陳 玲， 卜慶鋒， 趙延斌， 劉永狀

(1.江蘇省徐州經(jīng)貿(mào)高等職業(yè)學(xué)校 機(jī)電工程系, 江蘇 徐州 221004;2.中國(guó)礦業(yè)大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院， 江蘇 徐州 221116)

引言

混凝土泵是 “高效、綠色、環(huán)保”施工中必不可少的設(shè)備，而擺動(dòng)系統(tǒng)是其中的關(guān)鍵部件。在擺動(dòng)系統(tǒng)中，擺缸驅(qū)動(dòng)分配閥快速換向來(lái)配合砼缸的往復(fù)運(yùn)動(dòng)，以實(shí)現(xiàn)混凝土的吸入和排出。擺動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性直接影響混凝土泵的可靠性、平穩(wěn)性。

為保證泵送效率，一般要求擺缸能夠在200 ms內(nèi)換向，以驅(qū)動(dòng)分配閥快速擺動(dòng)到位，使輸送管與砼缸對(duì)齊實(shí)現(xiàn)混凝土的吸入和排出。擺動(dòng)速度快、慣性力大，必然引起較大的沖擊和振動(dòng)[1-2]。國(guó)內(nèi)外的學(xué)者對(duì)擺動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性及其緩沖結(jié)構(gòu)進(jìn)行了研究。沈千里等[3]分析了液動(dòng)力對(duì)混凝土泵擺動(dòng)系統(tǒng)的影響。胡任等[4]、安東亮等[5]提出符合泵送C25混凝土工況的系統(tǒng)負(fù)載加載方式。王傳瑤等[6]、吳國(guó)棟等[7]、高欽和等[8]研究了液壓缸緩沖裝置的工作機(jī)理, 并提出了緩沖裝置的設(shè)計(jì)方法。丁凡等[9]對(duì)采用短笛型緩沖裝置的高速液壓缸緩沖過(guò)程進(jìn)行了理論分析和試驗(yàn)研究。袁曉亮等[10]分析了拋物線(xiàn)型緩沖裝置的緩沖特性以及減速機(jī)理，并提出了緩沖裝置的設(shè)計(jì)方法。曠權(quán)等[11]分析了圓柱形變節(jié)流面積緩沖結(jié)構(gòu)的參數(shù)對(duì)緩沖性能影響。趙偉等[12]對(duì)采用活塞式緩沖機(jī)構(gòu)的高速液壓缸的緩沖過(guò)程進(jìn)行了理論分析和實(shí)驗(yàn)研究，分析了結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)緩沖速度及緩沖壓力的影響。以上研究為改善泵送機(jī)械的擺動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性提供了借鑒。

本研究建立了擺缸緩沖數(shù)學(xué)模型，并基于AMESim平臺(tái)建立了擺動(dòng)系統(tǒng)的仿真模型，闡明了擺動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)行規(guī)律，對(duì)擺動(dòng)系統(tǒng)的關(guān)鍵參數(shù)進(jìn)行了優(yōu)化，進(jìn)一步提高擺動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性，減少擺動(dòng)壓力沖擊，為混凝土泵送擺動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)和參數(shù)優(yōu)化提供了參考。

1 擺動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)原理

圖1是混凝土泵擺動(dòng)液壓系統(tǒng)的液壓原理圖。擺動(dòng)系統(tǒng)主要由恒壓變量泵、蓄能器、擺閥、擺缸組成。恒壓變量泵通過(guò)單向閥給蓄能器充油。擺閥是二位四通液控?fù)Q向閥，其換向信號(hào)來(lái)自于信號(hào)閥(未畫(huà)出)。2個(gè)擺缸的無(wú)桿腔分別連接擺閥的A，B油口，有桿腔連通接油箱。換向過(guò)程中，蓄能器提供主要油源，在液控信號(hào)的作用下擺閥換向，驅(qū)動(dòng)擺缸快速換向，從而驅(qū)動(dòng)分配閥擺動(dòng)。

1.恒壓變量泵 2.安全閥 3.蓄能器 4.擺閥 5、6.擺缸

2 擺缸緩沖數(shù)學(xué)模型

圖2是擺缸緩沖單元的局部放大圖。緩沖過(guò)程主要分為2個(gè)過(guò)程：圓錐變節(jié)流緩沖過(guò)程與圓柱恒節(jié)流緩沖過(guò)程。

圖2 擺缸緩沖單元

2.1 圓錐變節(jié)流緩沖過(guò)程

如圖3所示，圓錐變節(jié)流緩沖一般分為3個(gè)階段：斷面局部收縮壓力損失階段、銳邊節(jié)流緩沖階段和縫隙節(jié)流緩沖階段。

圖3 圓錐變節(jié)流緩沖過(guò)程

1) 斷面局部收縮壓力損失階段

緩沖柱塞距緩沖腔較遠(yuǎn)時(shí)，油液經(jīng)緩沖腔流出時(shí)會(huì)產(chǎn)生局部壓力損失，其流量方程為：

(1)

式中，qj—— 斷面收縮時(shí)通過(guò)緩沖腔流量

Cf—— 斷面收縮流量系數(shù)

d—— 緩沖腔直徑

ρ—— 油液密度

Δp—— 進(jìn)出口壓差

2) 銳邊節(jié)流緩沖階段

緩沖柱塞距緩沖腔較近時(shí)，緩沖柱塞與緩沖腔形成銳邊節(jié)流，其流量方程為:

(2)

式中，qr—— 銳邊節(jié)流時(shí)通過(guò)緩沖腔流量

Cd—— 銳邊節(jié)流流量系數(shù)

l0—— 緩沖開(kāi)始時(shí)緩沖柱塞端面距緩沖腔

距離

x—— 活塞位移

δ—— 緩沖柱塞后端與緩沖腔徑向的間隙

3) 縫隙節(jié)流緩沖階段

緩沖柱塞進(jìn)入緩沖腔后，緩沖柱塞和緩沖腔形成縫隙節(jié)流，其流量方程為:

(3)

式中，qf—— 縫隙節(jié)流時(shí)通過(guò)緩沖腔流量

l—— 緩沖柱塞圓柱段長(zhǎng)度

δ1—— 緩沖柱塞前端與緩沖腔徑向的間隙

μ—— 油液動(dòng)力黏度

2.2 圓柱恒節(jié)流緩沖過(guò)程

當(dāng)緩沖圓柱段進(jìn)入緩沖腔時(shí)，緩沖柱塞與緩沖腔的徑向間隙為恒值，可等效為固定節(jié)流孔，故二者構(gòu)成恒節(jié)流緩沖。

設(shè)緩沖柱塞圓柱段進(jìn)入緩沖腔內(nèi)相對(duì)于起始緩沖位置的距離為x(向左為正方向)時(shí)，活塞的速度為v，當(dāng)緩沖柱塞繼續(xù)向左運(yùn)動(dòng)位移dx時(shí)，活塞機(jī)械能變化值為:

dE1=Fdx+dEd

(4)

其中， 動(dòng)能變化值為:

(5)

式中，F(xiàn)—— 作用在活塞上的外力

m—— 活塞運(yùn)動(dòng)件總質(zhì)量

油液液壓能變化值為：

dE2=pHAHdx

(6)

式中，pH—— 緩沖腔油液壓力

AH—— 緩沖腔作用面積

忽略二階微分項(xiàng)，由能量守恒得：

(pHAH-F)dx=-mvdv

(7)

緩沖腔內(nèi)流量方程為：

(8)

式中，K—— 緩沖節(jié)流孔流量系數(shù)

A0—— 縫隙環(huán)形面積

dv—— 活塞的速度變化值

p0—— 回油壓力

考慮p0=0 MPa，由式(8)可得：

(9)

將式(9)代入式(5)得：

(10)

(11)

式中，v0為圓柱段進(jìn)入緩沖腔時(shí)活塞的速度。將式(11)改寫(xiě)得：

(12)

將式(12)代入式(9)得：

(13)

當(dāng)圓柱段剛進(jìn)入緩沖腔時(shí)，即x=0時(shí)，pH有最大值：

(14)

在緩沖過(guò)程中，活塞的動(dòng)能主要轉(zhuǎn)化為液壓能，壓縮油液使壓力上升。式(14)表示，緩沖腔的壓力沖擊與外負(fù)載F、圓柱段進(jìn)入緩沖腔時(shí)活塞速度v0的平方成正比，與緩沖腔的作用面積AH成反比。

3 擺動(dòng)系統(tǒng)建模

3.1 關(guān)鍵元件建模

在擺動(dòng)系統(tǒng)中，油箱、液壓泵、單向閥、溢流閥等元件可以在AMESim的液壓元件庫(kù)中直接選取，而擺閥、帶緩沖結(jié)構(gòu)的擺缸、擺動(dòng)負(fù)載則需要借助HCD庫(kù)和平面庫(kù)來(lái)建立。

1) 擺閥建模

圖4是擺閥的結(jié)構(gòu)圖，表1是擺閥結(jié)構(gòu)參數(shù)。擺閥的閥芯結(jié)構(gòu)為滑閥，節(jié)流口形狀為錐形，在兩控制腔油壓的驅(qū)動(dòng)下閥芯換向，兩腔之間通過(guò)阻尼孔連通，以減少壓力沖擊。擺閥的仿真模型見(jiàn)圖5，其中換向信號(hào)來(lái)自真實(shí)擺動(dòng)系統(tǒng)的液控信號(hào)。

圖4 擺閥結(jié)構(gòu)圖

表1 擺閥結(jié)構(gòu)參數(shù)

圖5 擺閥仿真模型

2) 擺缸建模

圖6是擺缸的結(jié)構(gòu)，端部設(shè)置了緩沖結(jié)構(gòu)，其由圓錐部分和圓柱部分組成。當(dāng)油缸運(yùn)動(dòng)到終點(diǎn)時(shí)，緩沖結(jié)構(gòu)進(jìn)入緩沖腔，通過(guò)節(jié)流實(shí)現(xiàn)緩沖，以減少?zèng)_擊振動(dòng)；另外，為了加快擺缸的啟動(dòng)，設(shè)置了的快速通道。根據(jù)擺缸的結(jié)構(gòu)，搭建擺缸的仿真模型，如圖7所示。

圖6 擺缸結(jié)構(gòu)

圖7 擺缸的仿真模型

3.2 擺動(dòng)系統(tǒng)仿真模型

根據(jù)擺動(dòng)系統(tǒng)的液壓原理和實(shí)際結(jié)構(gòu)，基于AMESim平臺(tái)建立了擺動(dòng)系統(tǒng)的仿真模型，如圖8所示。擺動(dòng)負(fù)載采用帶有Stribeck效應(yīng)的LuGre摩擦模型，包括靜摩擦力、慣性力、庫(kù)侖力、黏性摩擦力，系統(tǒng)仿真參數(shù)如表2所示。擺閥的初始工作位為左位，左擺缸初始狀態(tài)為完全伸出狀態(tài)，右擺缸的初始狀態(tài)為完全縮回狀態(tài)。

表2 擺動(dòng)系統(tǒng)各元件參數(shù)

圖8 擺動(dòng)系統(tǒng)仿真模型

4 擺動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)特性

利用圖8的仿真模型，對(duì)擺動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行仿真，獲得了擺動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性，如圖9所示。

圖9 擺動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性

(1) 在擺缸換向時(shí)，恒壓泵出口壓力降低，蓄能器快速向外放油，為擺缸提供主要流量，其流量最大達(dá)到710 L/min，使擺缸快速換向；

(2) 換向結(jié)束后，恒壓泵出口壓力隨之開(kāi)始升高，繼續(xù)向蓄能器中充油，充油流量為-55 L/min，待恒壓泵出口壓力達(dá)到并保持19 MPa時(shí)，蓄能器結(jié)束充油，恒壓泵處于高壓待命狀態(tài)，出口流量減小至4.7 L/min，以滿(mǎn)足泵的內(nèi)泄；

(3) 在擺缸開(kāi)始換向時(shí)，兩擺缸的大腔壓力迅速切換，其中進(jìn)油腔的壓力瞬間升高至19 MPa左右，回油腔的壓力接近0 MPa；在擺動(dòng)初始階段，進(jìn)油腔壓力逐漸降低，當(dāng)擺缸運(yùn)動(dòng)到緩沖段時(shí)，進(jìn)油腔壓力又開(kāi)始升高。

如圖10所示，擺缸的運(yùn)動(dòng)過(guò)程分為5個(gè)階段，具體如下：

圖10 擺缸運(yùn)動(dòng)過(guò)程

第1階段：快速啟動(dòng)，左擺缸伸出至圓柱段即將離開(kāi)緩沖孔(右擺缸端面距緩沖腔的距離L為179～164 mm)，高壓油液通過(guò)Φ6通道進(jìn)入左擺缸無(wú)桿腔，作用在環(huán)形活塞面上，使擺缸快速啟動(dòng)；

第2階段：加速啟動(dòng)，圓柱段離開(kāi)緩沖孔至左擺缸緩沖結(jié)構(gòu)完全伸出(L為164～149 mm)，高壓油液主要通過(guò)Φ25的流道進(jìn)入左擺缸無(wú)桿腔，通流面積逐漸增大，擺缸進(jìn)一步加速擺動(dòng)；

第3階段：快速擺動(dòng)，左擺缸緩沖結(jié)構(gòu)完全伸出至右擺缸緩沖錐面接觸緩沖孔(L為149～30 mm)，在此階段擺缸速度先增后減，運(yùn)行時(shí)間最長(zhǎng)；

第4階段：緩沖減速，右擺缸緩沖錐面接觸緩沖孔至完全進(jìn)入緩沖孔(L為30～15 mm)，在此階段通流面積迅速減小，擺缸速度急劇下降，緩沖腔內(nèi)產(chǎn)生壓力沖擊；

第5階段：低速滑行，右擺缸緩沖圓柱段完全進(jìn)入緩沖孔(L為15～0 mm)，利用圓柱與緩沖孔的徑向間隙進(jìn)行節(jié)流緩沖，擺缸低速滑行直至撞缸停止，期間擺缸運(yùn)行速度平穩(wěn)，且運(yùn)動(dòng)時(shí)間較長(zhǎng)，約整個(gè)擺動(dòng)運(yùn)行時(shí)間的40%。

5 關(guān)鍵參數(shù)對(duì)擺動(dòng)性能的影響

5.1 蓄能器體積對(duì)擺動(dòng)性能的影響

保持其他參數(shù)不變，將蓄能器的體積設(shè)置為7， 10，13， 20 L，獲得了不同蓄能器體積下擺缸的動(dòng)態(tài)特性，如圖11和表3所示。

圖11 不同蓄能器體積下擺動(dòng)特性曲線(xiàn)

表3 蓄能器體積對(duì)擺動(dòng)系統(tǒng)的影響

可見(jiàn)，增加蓄能器體積后，蓄能器的最低壓力和最大流量均有所增加，可加快擺缸換向。例如，當(dāng)蓄能器體積從10 L增加至13 L時(shí)，擺缸換向時(shí)間縮短10 ms，同時(shí)緩沖腔壓力沖擊并無(wú)大幅度增加；當(dāng)蓄能器體積從13 L增加至20 L時(shí)，換向時(shí)間縮短5 ms，但緩沖腔壓力沖擊增大3.8 MPa。因此，考慮到安裝體積、生產(chǎn)成本和緩沖腔密封件可靠性，選擇13 L的蓄能器較為合適。

5.2 緩沖圓錐角對(duì)擺動(dòng)性能的影響

保持其他參數(shù)不變，將緩沖錐角分別設(shè)置為20°，30°和40°，獲得圖12所示的仿真結(jié)果。不同錐角下油缸位移的變化趨勢(shì)和數(shù)值基本一致，可見(jiàn)緩沖錐角對(duì)擺缸動(dòng)態(tài)特性影響較小，但錐角越小，緩沖腔壓力沖擊出現(xiàn)越早，沖擊越小，但過(guò)小的緩沖錐角會(huì)使圓錐變節(jié)流緩沖失去緩沖效果。綜合考慮，選擇20°的錐角。

圖12 不同緩沖錐角下擺動(dòng)特性曲線(xiàn)

5.3 緩沖圓柱長(zhǎng)度對(duì)擺動(dòng)性能的影響

在保持緩沖總長(zhǎng)30 mm不變的情況下，分別設(shè)置緩沖圓柱段長(zhǎng)度為5， 10， 15， 20 mm。獲得了不同緩沖圓柱長(zhǎng)度下擺缸的動(dòng)態(tài)特性，如圖13和表4所示。圓柱長(zhǎng)度顯著影響擺缸換向時(shí)間，當(dāng)圓柱段越短，活塞滑行的距離越短，擺缸換向時(shí)間越短，但撞缸速度略有增加。當(dāng)圓柱段開(kāi)始進(jìn)入緩沖腔時(shí)，活塞速度基本一致，故緩沖腔的壓力沖擊基本一致，這與式(14)相符。優(yōu)化圓柱段參數(shù)主要指標(biāo)是換向時(shí)間和撞缸速度，因此選擇緩沖圓柱段長(zhǎng)度為10 mm。

圖13 不同緩沖圓柱段長(zhǎng)度下擺動(dòng)特性曲線(xiàn)

表4 不同緩沖圓柱長(zhǎng)度對(duì)擺動(dòng)性能的影響

5.4 擺動(dòng)系統(tǒng)優(yōu)化

1) 仿真分析

根據(jù)關(guān)鍵參數(shù)對(duì)擺動(dòng)性能的影響，優(yōu)化擺動(dòng)系統(tǒng)的參數(shù)，如表5所示。圖14為優(yōu)化前后擺缸位移、換向速度和緩沖腔壓力的特性曲線(xiàn)和參數(shù)?？梢?jiàn)，優(yōu)化后的擺動(dòng)系統(tǒng)換向時(shí)間由190 ms縮短為160 ms，且緩沖腔壓力沖擊無(wú)明顯增加，滿(mǎn)足了擺動(dòng)系統(tǒng)換向快且沖擊小的性能要求。

圖14 優(yōu)化前后擺動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性曲線(xiàn)

表5 擺動(dòng)系統(tǒng)優(yōu)化參數(shù)

2) 試驗(yàn)驗(yàn)證

目前，62 m泵車(chē)的擺缸換向時(shí)間普遍為220 ms。根據(jù)上述優(yōu)化方案，對(duì)擺動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行了改進(jìn)，圖15為優(yōu)化后的各處實(shí)測(cè)壓力曲線(xiàn)。通過(guò)擺閥A口和B口的壓力變化，可以測(cè)得的擺缸換向時(shí)間為167 ms，這說(shuō)明所提出的優(yōu)化方案是切實(shí)可行的。

圖15 優(yōu)化后擺動(dòng)系統(tǒng)實(shí)測(cè)驗(yàn)證

6 結(jié)論

(1) 闡明了混凝土泵擺動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)和工作原理，建立了擺缸緩沖數(shù)學(xué)模型，基于AMESim建立了擺動(dòng)系統(tǒng)的仿真模型，揭示了擺動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)行特性，為混凝土泵擺動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)優(yōu)化提供了仿真平臺(tái)和理論依據(jù)；

(2) 在單一因素下，分析了蓄能器體積、緩沖錐角和圓柱段長(zhǎng)度對(duì)擺動(dòng)性能的影響，仿真結(jié)果表明，緩沖圓柱段長(zhǎng)度顯著影響擺缸換向時(shí)間，緩沖錐角顯著影響緩沖腔壓力沖擊，蓄能器體積對(duì)擺動(dòng)性能影響不大；

(3) 提出一種擺動(dòng)系統(tǒng)綜合優(yōu)化方案，優(yōu)化后的擺動(dòng)時(shí)間明顯縮短，且封閉腔的壓力沖擊未明顯增加，滿(mǎn)足了快速小沖擊的要求，并通過(guò)實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了該方案是切實(shí)可行的。