張 磊， 楊 敬， 權(quán) 龍

(太原理工大學(xué)機(jī)械與運(yùn)載工程學(xué)院， 山西太原 030024)

引言

汽車起重機(jī)是一種重要的工程機(jī)械，由于其承載能力大、適應(yīng)性強(qiáng)、機(jī)動(dòng)性能好等優(yōu)勢(shì)，廣泛應(yīng)用于城市建設(shè)、道路施工、水利水電建設(shè)等多個(gè)工程領(lǐng)域。汽車起重機(jī)通過操縱多路閥將油液分配到各個(gè)執(zhí)行元件，以完成起重機(jī)作業(yè)所需要的各種動(dòng)作。多路閥是汽車起重機(jī)完成各種作業(yè)的重要元件，其性能決定了液壓系統(tǒng)的性能，從而直接決定了工程機(jī)械液壓系統(tǒng)的整機(jī)性能[1-2]。

汽車起重機(jī)液壓執(zhí)行元件通常具有兩種工作模式，分別為是大流量的快速運(yùn)動(dòng)和微小流量下的定位運(yùn)動(dòng)。汽車起重機(jī)采用電液比例控制系統(tǒng)，通過操作手柄控制多路閥的開啟和換向，某一操作手柄的開度值與多路閥的開度對(duì)應(yīng)。上述兩種工作模式實(shí)質(zhì)上分別對(duì)應(yīng)了多路閥的不同開度。為了在大流量階段降低油液壓力損失，在多路閥閥芯行程末端要有一個(gè)大的過流面積，為保證流量的控制精度則需要降低閥芯的過流面積梯度。為了兼顧微小流量的控制精度以及大的過流面積，過流面積梯度通常會(huì)在閥芯行程某段出現(xiàn)轉(zhuǎn)折。面積梯度的轉(zhuǎn)折降低了多路閥對(duì)流量的比例控制效果。若采用2個(gè)不同通徑的比例方向閥并聯(lián)于同一執(zhí)行機(jī)構(gòu)的油路上，大通徑比例方向閥可以滿足快速運(yùn)動(dòng)時(shí)的大流量需求，小通徑比例方向閥可以滿足微小流量控制時(shí)的流量分辨率要求。

國內(nèi)外針對(duì)采用雙閥并聯(lián)控制以及相關(guān)的控制策略已經(jīng)展開了相關(guān)的研究工作。楊俊等[3]采用普通換向閥和比例方向閥并聯(lián)于大型自由鍛水壓機(jī)液壓系統(tǒng)中，結(jié)果表明，雙閥并聯(lián)形式具有更小的穩(wěn)態(tài)誤差。針對(duì)起重機(jī)工況特點(diǎn)，采用泵閥協(xié)同壓力流量復(fù)合控制策略的液壓系統(tǒng)取得了較好的控制與節(jié)能效果[4-6]。利用ANSYS平臺(tái)，采用熱流固耦合方式對(duì)多路閥閥芯和閥體進(jìn)行仿真，可以得到閥內(nèi)流體的流動(dòng)特征、固體的溫升變形及相關(guān)之間的耦合作用[7-10]。LISOWSKI E[11]采用CFD方法對(duì)比例控制閥的流量系數(shù)進(jìn)行研究，提出一種計(jì)算流量系數(shù)值的方法，并利用線性近似法確定其變化，對(duì)于流量的精確控制具有參考意義。以上研究均建立在2個(gè)不同通徑的比例閥并聯(lián)于同一執(zhí)行元件油路、兩者通過管路連接的工況，2個(gè)閥芯處于同一閥體內(nèi)的情況研究較少。本研究針對(duì)起重機(jī)變幅聯(lián)液壓系統(tǒng)，基于雙閥并聯(lián)控制策略，以現(xiàn)有起重機(jī)負(fù)載敏感多路閥變幅聯(lián)為基礎(chǔ)，將2個(gè)直徑不同的換向閥芯并聯(lián)1個(gè)閥體內(nèi)構(gòu)成雙閥芯比例換向閥，利用ANSYS軟件對(duì)多路閥和雙閥芯比例換向閥進(jìn)行數(shù)值模擬。

1 工作機(jī)理

雙閥并聯(lián)控制是采用2個(gè)比例閥并聯(lián)控制同一執(zhí)行機(jī)構(gòu)；雙閥芯并聯(lián)是指在換向閥內(nèi)有2個(gè)控制閥芯。如圖1為本研究提出的采用雙閥芯并聯(lián)的雙閥芯比例換向閥原理圖，其中一換向閥芯作動(dòng)由先導(dǎo)壓力控制，換向形式為電液比例換向，閥芯臺(tái)肩直徑為25 mm，命名為雙閥芯比例換向閥變幅閥芯；另一換向閥芯由比例電磁鐵直接驅(qū)動(dòng)，閥芯臺(tái)肩直徑為18 mm，命名為雙閥芯比例換向閥微動(dòng)閥芯。

變幅油缸在進(jìn)行微小流量的精確定位運(yùn)動(dòng)時(shí)，系統(tǒng)流量通常小于65 L/min，將65 L/min設(shè)置為變幅油缸大流量與微小流量切換閾值，同時(shí)也是變幅油缸快速運(yùn)動(dòng)和精確定位的切換閾值。流量閾值是一個(gè)特定的手柄開度閾值。雙閥比例換向閥的泵閥協(xié)同壓力流量復(fù)合控制策略為：在手柄開度大于閾值時(shí)，微動(dòng)閥芯關(guān)閉，變幅閥芯閥口全開，調(diào)節(jié)變量泵擺角的方式控制流量，此時(shí)主要考慮系統(tǒng)的能效，要求系統(tǒng)壓損低；在手柄信號(hào)小于手柄開度閾值時(shí)，變幅閥芯關(guān)閉，電液比例變量泵采用壓力控制模式完成泵出口壓力閉環(huán)，使泵出口壓力比負(fù)載壓力高一個(gè)定值，控制單元采集雙閥芯比例換向閥前后壓力信號(hào)，采用計(jì)算流量方式，通過控制微動(dòng)閥芯的位移去控制進(jìn)入變幅油缸的流量，微小流量階段主要考慮流量控制精度。

圖1 雙閥芯比例換向閥原理圖Fig.1 Hydraulic schematic diagram of double spool proportional directional valve

圖2為多路閥變幅聯(lián)三維模型，變幅臂舉升時(shí)，油液經(jīng)過變幅聯(lián)閥芯和壓力補(bǔ)償器后通過油口A流入變幅油缸的無桿腔，有桿腔的油液經(jīng)B油口流入閥體，B-T通過閥體內(nèi)部螺堵處的油道直接連通。二次溢流閥安裝于P-A進(jìn)油路上。

1.先導(dǎo)油腔 2.二次溢流閥 3.閥體 4.壓力補(bǔ)償器 5.變幅聯(lián)閥芯 6.螺堵圖2 多路閥變幅聯(lián)Fig.2 Multi-way valve luffing linkage

圖3為多路閥變幅聯(lián)閥芯，其控制閥口由一次節(jié)流槽與二次節(jié)流槽共同組成，其中一次節(jié)流槽控制流量，二次節(jié)流槽控制油液流動(dòng)方向，油液在流經(jīng)閥體時(shí)先節(jié)流后換向。變幅油缸為非對(duì)稱油缸，其閥芯也為非對(duì)稱節(jié)流槽。變幅臂落幅方式為重力落幅，變幅系統(tǒng)平衡閥控制油液來自控制單元，一次節(jié)流槽只有單邊節(jié)流作用，閥體P-B無通流?？刂谱兎叟e升的一次節(jié)流槽部分由12個(gè)U形節(jié)流槽環(huán)繞一周組成。U形節(jié)流槽是使用較為廣泛的一種節(jié)流槽，是立銑刀沿閥芯軸線方向切割閥芯臺(tái)肩而成，前半段為半圓形節(jié)流槽，后半段為矩形節(jié)流槽。為了保證啟動(dòng)時(shí)的微動(dòng)性能，通常會(huì)在節(jié)流槽前端加工1個(gè)小尺寸U形流槽，以改善其啟動(dòng)效果。

圖3 多路閥變幅聯(lián)閥芯Fig.3 Multi-way valve luffing linkage spool

以多路閥變幅聯(lián)為基礎(chǔ)，建立起變幅油缸用雙閥芯比例換向閥的三維模型，如圖4所示。相較于原負(fù)載敏感多路閥，去掉了閥后壓力補(bǔ)償器，2個(gè)閥芯分別設(shè)置進(jìn)油路和回油路，將通往負(fù)載的油路通過內(nèi)部油道進(jìn)行連接。變幅閥芯采用電液比例控制，改變先導(dǎo)壓力值可以控制閥芯的位移，最大先導(dǎo)壓力值2.5 MPa，閥芯最大位移11 mm。微動(dòng)閥芯采用比例電磁鐵直接作用式控制，閥芯最大位移為5 mm。

1.比例電磁鐵 2.微動(dòng)閥芯 3.先導(dǎo)油腔4.二次溢流閥 5.變幅閥芯 6.螺堵圖4 雙閥芯比例換向閥Fig.4 Double spool proportional directional valve

對(duì)雙閥芯比例換向閥變幅閥芯的設(shè)計(jì)主要圍繞控制變幅臂舉升的一次節(jié)流槽部分展開。圖5為雙閥芯比例換向閥的變幅閥芯，結(jié)構(gòu)上取消了小尺寸U形節(jié)流槽，減少其余節(jié)流槽死區(qū)。

圖5 雙閥芯比例換向閥變幅閥芯Fig.5 Double spool proportional directional valve luffing spool

圖6為雙閥芯比例換向閥微動(dòng)閥芯三維模型。微動(dòng)閥芯采用U形節(jié)流槽與梯形節(jié)流槽疊加設(shè)計(jì)。通過AMESim軟件對(duì)閥芯的過流面積進(jìn)行解析，得到3個(gè)閥芯的過流面積，如圖7所示。

圖6 雙閥芯比例換向閥微動(dòng)閥芯Fig.6 Double spool proportional directional valve microspool

圖7 閥芯過流面積解析Fig.7 Analysis of overflow area of valve spool

在圖7中，多路閥變幅聯(lián)閥芯的過流面積解析曲線可分為兩部分：

(1) 第一段為微動(dòng)區(qū)間，對(duì)應(yīng)于閥芯位移的2～6 mm，此區(qū)間是一次節(jié)流槽的小尺寸U形槽結(jié)構(gòu)，是為了改善多路閥的啟動(dòng)性能；

(2) 第二段為比例區(qū)間，對(duì)應(yīng)于閥芯位移的6～11 mm區(qū)間，由不同尺寸的節(jié)流槽逐漸通流組成，此區(qū)間面積梯度近似為定值，實(shí)現(xiàn)比例多路對(duì)流量的比例控制功能。

與多路閥變幅聯(lián)閥芯相比，雙閥芯比例換向閥變幅閥芯過流面積曲線有以下變化：

(1) 不再加工小尺寸U形節(jié)流槽，雙閥芯比例換向閥變幅閥芯無微動(dòng)區(qū)間；

(2) 將比例區(qū)間段延長，對(duì)應(yīng)于閥芯位移的2～8 mm；

(3) 結(jié)尾段為大開度區(qū)間，面積梯度增益相對(duì)于比例段減少，起重機(jī)液壓系統(tǒng)具有多個(gè)執(zhí)行元件，降低此段的面積梯度增益可以保證在多執(zhí)行元件復(fù)合動(dòng)作時(shí)提高系統(tǒng)的流量控制精度。

多路閥變幅聯(lián)微動(dòng)區(qū)間為0～6 mm，閥芯位移總長6 mm，死區(qū)長度2 mm，最大過流面積為30 mm2。微動(dòng)閥芯位移長度5 mm，死區(qū)長度0.5 mm，過流面積最大值31.4 mm2。由于微動(dòng)閥芯非死區(qū)長度的增大，過流面積梯度減少。

2 數(shù)值模擬前處理

2.1 模擬工況簡(jiǎn)述

液壓油在經(jīng)過節(jié)流槽口時(shí)通流面積減少、流速增大，產(chǎn)生局部壓力損失，流動(dòng)形式為湍流，同時(shí)溫度升高，運(yùn)用湍流模型進(jìn)行流場(chǎng)分析，可以獲得流體的流動(dòng)特征。采用熱流固物理場(chǎng)耦合的方式對(duì)流體域和閥芯進(jìn)行數(shù)值模擬，得到閥芯的應(yīng)力變形與熱變形，共設(shè)定兩種模擬工況，閥芯運(yùn)動(dòng)及開口方向均為P-A通流方向：

(1)工況1，設(shè)定多路閥變幅聯(lián)與雙閥芯比例換向閥變幅閥芯閥口全開；

(2)工況2，多路閥閥芯自零位運(yùn)動(dòng)至11 mm；雙閥芯比例換向閥微動(dòng)閥芯自零位運(yùn)動(dòng)至5 mm，變幅閥芯自零位運(yùn)動(dòng)至11 mm。

工況1對(duì)應(yīng)變幅油缸快速運(yùn)動(dòng)階段，微動(dòng)閥芯關(guān)閉，變幅閥芯全開；工況2對(duì)流量的控制性能進(jìn)行分析。

2.2 計(jì)算域模型

通過對(duì)多路閥變幅聯(lián)和雙閥芯比例換向閥進(jìn)行三維布爾運(yùn)算，得到進(jìn)油路P-A流體域模型如圖8和圖9。流體域會(huì)根據(jù)不同的工況進(jìn)行通斷及開度位移調(diào)整。

圖8 多路閥變幅聯(lián)流體Fig.8 Multi-way valve luffing linkage fluid

圖9 雙閥芯比例換向閥流體Fig.9 Double spool proportional directional valve fluid

在確定流體計(jì)算域后，采用四面體網(wǎng)格對(duì)計(jì)算域進(jìn)行網(wǎng)格劃分。由于閥口處流動(dòng)情況比較復(fù)雜，壓力、流速變化梯度較大，對(duì)閥口處網(wǎng)格進(jìn)行加密，最大網(wǎng)格尺寸設(shè)置為0.08 mm。流體在靠近壁面處流動(dòng)時(shí)，黏性力作用大于慣性力，且沿壁面法線方向速度梯度很大，故對(duì)近壁面流體域進(jìn)行邊界層網(wǎng)格劃分。得到劃分完成的網(wǎng)格如圖10和圖11所示。

圖10 多路閥變幅聯(lián)流體網(wǎng)格Fig.10 Multi-way valve luffing linkage fluid grid

在對(duì)閥芯的溫升及應(yīng)力應(yīng)變情況進(jìn)行分析時(shí)，需要對(duì)閥芯結(jié)構(gòu)進(jìn)行網(wǎng)格劃分，采用四面體網(wǎng)格對(duì)多路閥閥芯和雙閥芯比例換向閥變幅閥芯進(jìn)行網(wǎng)格劃分，由于閥芯與流體通過接觸面網(wǎng)格傳遞數(shù)據(jù)，故對(duì)于閥口及接觸面部分進(jìn)行網(wǎng)格加密。節(jié)流槽均為銳邊節(jié)流，此處溫度及應(yīng)力梯度較大，對(duì)節(jié)流槽銳邊網(wǎng)格進(jìn)行尺寸調(diào)整，網(wǎng)格單元尺寸為0.1 mm。在對(duì)固體域網(wǎng)格進(jìn)行劃分時(shí)無須添加邊界層，得到劃分完成的網(wǎng)格如圖12所示。

圖11 雙閥芯比例換向閥流體網(wǎng)格Fig.11 Double spool proportional directional valve fluid grid

圖12 閥芯網(wǎng)格Fig.12 Valve spool grid

2.3 數(shù)值模擬控制方程

為了保證計(jì)算過程的可行性，因此需要限定部分?jǐn)?shù)值模擬條件：

(1) 流體為牛頓流體，模擬條件為不可壓縮流動(dòng)；

(2) 由于經(jīng)過節(jié)流閥口，因此流體的主要流動(dòng)形式為湍流，并且考慮黏性生熱的影響，采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型。

多路閥內(nèi)部的液壓油為黏性不可壓縮流體，滿足不可壓縮和連續(xù)性方程：

(1)

動(dòng)量方程：

(2)

(3)

(4)

式中，u，v，w—— 流速在x，y，z上的分量

p—— 流體中微元體上的壓力

Su,Sv,Sw—— 動(dòng)量守恒方程的廣義源項(xiàng)

μ—— 液體的動(dòng)力黏度

能量方程：

(5)

其中，CP—— 比熱容

T—— 溫度

k—— 流體的傳熱系數(shù)

ST—— 流體的內(nèi)熱源及由于黏性作用流體機(jī)械能轉(zhuǎn)換為熱能的部分

數(shù)值模擬過程中采用滑移網(wǎng)格，多個(gè)流體域可以沿著交界面移動(dòng)并通過交界面?zhèn)鬟f數(shù)據(jù)[12]。界面的兩邊可以定義為主面和副面，從副面B到主面A的流動(dòng)參數(shù)可以表示為：

(6)

其中，φAi為第i個(gè)主面單元上的參數(shù)；φBj為第j個(gè)副面單元上的參數(shù)；WBj-Ai為副面j單元對(duì)主面i單元的加權(quán)因子。其中加權(quán)因子可以根據(jù)交界面兩側(cè)網(wǎng)格交集狀態(tài)計(jì)算得到：

(7)

式中,AAi—— 主單元i的面積

ABj-Ai—— 副單元j與主面單元i的交集面積

對(duì)閥芯的液動(dòng)力進(jìn)行分析時(shí)，以閥芯軸向受力為研究對(duì)象，考慮油液黏性作用，通過壓力積分得到閥芯受力：

(8)

式中，F(xiàn)p—— 閥芯臺(tái)肩的壓力

Fr—— 閥芯閥桿的黏性力

A—— 閥芯臺(tái)肩的軸向投影面積

p1—— 入口臺(tái)肩的壓力

p2—— 出口臺(tái)肩的壓力

Ar—— 閥桿及節(jié)流槽的徑向面積

τr—— 閥桿及節(jié)流槽的黏性力

2.4 數(shù)值模擬條件

數(shù)值模擬流體材料為46號(hào)液壓油，油液初始溫度300 K，具體參數(shù)如表1所示。閥芯材料為40Cr，具體參數(shù)如表2所示。

表1 液壓油參數(shù)表Tab.1 Hydraulic oil parameter table

表2 閥芯參數(shù)表Tab.2 Valve core parameter table

在對(duì)流體域及閥芯進(jìn)行數(shù)值模擬時(shí)，設(shè)定如下邊界：

(1) 工況1入口邊界采用流量入口，數(shù)值為280 L/min，初始溫度300 K，出口邊界為自由出口，得到閥口全開時(shí)換向閥的壓力分布情況。改變出口邊界條件為壓力出口20 MPa，對(duì)閥芯和流體域進(jìn)行熱流固耦合研究，可以得到雙閥芯比例換向閥在負(fù)載工況下閥芯的應(yīng)力變形及溫升情況；

(2) 工況2設(shè)定入口壓力數(shù)值22 MPa，出口壓力數(shù)值20 MPa，閥前后壓差值為2 MPa。

3 模擬結(jié)果及分析

3.1 流場(chǎng)分析

圖13為工況1進(jìn)油路壓力分布云圖，對(duì)應(yīng)閥的進(jìn)油空載壓力損失。上聯(lián)為多路閥變幅聯(lián)的進(jìn)油路壓力云圖，油液自一次節(jié)流槽經(jīng)壓力補(bǔ)償器下方節(jié)流槽和二次節(jié)流槽流出閥體，油液在以上3處均有不同程度的節(jié)流損失。其中最大值出現(xiàn)在一次節(jié)流槽，壓損值為0.77 MPa，整個(gè)進(jìn)油路的壓力損失值為1.65 MPa。由云圖可知，在采用壓力補(bǔ)償器對(duì)負(fù)載壓力進(jìn)行補(bǔ)償?shù)亩嗦烽y中，壓力補(bǔ)償器處于最大開度，流經(jīng)壓力補(bǔ)償器的油液仍具有一定的壓力損失，壓損值為0.44 MPa。下聯(lián)為雙閥芯比例換向閥壓力分布云圖，油液在整個(gè)進(jìn)油路上的主要節(jié)流損失發(fā)生在一次節(jié)流槽和二次節(jié)流槽處，相比于多路閥，減少了因壓力補(bǔ)償器產(chǎn)生的節(jié)流損失。一次節(jié)流槽處壓力損失值為0.66 MPa，整個(gè)進(jìn)油路壓損值為1.21 MPa。閥口全開時(shí)進(jìn)油路壓損值減少0.45 MPa。

圖13 工況1進(jìn)油路壓力分布云圖Fig.13 Pressure distribution cloud diagram of oil inlet in working condition 1

圖14 工況1進(jìn)油路流速云圖Fig.14 Cloud diagram of oil inlet velocity in working condition 1

圖14為流體域流速云圖，油液流速在節(jié)流槽處呈梯度分布，這是由于油液在流經(jīng)節(jié)流槽時(shí)，過流面積減少，油液的壓力能轉(zhuǎn)換為動(dòng)能，使油液流速增加?；y及沉割槽均為對(duì)稱結(jié)構(gòu)，油道與沉割槽為部分圓周連接。處于連接處的油液經(jīng)節(jié)流槽后，流至流道內(nèi)，對(duì)立與連接處的油液在流經(jīng)節(jié)流槽后油液會(huì)濺射至沉割槽處，經(jīng)圓周旋轉(zhuǎn)后流至流道內(nèi)，因此造成流速分布有差異。上聯(lián)為多路閥變幅聯(lián)流速云圖，流速最大值位于一次節(jié)流槽處，數(shù)值為43.07 m/s。最大值區(qū)域自油液流入一次節(jié)流槽中段至流出節(jié)流槽并延伸至部分沉割槽區(qū)域。油液在流經(jīng)壓力補(bǔ)償器及二次節(jié)流槽的最大流速值為33.84 m/s，驗(yàn)證了壓力云圖中的以上兩處產(chǎn)生的不同節(jié)流損失，但兩處流速均小于最大流速值，以上兩處通流面積均大于一次節(jié)流槽，故節(jié)流作用小于一次節(jié)流槽。下聯(lián)為雙閥芯比例換向閥的流速云圖，油液流速最大值與多路閥變幅聯(lián)相同，流速最大值區(qū)域從一次節(jié)流口節(jié)流槽中段延伸至節(jié)流槽出口處，流速最大值區(qū)域面積小于多路閥變幅聯(lián)。由于結(jié)構(gòu)上去掉了壓力補(bǔ)償器，此處無節(jié)流作用，故油液速度無變化。

3.2 固體場(chǎng)分析

圖15為多路閥變幅聯(lián)閥芯的溫度云圖，最高溫度為334.7 K，最高溫度處于閥芯臺(tái)肩處的節(jié)流槽銳邊。節(jié)流槽銳邊處相比于閥芯圓柱面的溫度升高，這是由于油液在流過節(jié)流槽銳邊時(shí)會(huì)由于黏性發(fā)熱而產(chǎn)生熱量，后傳導(dǎo)至閥芯結(jié)構(gòu)上，熱量累積造成閥芯溫度升高。由上述壓力及流速云圖可知，一次節(jié)流槽處壓力及流速梯度最大，故閥芯最高溫度也位于此處。二次節(jié)流槽處流速降低，節(jié)流槽通流面積大，閥芯溫升較一次節(jié)流槽低。圖16為雙閥芯比例換向閥變幅閥芯溫度云圖，最高溫度為328.8 K，最高溫度數(shù)值減少，由流速云圖及溫度云圖可知，閥芯高溫區(qū)均為油液流速較大區(qū)域，由于雙閥芯比例換向閥的流速最高值區(qū)域相比于多路閥變幅聯(lián)小，在一定程度上減少了黏性生熱作用，閥芯最高溫度與多路閥變幅聯(lián)相比降低5.9 K。

圖15 多路閥變幅聯(lián)閥芯溫度云圖Fig.15 Temperature nephogram of Multi-way valve luffing linkagespool

閥芯工作過程中通常伴隨著閥芯變形，油液黏性生熱傳遞至閥芯造成熱應(yīng)力變形，高壓的油液也會(huì)造成閥芯產(chǎn)生變形。數(shù)值模擬采用熱流固耦合的方式，對(duì)閥芯和流體之間的能量傳遞、應(yīng)力作用進(jìn)行模擬。圖17為多路閥閥芯變形量云圖，閥芯最大變形量為0.0222 mm，最大變形量為一次節(jié)流槽處，二次節(jié)流槽處最大變形量為0.0128 mm。二次節(jié)流槽處閥芯變形量小于一次節(jié)流槽，主要原因?yàn)槎喂?jié)流槽主要起流動(dòng)控制方向作用，壓力、流速、溫升均小于一次節(jié)流槽，故變形量減小。圖18為雙閥芯比例換向閥變幅閥芯變形云圖，最大變形量為0.0125 mm，與多路閥相比，閥芯變形量減少0.0097 mm。當(dāng)閥芯直徑大于20 mm時(shí)，閥芯與閥體之間的配合間隙應(yīng)當(dāng)為0.015～0.025 mm，閥芯在產(chǎn)生較大變形時(shí)可能會(huì)破壞原有的配合間隙，造成閥芯操縱力增大，降低閥的控制性能，變形進(jìn)一步增大甚至可能造成閥芯卡滯。較低的溫升及變形量會(huì)減少閥芯卡滯的可能性，從而降低閥的故障率。

圖16 雙閥芯比例換向閥變幅閥芯溫度云圖Fig.16 Temperature nephogram of double spool proportional directional valve luffing spool

圖17 多路閥變幅聯(lián)閥芯變形云圖Fig.17 Cloud diagram of multi-way valve luffing linkagespool deformation

3.3 微小流量特性分析

閥的流量特性是指負(fù)載壓降等于常數(shù)時(shí)，負(fù)載流量與閥芯開度之間的關(guān)系，將這一特性用曲線表示即為閥的流量特性曲線。根據(jù)泵閥協(xié)同壓力流量復(fù)合控制策略，在變幅油缸進(jìn)行微動(dòng)工作時(shí)，變量泵采用壓力控制模式，泵出口壓力始終比負(fù)載壓力高一個(gè)裕度值，此時(shí)閥前后壓差保持定值。在數(shù)值模擬中，設(shè)定裕度值為2 MPa，采集出口流量數(shù)據(jù)，得到多路閥微動(dòng)區(qū)間與雙閥芯比例換向閥微動(dòng)閥芯控制的負(fù)載流量特性曲線，如圖19所示。

圖18 雙閥芯比例換向閥變幅閥芯變形云圖Fig.18 Cloud diagram of double spool proportional directional valve luffing spool deformation

圖19 微動(dòng)工作負(fù)載流量特性曲線Fig.19 Flow characteristic curve of fretting working load

圖19中，在定壓差的工況下，多路閥變幅聯(lián)流量Q最大值為75.1 L/min，微動(dòng)閥芯作動(dòng)時(shí)雙閥芯比例換向閥最大流量值為76.3 L/min，均滿足變幅油缸微動(dòng)動(dòng)作時(shí)流量需求。多路閥變幅聯(lián)負(fù)載流量在微動(dòng)區(qū)間開度c為75%前保持較為穩(wěn)定的增益，在75%處發(fā)生轉(zhuǎn)折流量增益變大直至微動(dòng)區(qū)間結(jié)束。雙閥芯比例換向閥的負(fù)載流量在整個(gè)開度區(qū)間內(nèi)保持較為穩(wěn)定的增益，在定壓差條件下，對(duì)負(fù)載流量具有更好的比例控制效果。在達(dá)到某一定流量值時(shí)，雙閥芯比例換向閥微動(dòng)閥芯開度區(qū)間大于多路閥微動(dòng)區(qū)間的開度。去掉閥芯死區(qū)長度后，多路閥閥芯微動(dòng)區(qū)間長度為4 mm，雙閥芯比例換向閥微動(dòng)閥芯位移長度為4.5 mm。在同一工況下對(duì)于變幅油缸微小流量需求，相比于多路閥變幅聯(lián)微動(dòng)區(qū)間，雙閥芯比例換向閥采用微動(dòng)閥芯具有更高的流量分辨率。

3.4 穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力分析

液動(dòng)力是指液體流過閥芯時(shí)對(duì)閥芯產(chǎn)生的作用力，可以分為穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力和瞬態(tài)液動(dòng)力。液動(dòng)力為非線性力，對(duì)閥芯位置的精確控制引入了非線性的因素[13-15]。

在工況2的數(shù)值模擬條件下，得到多路閥變幅聯(lián)和雙閥芯比例換向閥穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力數(shù)值，如圖20所示。

圖20 負(fù)載工況穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力Fig.20 Steady-state hydraulicforce under load condition

圖20中仿真結(jié)果表明，穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力存在極值，隨著閥芯位移的增大，穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力數(shù)值先增大到極值后減小，其變化趨勢(shì)非單調(diào)增加或減少，具有非線性的特點(diǎn)。多路閥變幅聯(lián)穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力極值為60.1 N,閥芯全開時(shí)為27.9 N。雙閥芯比例換向閥變幅閥芯穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力極值為87.4 N，全開數(shù)值為54.1 N。多路閥變幅聯(lián)閥芯全開穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力和穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力極值均小于雙閥芯比例換向閥。這是由于雙閥芯比例換向閥壓損低，在定壓差工況下流量值要比多路閥變幅聯(lián)大，液動(dòng)力與液體動(dòng)量有關(guān)，故在任一閥芯位移處，流量較大的雙閥芯比例換向閥穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力數(shù)值大于多路閥變幅聯(lián)。

取3.3節(jié)中與雙閥芯比例換向閥的流量數(shù)據(jù)，現(xiàn)查詢某廠家55 t汽車起重機(jī)變幅油缸的活塞面積比為0.857，回油路的流量與進(jìn)油路流量比值為0.265，以此數(shù)據(jù)為流量入口，再次進(jìn)行數(shù)值模擬，得到雙閥芯比例換向閥微動(dòng)閥芯進(jìn)油穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力數(shù)值FI和回油的穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力數(shù)值FO，如圖21所示。

圖21 雙閥芯比例換向閥微動(dòng)閥芯穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力Fig.21 Double spool proportional directional valve micro spool steady state hydraulic force

圖21中，進(jìn)油聯(lián)閥芯位移為5 mm時(shí)穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力數(shù)值達(dá)到最大為36.5 N，回油聯(lián)的穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力最大值為0.4 N，由于執(zhí)行元件為非對(duì)稱油缸，兩聯(lián)流過的流量數(shù)值與活塞面積比有關(guān)，回油聯(lián)節(jié)流槽過流面積大于進(jìn)油聯(lián)，故回油聯(lián)穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力數(shù)值遠(yuǎn)小于進(jìn)油聯(lián)。因此回油口的液動(dòng)力數(shù)值對(duì)整個(gè)閥芯操縱影響較小。將圖21的穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力求和，取圖20中多路閥變幅聯(lián)微動(dòng)區(qū)間穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力數(shù)值，以開度區(qū)間c為橫軸，繪制微小流量區(qū)間2個(gè)閥的穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力數(shù)值，如圖22所示。

從圖22中可知，對(duì)于閥前后定壓差的工況，在微小流量區(qū)間內(nèi)，其穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力數(shù)值隨著閥口開度增加而變大，呈單調(diào)上升趨勢(shì)。在同一開度時(shí)，雙閥芯比例換向閥穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力數(shù)值大于多路閥變幅聯(lián)，對(duì)應(yīng)于圖19的負(fù)載流量曲線，雙閥芯比例換向閥流量大于多路閥，因此穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力數(shù)值要比多路閥大。在變化趨勢(shì)上與圖19負(fù)載流量曲線一致，多路閥在開度75%時(shí)穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力增益變大。多路閥采用電液比例控制系統(tǒng)，其閥芯操縱力來自先導(dǎo)油液的壓力，其操縱力和復(fù)位彈簧剛度較大。對(duì)于雙閥芯比例換向閥采用的電磁比例控制系統(tǒng)，閥芯操縱力是比例電磁鐵的吸力。相比于電液控制系統(tǒng)，比例電磁鐵的吸力與復(fù)位彈簧剛度均減小，因此液動(dòng)力的數(shù)值對(duì)兩種控制方式性能的影響有差異，還需進(jìn)行進(jìn)一步的動(dòng)態(tài)分析。液動(dòng)力使閥芯的操縱力增加，在滑閥的設(shè)計(jì)和應(yīng)用中應(yīng)對(duì)液動(dòng)力的問題加以考慮。

圖22 微小流量區(qū)間穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力Fig.22 Steady-state hydraulic force in small flow interval

4 結(jié)論

(1) 基于泵閥協(xié)同壓力流量復(fù)合控制策略，以起重機(jī)多路閥變幅聯(lián)為基礎(chǔ)，取消壓力補(bǔ)償器，增加微動(dòng)閥芯，提出了雙閥芯比例換向閥的結(jié)構(gòu)，為提高執(zhí)行機(jī)構(gòu)快速運(yùn)動(dòng)時(shí)的節(jié)能性以及微小流量的控制精確性提供了參考；

(2) 針對(duì)變幅系統(tǒng)的特性，對(duì)多路閥和雙閥芯比例換向閥進(jìn)行數(shù)值模擬，結(jié)果表明：雙閥芯比例換向閥進(jìn)油路全開時(shí)壓損降低0.45 MPa，閥芯溫升減少5.9 K，變形量減少0.0097 mm。對(duì)于微小流量的控制，采用微動(dòng)閥芯相比于多路閥變幅聯(lián)，獲得了更好的比例流量增益，同時(shí)提高了流量分辨率；

(3) 對(duì)多路閥變幅聯(lián)和雙閥芯比例換向閥進(jìn)行定壓差下的穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力分析，獲得了定壓差的穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力數(shù)值及變化規(guī)律，為閥芯位置的精準(zhǔn)控制提供了依據(jù)。