例式三通減壓閥組。手柄中位時,定量泵4(控制泵)的輸出流量通過溢流閥5回油箱,換向閥主閥芯的左、右兩腔通過先導閥9接油箱,主閥芯在復位彈簧9作用下處于中位,主泵輸出流量從P口通過主閥芯14中位回油閥口At直接到T口;向右轉動先導閥9的手柄,控制泵的輸出流量通過先導閥9右邊的三通減壓閥進入主閥芯14的b腔,而a腔油液通過先導閥8左邊的三通減壓閥回油箱,主閥芯14在其兩端壓差作用下向左運動,主泵輸出流量從P口經進油閥口Ai、A口流向液壓缸17有桿腔,液壓缸無桿腔經B口、回油閥口Ao、T口回油,驅動其活塞桿往上運動;向左轉動手柄時,主閥芯14向右運動,油缸活塞桿向下運動。文中針對主閥芯向左開啟及復位過程進行分析。復位彈簧19為雙彈簧結構,彈簧剛度為:K={3N/mm?2.5≤x≤093N/mm?15≤x<?2.5Κ={3Ν/mm-2.5≤x≤093Ν/mm-15≤x<-2.5彈簧預壓力為78N;主閥芯14行程為±15mm,閥芯直徑為28mm,閥芯長度為180mm。2試驗設備及參數如圖2所示,為了測量主閥芯的運動過程,在液動多路閥上安裝了LVDT位移傳感器、壓力傳感器,并在試驗系統上安裝了多個壓力傳感器和位移傳感器(如圖1所示),分組檢測試驗液壓系統中的以下信號:主閥芯位移x,主閥芯兩端a、b腔壓力pa和pb,油缸位移y,P口和A口的壓力ps和pA。試驗所用主要儀器如表1所示。試驗中,快速扳動先導閥手柄至最大轉角(20°),短時保持,然后松開手柄使閥芯在復位彈簧作用下復位,用數字示波器記錄各信號瞬變過程。試驗系統所用液壓油為HM46,油溫為(25±4)℃。控制泵流量為36.5L/min,溢流閥5壓力設定為4MPa。主泵流量為138L/min,溢流閥2壓力設定為10MPa,油缸垂直安裝,負載m為700kg。3中位回油閥口at面積試驗多路閥的進油閥口Ai為全周開口,回油閥口Ao、中位回油閥口At為非全周開口(含K形節流槽),圖3給出了主閥芯向左運動時,各閥口面積曲線,閥口面積計算方法參見文獻。由圖3可知:當主閥芯處于中位時,中位回油閥口At面積最大,不起節流作用,主泵低壓卸荷;主閥芯運動至-3.5mm(“-”代表向左)時,回油閥口Ao開啟,進油閥口Ai關閉,中位回油閥口At面積快速減小;運動至-4.5mm時,進油閥口Ai開啟,進、回油閥口異步開啟可獲得平穩的啟動效果。同時,中位回油閥口減小并節流;適當增大中位回油閥口面積梯度可加快系統升壓速度,提高執行機構的響應速度;當主閥芯運動至-9.5mm時,中位回油閥口At關閉;運動至-10.5mm時,回油閥口Ao過渡到全周開口。4試驗結果的分析4.1主閥芯加速度曲線圖4給出了液動換向閥在快速轉動、短時保持、松開先導閥手柄時的實測信號及分析曲線。主閥芯a、b兩腔實測壓力信號pa和pb如圖4(a)所示,點a(t=0.106s)時開始操作手柄,點b(t=0.409s)時達到最大轉角,保持時間0.516s,點c(t=0.925s)時松開手柄。壓差(pa-pb)驅動主閥芯運動,如圖4(b)所示,其正負表明手柄的轉動方向。主閥芯的位移實測曲線如圖4(c)所示。點a(t=0.106s)時主閥開始緩慢運動;點d(t=0.264s)時進油閥口Ai開啟,閥口開啟時間0.158s;點e(t=0.428s)時主閥芯達到最大位移,完全開啟時間0.322s;點f(t=0.935s)時主閥芯開始復位;點g(t=1.068s)進油閥口Ai關閉,閥口關閉時間0.133s;點h(1.348s)主閥芯緩慢復位至中位,閥芯完全復位時間0.413s。由于位移實測信號存在噪聲,對位移實測信號進行10Hz低通濾波處理,再進行微分運算,可得出主閥芯速度曲線,如圖4(d)所示。再對主閥芯速度曲線進行微分運算,可得出主閥芯加速度曲線,如圖4(e)所示。開啟初始段,閥芯速度較小,之后加速運動,在點k(t=0.228s)加速度達到最大為-1150mm/s2,此時閥芯位移為-1.936mm;點i(t=0.281s)達到最大速度-85.5mm/s,主閥芯回油背壓pa也達到最大值,此時閥芯位移為-5.776mm;之后閥芯減速運動至最大位移。復位初始段,閥芯迅速加速,在點l(t=0.972s)閥芯達到最大加速度2230mm/s2,對應的閥芯位移為-13.76mm;在點i(t=1.012s)閥芯速度達到最大值123mm/s,此時對應的閥芯位移-9.75mm,之后閥芯減速復位,這是由于復位末段復位彈簧力較小,復位速度緩慢。該試驗條件下,先導手柄操作時間0.303s,保持時間0.516s,而后松開手柄測得的閥芯運動過程。總結試驗結果如表2所示。4.2液壓缸運動分析主閥芯位移及對應的油缸實測曲線如圖5所示。點d進油閥口開啟,由于中位回油閥口也為開啟狀態,油缸運動速度較慢,油缸位移變化較小;點n旁路閥口關閉,主泵輸出流量全部進入油缸,油缸獲得最大速度,隨著主閥芯位移繼續增大油缸速度保持不變,油缸位移呈線性變化。主閥芯復位至點p時,中位回油閥口開啟而分流,液壓缸的速度減小;主閥芯運動至點g進油閥口關閉,油缸停止運動。4.3時間輸入模塊同時測量了主閥芯位移、P口及A口壓力。主閥芯實測位移如圖6(a)所示,P口和A口的壓力ps和pA實測曲線如圖6(b)所示,壓差(ps-pA)如圖6(c)所示,圖6(d)給出了閥口面積隨時間變化曲線。閥口面積隨時間變化的計算程序如圖7所示。將主閥芯運動起始和停止時間設置在Clock模塊1(簡稱“模塊1”)中,將主閥芯位移實測曲線(圖6(a))、各閥口面積計算曲線(圖3)分別導入MATLAB/SimulinkLook-UpTable模塊2、3(簡稱“模塊2、3”)中;模塊1中的時間輸入模塊2得出主閥芯位移隨時間的變化,再將模塊2中輸出的位移輸入模塊3中,可計算出各閥口的閥口面積隨時間的變化曲線,由Out模塊4輸出并存于MATLAB/Workspace中,導出數據繪成曲線得到圖6(d)。由圖6(b)所示,閥芯開啟初始段,進、回油閥口均未開啟,由于負載m的重力,pA有較高壓力(3.8MPa),主泵低壓卸荷,ps較小(0.9MPa)。當回油閥口Ao剛開啟回油時,進油閥口Ai尚未開啟,油缸在pA作用下往上微動,使得pA略有下降;點d進油閥口Ai開啟,ps、pA同步迅速上升;點m中位回油閥口At關閉,ps、pA上升至最大且略有超調量,之后ps、pA分別穩定在9.5、9.35MPa附近。復位過程,點n中位回油閥口At開啟分流,ps、pA同時迅速降低,點g進油閥口Ai關閉,ps、pA有小超調量,主泵輸出流量全部通過中位回油閥口At流回油箱,隨著中位回油閥口At逐漸增大,ps快速降低至0.9MPa;此過程中,pA降低至較小值(1.9MPa)然后上升、穩定在2.5MPa,是因為進油閥口Ai關閉時,回油閥口Ao保持開啟,油缸活塞由于慣性,繼續運動,pA減低,當回油閥口Ao關閉時,油缸由于重力的作用反向微動,pA升高。油口壓差(ps-pA)在中位回油閥口At關閉時穩定在0.15MPa左右。此壓差包括進油閥口壓差、管路流動阻力(測壓點至P口有4m軟管)、多路閥15中單向閥11的壓差及若干管接頭處的壓差。5閥芯復位時間(1)快速操作先導手柄和自動復位時