图1为平衡阀结构图。该阀主要结构特点是平衡阀芯内设置大单向阀芯,减少平衡阀芯回位时的系统压力冲击。当平衡阀的A₁口接通高压油,大单向阀芯向左移,高压油到达A₂口。同时,高压油经小单向阀芯到达平衡阀芯左端环形腔,推动平衡阀芯右移,平衡阀的B₂口接通低压油,通过平衡阀芯到达B₁口,与油箱连通。当平衡阀的A₁口与高压油断开,大单向阀蕊和小单向阀蕊处于回位阶段,平衡阀芯向中位移动,平衡阀的中位油腔与马达的制动油缸相连,实现行走马达的液压制动功能。

图1

Fig.1

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	图1 平衡阀结构图Fig.1 Structure diagram of balance valve

图2为带平衡阀的行走马达工作原理图。初始状态下,平衡阀3不接高压油时,平衡阀处于中位,制动油缸1内部油液经平衡阀的C₁口和C₂口到达出口节流孔5与油箱连通。当平衡阀3接通高压油时,平衡阀处于左位,液压泵4的高压油经平衡阀的A₁和A₂口与行走马达2相连通,且高压油经平衡阀A₁和C₂口与制动油缸1相连通;行走马达的出口油液经平衡阀的B₁口和B₂口与安全阀6相连通。如果行走马达遇到下坡行驶时,液压泵供油不及时,平衡阀的进口压力减小,促使平衡阀芯返回中位,制动油缸的高压油经平衡阀到达出口节流孔与油箱连通,从而实现马达液压制动功能。

图2

Fig.2

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	图2 带平衡阀的行走马达工作原理图Fig.2 Working principle diagram of traveling motor with a balance valve

平衡阀的出口压力为零,则阀口流量方程为:

Q k=C1 πD1 sinα1x1

(1)

式中:C₁为大单向阀阀口流量系数;D₁为大单向阀孔径,mm;x₁为大单向阀开口量,mm;α₁为平衡阀芯锥度;ρ为油液密度, kg/m³;p₁为进口压力,MPa。

平衡阀芯的受力平衡方程为:

m₁ =p₁A₁-p₂A₂-k₀(s+x₀)-f-F _s (2)

式中:m₁为平衡阀芯质量,kg;p₂为小单向阀出口压力,MPa;A₁为平衡阀芯作用面积,m²;A₂为大单向阀芯作用面积,m²;k₀为弹簧刚度,N/mm;x₀为弹簧预压缩量,mm;s为平衡阀芯位移,mm; 为平衡阀蕊位移s的加速度;f为平衡阀芯所受摩擦力,N;F _s为稳态液动力,N。

行走马达的泄漏流量与平衡阀的进口压力有关,马达的流量方程为:

Q _m=C _{t m}p₁+q _mω _m (3)

式中:C _tm为行走马达的总泄漏系数;q _m为马达排量;ω _m为液压马达转速,r/min。

马达的负载力矩平衡方程为:

p₁q _m=J _t +B _t +T _L (4)

式中: J_t为负载转动惯量,kg·m²; B_t为阻尼系数; T_L为变负载力矩。

取平衡阀芯锥度 α₁为20°和45°,大单向阀芯锥度 α₂为20°和45°。图4为不同阀芯锥度对马达液压制动特性的影响。

图4

Fig.4

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	图4 不同阀芯锥度下马达空载压力冲击曲线Fig.4 No-load pressure shock curve of motor in different conical angle of spool

当 α₁为45°, α₂为45°时,平衡阀在0~2 s处于左位,马达压力为1.3 MPa,亦为平衡阀的最低开启压力;在2~3.2 s内,平衡阀芯向中位移动,马达处于液压制动阶段,存在压力振荡现象,液压制动时间为1.2 s;3.2 s之后,平衡阀芯处于中位,马达压力为0.56 MPa。当 α₁保持45°不变,制动压力作用时间随 α₂的减小而延长,其原因是大单向阀芯锥度越小,背压作用越大,从而延长了液压制动作用的时间。当 α₂保持45°不变,在2~3.2 s内,随着 α₁的减小,压力振荡变得激烈,其原因是平衡阀的背压随平衡阀芯锥度的减小而增大,影响平衡阀的工作稳定性,增加马达压力超调量。因此,阀芯锥度是影响平衡阀换向性能的主要因素,合理设置阀芯锥度,可以改善平衡阀的工作稳定性,减少马达压力振荡。

取节流孔A直径 d₁为1 mm和2 mm,节流孔B液阻直径 d₂为1 mm和3 mm。图5为不同节流孔直径对马达液压制动特性的影响。

图5

Fig.5

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	图5 不同节流孔直径下马达空载压力冲击曲线Fig.5 No-load pressure shock curve of motor in different diameter of orifice

当 d₁为2 mm, d₂为3 mm时,平衡阀在0~2 s处于开启状态,马达压力为1.2 MPa;平衡阀芯在2~3 s向中位移动,马达处于液压制动阶段,存在压力振荡,响应时间为1 s。3 s之后,平衡阀处于中位,马达压力为0.4 MPa。当 d₂为3 mm时,马达在2~6 s间,随着 d₁的减小,压力振荡变大,液压制动时间延长,其原因是节流孔直径 d₁减小,液阻增加,平衡阀的工作稳定性降低,压力振荡变大。

敏感腔体积V取为5、25和50 cm³。图6为不同敏感腔体积对马达液压制动特性的影响。

图6

Fig.6

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	图6 不同敏感腔体积下马达空载压力冲击曲线Fig.6 No-load pressure shock curve of motor in different diameter sensitive volume

不同敏感腔体积对马达制动压力作用时间的影响较小。当敏感腔体积V为5 cm³时,平衡阀在0~2 s处于开启状态,马达压力为1.2 MPa;在2~3 s内,平衡阀芯向中位移动,马达处于液压制动阶段,存在压力超调量,制动压力时间为1 s;3 s之后,平衡阀芯处于中位,马达压力为0.5 MPa。

本文讨论了平衡阀芯和大单向阀芯质量在3种工况下对马达液压制动特性的影响。①平衡阀芯质量 m₁为0.7 kg、大单向阀芯质量 m₂为0.05 kg;② m₁为0.7 kg、 m₂为0.5 kg;③ m₁为3.0 kg、 m₂为0.05 kg。图7为不同阀芯质量对马达液压制动特性的影响。

图7

Fig.7

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	图7 不同阀芯质量下马达空载压力冲击曲线Fig.7 No-load pressure shock curve of motor in different spool mass

不同阀芯质量对马达制动压力作用时间几乎没有影响。平衡阀在0~2 s处于开启状态,马达压力为1.2 MPa;平衡阀芯在2~3 s向中位移动,马达处于液压制动阶段,受到系统压力冲击的影响,存在压力振荡,制动压力作用时间为1 s;3 s之后,平衡阀处于中位,马达压力为0.5 MPa。

平衡阀弹簧刚度 k₁为38.2 N/mm和50.2 N/mm,单向阀弹簧刚度 k₂为1.3 N/mm和1.5 N/mm。图8为不同弹簧刚度对马达液压制动特性的影响。

图8

Fig.8

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	图8 不同弹簧刚度下马达空载压力冲击曲线Fig.8 No-load pressure shock curve of motor in different spring stiffness

当 k₁为38.2 N/mm, k₂为1.3 N/mm时,平衡阀在0~2 s处于开启状态,马达压力为1.2 MPa;平衡阀芯在2~2.5 s向中位移动,马达处于液压制动阶段,存在压力振荡,制动压力作用时间为0.5 s;2.5 s之后,平衡阀处于中位,马达压力为0.3 MPa。当 k₂为1.3 N/mm时,在2~6 s内,马达压力随 k₁的减小而增大,液压制动压力作用时间延长,其原因是平衡阀芯所受液压力随平衡阀弹簧刚度减小而增大,平衡阀的工作稳定性降低,液压制动时间延长。当 k₁为38.2 N/mm时,在2~6 s内,马达压力随 k₂增加而增大,增加了液压制动压力作用时间,其原因是大单向阀刚度越大,大单向阀芯开启越困难,平衡阀芯的复位速度和稳定性随之降低,液压制动时间延长。

为了测试行走马达的液压制动特性,马达空载压力试验需满足以下试验要求:①平衡阀在0~2 s处于开启状态,马达的加载压力为1.5 MPa,转速为1500 r/min。平衡阀在2~4 s处于中位,马达压力为空载压力,马达处于液压制动阶段。③根据上述试验步骤,反复测试1 min,记录马达的冲击压力数据。

图9为实际工况下马达空载压力冲击曲线。实际工况下,平衡阀芯在0~1.6 s处于左位,马达压力为1~1.2 MPa,亦为平衡阀实际最低开启压力;在1.6~2.4 s,平衡阀芯向中位移动,马达处于液压制动阶段,响应时间为0.8 s;2.4 s之后,平衡阀处于中位,马达压力为1 MPa。试验结果表明:马达在1.6~2.4 s处于液压制动阶段,响应时间为0.8 s,而理论模型中马达在2~2.2 s处于液压制动阶段,响应时间为0.2 s,与仿真结果相比,液压制动时间提前0.4 s,响应时间延长0.6 s。其原因是平衡阀芯与阀体之间以及大单向阀芯与平衡阀芯之间均为间隙配合,存在泄漏流量,马达压力制动时间提前。平衡阀芯与阀体之间的摩擦阻力影响平衡阀的工作稳定性,导致液压制动时间延长。因此忽略系统管阻及配合间隙的影响,仿真结果与试验结果相吻合。

图9

Fig.9

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	图9 实际马达空载压力冲击曲线Fig.9 Practical no-load pressure shock curve of motor