重卡电动泵吸油阀的改进设计及仿真分析

杨 严， 叶小华,， 岑豫皖

(1.安徽工业大学 机械工程学院， 安徽 马鞍山 243032； 2.液压振动与控制教育部工程研究中心， 安徽 马鞍山 243032)

引言

液压传动技术在机械制造领域中起着相当重要的作用[1-3]，因其具有功率密度大、调速范围宽、结构简单、质量轻、体积小等优点而被广泛应用在汽车、飞机、船舶等领域中[4-5]。其中重卡驾驶室翻转机构使用液压传动技术实现了驾驶室的翻转和举升动作，极大地方便了驾驶人员查看、检查驾驶室底部的状况[6-7]。液压泵作为液压传动系统中的动力元件，是货车驾驶室翻转机构中的核心部件， 提供带有压力的流体通过控制元件传给液压系统中的执行元件液压举升缸[8]，以确保货车驾驶室能够顺利完成翻转。电动泵性能的优劣常常会直接影响整个液压系统的工作可靠性[9-10]。

目前国内市场上使用的电动泵大多是偏心轮结构，具有结构简单、制造方便等优点[11-12]，但由于其吸油阀采用结构简单的球阀结构，随着柱塞高频快速往复运动，球阀不能快速稳定的启闭，使得吸油阀的反冲流量过大，从而造成泵的容积效率较低，使驾驶室翻转举升的时间过长，严重影响维修效率。为此，本研究提出滑锥阀结构的技术方案来对原吸油阀进行改进设计，建立吸油阀、电动泵及其液压翻转举升系统的AMESim仿真模型，最后进行动态性能仿真分析，为高性能电动泵的研究提供理论参考。

1 重卡电动泵的工作原理

重卡电动泵的液压原理图如图1所示。由于偏心轮5和传动轴4之间存在偏心距，偏心轮5在直流电机传动轴4的驱动下转动。在其前半个周期，偏心轮对柱塞产生一个向下的作用力，使得柱塞向下运动；在后半个周期，柱塞在弹簧力的作用下又向上运动，这样形成了柱塞的上下往复运动。

1.缸体 2.锁合弹簧 3.托盘 4.传动轴 5.偏心轮 6.柱塞 7.压油阀 8.吸油阀 9.油箱图1 重卡电动泵液压原理图

当柱塞向上运动时柱塞腔内的容积增大，压力降低形成负压，与此同时吸油阀在外界大气压的作用下打开，油箱中的油液进入柱塞腔，完成吸油动作，吸入低压油，此过程排油阀关闭；当柱塞向下运动时柱塞的容积减小，压力升高，当高于负载压力时打开压油阀，而此时吸油阀关闭，完成排油动作，排出高压油。

2 吸油阀建模

根据实际应用需要，偏心轮结构电动泵的额定压力为25 MPa，额定流量为8 L/min。在不改变偏心轮泵吸油阀块(球阀)结构尺寸的基础上，将其设计为滑锥阀结构，其简化模型如图2所示。

图2 滑锥结构吸油阀模型图

2.1 阀座孔径ds的确定

根据阀座孔最大流速初步确定阀座孔径：

(1)

其中：

(2)

将式(2)代入式(1)中得：

(3)

式中,ds—— 阀座孔径，m

A—— 柱塞的横截面积，m2

h—— 柱塞行程，m

d0—— 柱塞直径，m

n—— 泵的转速，r/min

v1max—— 锥阀入口处的最大流速，m/s

2.2 最大开启高度hmax的确定

通过阀口的流量应等于柱塞压出的瞬时流量，由连续性方程知：

(4)

式中，d0—— 柱塞直径，m

v—— 柱塞的运动速度，m/s

cq—— 配流阀阀口流量系数

v2—— 油液在阀口缝隙中的流速，m/s

Af—— 配流阀阀口的过流面积，m2

由于柱塞的运动速度和柱塞压出的瞬时流量是变化的，而配流阀前后压差变化不大，故阀口处平均流速变化很小，因此阀口的过流面积随柱塞运动速度的变化而变化，故当v=vmax时，Af=Afmax，h=hmax，由式(4)得：

(5)

由图2所示的几何关系可得：

(6)

对式(6)整理求得：

(7)

将式(5)代入式(7)可得：

(8)

式中,ds—— 阀座孔径，m

d0—— 柱塞的直径

vmax—— 柱塞的最大运动速度

α—— 配流阀阀芯锥角

cq—— 配流阀阀口流量系数

v2—— 油液在阀口缝隙中的流速

2.3 仿真模型

根据上述吸油阀数学模型，在AMESim中建立了锥阀仿真模型，如图3所示。

1.油箱 2.锥阀元件 3.柱塞元件 4.质量元件 5.弹簧元件图3 锥阀仿真模型

3 仿真分析及结果

3.1 重卡电动泵及液压翻转举升系统建模

重卡电动泵仿真模型主要由以下部分组成：凸轮部件、柱塞副、配流阀、液压缸和外负载力等模型。在AMESim 中利用Hydraulic 标准液压库、HCD液压元件设计库、Signal/Control信号控制库和Mechanicl 机械库搭建的重卡电动泵举升液压系统仿真模型，如图4所示。

3.2 结果分析

仿真参数如表1和表2所示，其仿真结果如图5～图7所示。图5为吸油阀流量特性曲线，图中流量为正时，其曲线所包围的面积代表电动泵偏心轮转动一周，从油箱吸入柱塞腔中的油液容积；而流量为负时，其曲线所包围的面积，代表从柱塞腔倒排入油箱的油液容积(即其大小可用反冲流量与此时阀口开启时间之乘积来表示)，二者之差实为电动泵转动一周所排出的有效油液容积。

表1 吸油阀主要仿真参数

图4 重卡电动泵及其液压系统的仿真模型

表2 仿真参数

由图5可知，实线曲线表示改进前泵的流量特性，其一个运动周期内正、负流量曲线所包围的面积之差却不大，这说明改进前泵所排出的有效油液容积不大，其容积效率不高。图中虚线则表示改进后泵的流量特性，当流量为正时，改进后泵与改进前泵的曲线几乎重合，说明二者具有相同的吸油能力；当流量为负时，其反冲流量最大值较改进前明显减小，且油液反冲时其阀口开启时间却更短；一个周期内正负流量曲线所包围的面积之差远大于改进前的泵，这说明改进后的泵所排出的有效油液容积更大，容积效率明显更高，且具有相同的吸油能力，说明改进方法正确有效。

图5 吸油阀流量特性曲线

造成改进前的泵容积效率不高的主要原因是：原吸油阀采用球阀结构，阀芯为钢球，由于钢球加工误差和液流力的作用极易产生钢球的转动，延长阀口关闭的时间和造成锁闭不够严实，结果导致泵的容积效率低下；而改进后的吸油阀采用滑锥阀结构，利用滑阀的导向性好和锥阀的密封性能优的优点， 避免了阀芯的转动，提高了阀口锁闭性能、降低了反冲流量最大值，缩短了存在反冲流量时阀口的开启时间，有效地提高了泵的容积效率。

图6为泵的出口压力特性曲线，从图6中可以看出，吸油阀改进后的滑锥阀结构电动泵的压力升高速率明显快于原球阀结构电动泵，这说明改进后的电动泵的容积效率更高，排出的油液平均流量更大，压力升高更快。

图6 泵的出口压力特性曲线

图7为液压缸举升速度曲线，由图可知，改进后的电动泵所驱动的液压缸平均速度明显高于改进前原球阀结构电动泵驱动的液压缸平均速度，这说明改进后的电动泵排出的流量更大，容积效率更高。

图7 液压缸举升速度曲线

4 结论

为了降低原重卡电动泵的反冲流量和提高泵的容积效率，利用滑阀和锥阀的性能优势，提出了滑锥结构的方法对原球阀结构的吸油阀进行了改进设计，并对其结构参数进行了计算和设计。建立了重卡电动泵及其液压系统的AMESim仿真模型，且对其动态性能进行仿真研究，并与球阀结构的电动泵进行了比较分析。分析结果表明，本研究所提出的改进设计方法是正确可行的，能显著降低重卡电动泵的反冲流量和有效提高泵的容积效率，可为高性能电动泵的研究提供理论参考。