高玉俠

(長春職業(yè)技術(shù)學(xué)院工程分院，吉林長春130033)

履帶起重機(jī)在負(fù)載下落工況容易產(chǎn)生抖動現(xiàn)象，即壓力波動，使其工作性能受到很大影響，嚴(yán)重時將產(chǎn)生安全隱患。因此如何改善起重機(jī)液壓起升系統(tǒng)的動態(tài)響應(yīng)特性，對系統(tǒng)各參數(shù)進(jìn)行合理的匹配和優(yōu)化，實(shí)現(xiàn)負(fù)載的平穩(wěn)控制是研究人員亟須解決的問題。就國內(nèi)對起重機(jī)液壓起升系統(tǒng)的研究而言，元件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及參數(shù)匹配常常采用經(jīng)驗(yàn)公式及類比的方法［1］，并多以靜態(tài)特性研究為主，對動態(tài)特性的研究一般也只限于特定工況，而對于起重機(jī)這種繁雜的時變系統(tǒng)來說，顯然不具備普遍性，應(yīng)用范圍小。

文中結(jié)合校企合作項(xiàng)目對履帶式起重機(jī)液壓起升系統(tǒng)的動態(tài)特性展開研究，以目前廣泛存在的低頻壓力脈動現(xiàn)象為切入點(diǎn)，通過建模仿真的方法對影響起升系統(tǒng)動態(tài)特性的主要參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，提出了改變平衡閥阻尼孔直徑和平衡閥主閥口通流面積梯度的方法，對降低系統(tǒng)壓力波動的幅度、改善起重機(jī)起升性能提供了一定的參考作用。

1 履帶起重機(jī)液壓起升系統(tǒng)分析

1.1 液壓起升系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

圖1 是起重機(jī)液壓起升系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)圖，由變量泵1、換向閥2、平衡閥3 和變量馬達(dá)4 等元件組成，為了簡化系統(tǒng)，忽略換向閥開啟時產(chǎn)生的磁滯作用，近似地把此液壓系統(tǒng)看成是泵控馬達(dá)系統(tǒng)［2］。

圖1 履帶起重機(jī)液壓起升系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖

壓力波動常發(fā)生于負(fù)載下落工況，并且只有在負(fù)載下落時平衡閥才處于工作狀態(tài)，所以文中把平衡閥作為引起壓力波動的主要原因，對其進(jìn)行分析和研究。

1.2 平衡閥特性分析

平衡閥主要用來平衡負(fù)載，防止負(fù)載因重力作用而產(chǎn)生失速現(xiàn)象，文中所研究平衡閥的結(jié)構(gòu)如圖2所示。

圖2 平衡閥結(jié)構(gòu)圖

為了分析平衡閥各參數(shù)對壓力波動的影響，假設(shè)油液的密度、黏度不隨壓力和溫度而變化，對平穩(wěn)閥的傳遞函數(shù)進(jìn)行分析［3－4］，可知平衡閥控制端阻尼孔直徑、閥口通流面積是影響平衡閥動態(tài)特性的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)，對其進(jìn)行合理優(yōu)化和匹配，可以在很大程度上改善平衡閥的動態(tài)特性。

2 平衡閥結(jié)構(gòu)參數(shù)對壓力波動的影響

圖3所示為某起重機(jī)負(fù)載下落工況時馬達(dá)負(fù)載口的壓力曲線，存在很明顯的壓力波動，最大波動幅度達(dá)3 MPa。根據(jù)之前的分析，現(xiàn)對影響平衡閥動態(tài)特性的主要參數(shù)進(jìn)行研究，并借助AMESim 軟件進(jìn)行仿真和優(yōu)化設(shè)計(jì)［5］。

圖3 馬達(dá)負(fù)載口壓力曲線

2.1 控制口阻尼孔直徑對壓力波動的影響

液壓油通過平衡閥控制端的阻尼孔作用于平衡閥閥芯，改變閥口開度，從而實(shí)現(xiàn)對平衡閥的控制作用。下面通過改變阻尼孔的直徑，分析其與壓力波動之間的關(guān)系。實(shí)驗(yàn)曲線如圖4所示。實(shí)驗(yàn)過程中，前10 s 為負(fù)載起升工況，后10 s 為負(fù)載下落工況。

圖4 不同阻尼孔直徑時壓力曲線

通過實(shí)驗(yàn)對比可看出，壓力波動主要發(fā)生在負(fù)載下落工況，當(dāng)控制端阻尼孔直徑發(fā)生變化時，壓力波動的幅度也隨之變化，即隨著阻尼孔直徑的增大，壓力波動的幅度也增大，甚至發(fā)散;隨著阻尼孔直徑的減小，壓力波動的幅度也減小，系統(tǒng)逐漸趨于穩(wěn)定。

2.2 通流面積對壓力波動的影響

平衡閥閥口通流面積與主閥芯的位移有關(guān)，因此借用于AMESim 仿真平臺建立平衡閥HCD 模型，如圖5所示。

圖5 平衡閥HCD 模型

對圖5 進(jìn)行仿真分析，得到主閥芯位移隨時間的變化關(guān)系見圖6，以及馬達(dá)出口壓力隨時間的變化關(guān)系見圖7。

圖6 主閥芯位移隨時間變化曲線

圖7 液壓馬達(dá)出口壓力曲線

從圖6—7 可以看出:當(dāng)t =4 s 時，閥芯會按一定的幅度進(jìn)入振蕩狀態(tài)，同時系統(tǒng)也出現(xiàn)壓力波動的現(xiàn)象，并且隨著閥芯位移幅度的增大，壓力波動的幅度也隨之增大。

2.3 系統(tǒng)優(yōu)化

在工程實(shí)際中，主要采取減小平衡閥控制端阻尼孔直徑的方法增加平衡閥的穩(wěn)定性，以此減小壓力波動。但這種方法并沒有真正判明壓力波動產(chǎn)生的原因，還需要根據(jù)實(shí)際經(jīng)驗(yàn)，針對特定工況進(jìn)行適時調(diào)整，通用性較差;同時，阻尼孔直徑過小會使控制油的壓力增大，很大程度上降低了系統(tǒng)的工作性能。文中通過對平衡閥結(jié)構(gòu)及其動態(tài)特性的研究，提出一種新的平衡閥閥口結(jié)構(gòu)形式，從而消除閥口通流面積梯度的突變對壓力波動的影響，并與適當(dāng)?shù)淖枘峥字睆较嗥ヅ洌瑥母旧细纳坡膸鹬貦C(jī)的動態(tài)特性。

圖8 中曲線1 代表主閥芯位移與通流面積之間的變化關(guān)系。主閥芯位移為0 ～4.2 mm 時，通流面積梯度(曲線斜率)較小，對比圖6、圖7 可以看出，此時系統(tǒng)相對穩(wěn)定，壓力波動幅度較小;當(dāng)閥芯位移達(dá)到4.2 mm 時，通流面積梯度產(chǎn)生突變，此后閥芯位移呈現(xiàn)振蕩狀態(tài)，系統(tǒng)也隨之出現(xiàn)壓力波動的現(xiàn)象，使系統(tǒng)的穩(wěn)定性降低?？梢?，系統(tǒng)壓力波動在很大程度上受平衡閥閥口結(jié)構(gòu)形式的影響。針對這一問題，為提高系統(tǒng)的穩(wěn)定性，對原有平衡閥閥口形式進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，新的閥口形式如圖8 中曲線2所示。

圖8 平衡閥通流面積優(yōu)化前后對比

圖9 優(yōu)化后馬達(dá)負(fù)載口壓力曲線

采用新的閥口形式，選取控制口阻尼孔直徑為0.5 mm，進(jìn)行測試，同樣以起重機(jī)負(fù)載下落工況馬達(dá)負(fù)載口壓力曲線為參考，如圖9所示。

結(jié)果顯示:經(jīng)過優(yōu)化以后系統(tǒng)的壓力波動幅度明顯減弱，系統(tǒng)穩(wěn)定性得到極大改善，這說明所采用的優(yōu)化方案有效、可行。

3 結(jié)論

用AMESim 仿真與實(shí)驗(yàn)測試相結(jié)合的方法深入研究平衡閥結(jié)構(gòu)參數(shù)對起重機(jī)動態(tài)特性的影響，以尋找引起壓力波動的原因，從而提出改進(jìn)措施及優(yōu)化方案，得出以下結(jié)論:

(1)平衡閥主閥口通流面積梯度的變化以及控制端阻尼孔直徑大小直接影響系統(tǒng)的穩(wěn)定性，是引起系統(tǒng)壓力波動的主要原因。

(2)減小平衡閥控制端阻尼孔直徑可明顯增加系統(tǒng)的穩(wěn)定性，但也會增大油液阻力，增加節(jié)流損失，使系統(tǒng)發(fā)熱量升高，嚴(yán)重影響系統(tǒng)的工作性能;同時，阻力的增加還會減小控制油流量，從而使起升系統(tǒng)的工作效率降低。因此，應(yīng)該根據(jù)實(shí)際需要綜合考慮平衡閥控制端阻尼孔直徑的匹配問題。

(3)通過對壓力波動原因的分析，基于平衡閥結(jié)構(gòu)，利用AMESim 仿真平臺對其閥口形式進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，并綜合考慮采用合適的平衡閥控制端阻尼孔直徑，測試結(jié)果驗(yàn)證了優(yōu)化方案的可行性。

【1】趙路.大型履帶式起重機(jī)卷揚(yáng)液壓系統(tǒng)的動態(tài)特性研究［D］.長春:吉林大學(xué)機(jī)械科學(xué)與工程學(xué)院，2011.

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