陳玲，石峰，楊家印

(1.江蘇聯(lián)合職業(yè)技術學院徐州經(jīng)貿(mào)分院機電工程系,江蘇徐州 221004;2.徐州徐工施維英機械有限公司，江蘇徐州 221000)

0 前言

混凝土泵送機械是建筑施工中必不可少的設備，而擺動系統(tǒng)是泵送機械的核心單元。擺動系統(tǒng)的動態(tài)特性直接影響泵送機械的可靠性、穩(wěn)定性。

侯占勇[1]分析了泵送系統(tǒng)閥塊流道的壓力損失類型以及壓力損失產(chǎn)生的原因，提出了降低壓力損失的方法，通過實驗驗證所提策略的有效性。盧志學等[2]對泵送油缸聯(lián)通閥組內(nèi)部流道進行優(yōu)化分析，并進行壓損實驗對比，對閥組設計和流道優(yōu)化提供了一定的參考。沈千里等[3]結合設計的實驗臺控制系統(tǒng)中管路壓力損失，通過仿真詳細闡述了管路壓損在管路設計中的重要性。魏昕等人[4]針對混凝土泵車主閥塊的壓力損失進行仿真與實驗研究，得到鑄造閥塊壓損比機加閥塊壓損小的結論。趙鵬等人[5]、董敏等人[6]對液壓閥塊設計要點進行闡述，指出合理的閥塊結構可有效降低液阻、提高工作效率、降低能耗。陳偉[7]建立了擺動系統(tǒng)數(shù)學模型，并進行了MATLAB/Simulink仿真分析。靖保平[8]基于AMESim仿真平臺建立了擺動系統(tǒng)的仿真模型，并研究了不同蓄能器預充壓力對擺動系統(tǒng)動態(tài)特性的影響。宋樹軍[9]、荊寶德[10]對泵送系統(tǒng)油液清潔度、液壓沖擊問題進行了研究，并提出了部分解決方案。陳建華和陽勇[11]總結了擺動系統(tǒng)排查要點，提出蓄能器損壞、主閥組密封是引起恒壓系統(tǒng)壓力下降的主要原因。

本文作者針對擺動系統(tǒng)擺不動、擺動慢等問題進行研究。建立了擺動系統(tǒng)壓損數(shù)學模型，并基于AMESim平臺建立了擺動系統(tǒng)壓損仿真模型，研究了擺動系統(tǒng)壓損分布規(guī)律，對擺動系統(tǒng)閥塊結構、蓄能器進行了優(yōu)化，減少擺動壓損，進一步提高擺動系統(tǒng)的動態(tài)特性。

1 擺動系統(tǒng)工作原理

圖1所示為混凝土泵車擺動系統(tǒng)的液壓原理。系統(tǒng)由恒壓泵、單向閥、蓄能器、電磁換向閥、阻尼孔、安全閥、擺動控制閥(擺閥)、擺動油缸(擺缸)以及搖臂組成。在該系統(tǒng)中，蓄能器作為輔助動力源使用。信號閥產(chǎn)生換向信號后，擺閥切換工作位，蓄能器提供主要油源，驅動擺缸快速換向；當擺缸運動到位后，恒壓泵通過單向閥向蓄能器充油，當系統(tǒng)壓力達到19 MPa時，恒壓泵處于高壓待命狀態(tài)、泵排量減小，蓄能器結束充油，完成一個工作循環(huán)。

2 擺動系統(tǒng)數(shù)學模型

2.1 蓄能器數(shù)學模型

在擺動系統(tǒng)中蓄能器的用途是作為輔助動力源。在充油過程中，氣體壓縮緩慢，與外界熱交換充分，可認為是等溫變化過程。在放油過程中，氣體快速膨脹，熱交換不充分，這時可視為絕熱過程。蓄能器放油過程對擺動系統(tǒng)動態(tài)特性影響最為明顯，故文中只研究蓄能器放油過程。

系統(tǒng)中，蓄能器總容積計算方程為

(1)

式中：n是多變指數(shù)，絕熱過程n取1.4；V0為氣囊的充氣體積，即蓄能器容量；p0為氣囊的充氣壓力；p1為系統(tǒng)最高工作壓力，即蓄能器充油結束時的壓力；p2為系統(tǒng)最低工作壓力，即蓄能器向系統(tǒng)供油結束時的壓力；ΔV為蓄能器供給系統(tǒng)的油液體積，ΔV=V2-V1,V1為氣囊壓縮后相應于p1時的氣體體積，V2為氣體膨脹后相應于p2時的氣體體積。

2.2 系統(tǒng)壓損數(shù)學模型

受系統(tǒng)安裝空間的限制，擺動系統(tǒng)使用閥塊有效集成液壓管路。閥塊內(nèi)部流道由很多短孔、細孔按照原理圖的油路連通關系組成，因此存在多個局部液阻。擺閥閥塊作為連接恒壓泵、蓄能器與擺缸的中間載體，在恒壓泵、蓄能器出口壓力一定的情況下，如果閥塊壓力損失過大，則不能有效驅動擺動油缸，影響系統(tǒng)正常工作，因此必須對閥塊流道的流動特性和壓力損失機制進行深入分析。

擺動系統(tǒng)的壓力損失有沿程壓力損失和局部壓力損失。

(1)沿程壓力損失

油液在等直徑管中流動時，因油液與管壁的摩擦和油液內(nèi)部質點的相互擾動會導致油液存在沿程壓力損失。沿程壓力損失計算公式：

(2)

式中：λ為沿程阻力系數(shù)，對于圓管層流考慮到實際圓管截面變形以及靠近管壁處的液層被冷卻等因素，在實際計算時，對金屬管取λ=75/Re，橡膠管取λ=80/Re；在紊流時，阻力系數(shù)λ不僅與雷諾數(shù)有關，還與管壁的粗糙度有關；l為管路長度；d為管路直徑；ρ為液壓油密度；v為管內(nèi)液體平均流速。

(2)局部壓力損失

在擺動系統(tǒng)中，為了控制油液方向，流道會存在突擴、突縮、直角轉向等結構。油液流經(jīng)這些結構時，會破壞正常軌跡，出現(xiàn)流速大小或方向改變的情況，產(chǎn)生局部壓力損失。

局部壓力損失計算公式：

(3)

式中：ξ為局部阻力系數(shù)，與局部結構的雷諾數(shù)和局部結構形狀有關，一般通過實驗測出。

(3)系統(tǒng)總壓力損失

擺動系統(tǒng)總壓力損失為所有沿程壓力損失與所有局部壓力損失之和：

(4)

根據(jù)系統(tǒng)總壓力損失計算公式可以得出：①縮短管路長度，增加管路內(nèi)徑，增加管路內(nèi)表面加工精度可減少沿程壓力損失；②優(yōu)化閥塊流道結構，如增加流道內(nèi)徑、減少彎頭個數(shù)，可減少局部壓力損失。

3 系統(tǒng)建模

3.1 擺閥閥塊建模

表1是擺閥閥塊結構參數(shù)，圖2所示為擺閥閥塊三維結構，閥塊表面安裝有擺閥、電磁閥、接頭等元件，內(nèi)部縱橫交錯的流道實現(xiàn)外部液壓元件間的油路連通。根據(jù)分析，擺動系統(tǒng)動態(tài)特性主要受到蓄能器供油與主流道壓損影響，故在建模過程中詳細考慮閥塊主流道液阻，忽略先導控制流道,建立如圖3所示的擺閥閥塊仿真模型。

3.2 擺動系統(tǒng)建模

根據(jù)擺動系統(tǒng)的液壓原理和實際結構，基于AMESim平臺建立了擺動系統(tǒng)的仿真模型，如圖4所示。系統(tǒng)仿真參數(shù)如表2所示。

表2 擺動系統(tǒng)中各元件主要參數(shù)

4 系統(tǒng)仿真模型驗證與壓損分析

4.1 模型驗證

圖5所示分別為實測擺動系統(tǒng)壓力變化曲線與仿真擺動系統(tǒng)壓力變化曲線。對比可知：實測擺缸換向時間為198 ms，擺動壓損Δp為6.8 MPa；仿真值分別為200 ms與7.25 MPa。因測量誤差與仿真誤差的影響，兩者存在一定差值，但在誤差允許范圍內(nèi)。故在相同工況下，仿真模型能夠實現(xiàn)擺動系統(tǒng)的基本功能，真實地反映擺動系統(tǒng)的動態(tài)特性。

4.2 擺動壓損分析

為了揭示擺動系統(tǒng)壓損變化規(guī)律，標記圖6所示的測壓點，獲得如圖7所示虛線處各測點的壓力變化曲線圖，各測點間具體壓降如表3所示。根據(jù)各測點的壓降，獲得如下結論和優(yōu)化方案：

(1)蓄能器出口到阻尼孔進口的壓力損失主要由軟管接頭和閥塊內(nèi)的直角流道造成。管路上直通、三通以及閥塊內(nèi)直角流道造成的壓損為0.3～0.8 MPa。為減少此區(qū)域壓損，應增大軟管接頭和閥塊內(nèi)流道的直徑，并減少彎頭數(shù)量，采用直通或圓弧過渡流道。

(2)阻尼孔產(chǎn)生的壓損為2.5 MPa，占擺動壓損的34%，因此可通過增加阻尼孔直徑，達到降低壓損的目的。

(3)擺閥的液阻較小，只有0.3 MPa，因此沒必要優(yōu)化擺閥的直徑。

(4)回油液阻較大，約2.6 MPa。可以增大回油管路直徑或減少回油管路長度，降低壓力損失。

(5)減少壓損的同時，要考慮蓄能器參數(shù)與系統(tǒng)的匹配。

表3 各測點間壓損

5 擺動系統(tǒng)壓損優(yōu)化分析

5.1 擺閥閥塊優(yōu)化

(1)閥塊阻尼孔優(yōu)化

保持其他參數(shù)不變，分別將閥塊阻尼孔直徑設置為12、14、16 mm。圖8所示為采用不同通徑阻尼孔時擺動系統(tǒng)壓力變化曲線，表4所示為不同通徑阻尼孔對擺動系統(tǒng)的影響。將擺閥進口阻尼孔直徑從12 mm增大至14 mm后，閥塊阻尼孔壓損降低23.5%，蓄能器流量由602 L/min增至640 L/min，擺缸換向時間由200 ms縮短為185 ms；當阻尼孔由12 mm增加至16 mm時，14 mm的蓄能器軟管三通接頭與閥塊管接頭成為系統(tǒng)短板，限制了擺動系統(tǒng)動態(tài)特性，此時增大閥塊阻尼孔直徑，對擺缸的動態(tài)特性無影響。考慮到實際工程需求，選定新閥塊阻尼孔為14 mm。

表4 不同阻尼孔對擺動性能的影響

5.2 擺閥閥塊流道優(yōu)化

在閥塊阻尼孔優(yōu)化基礎上，根據(jù)實際安裝要求，提出一種新閥塊方案：優(yōu)化閥塊表面元件布置，減少主流道彎頭數(shù)量和長度。具體優(yōu)化數(shù)值與方法如表5與圖9所示。

表5 擺動流道優(yōu)化方案

圖10所示為閥塊優(yōu)化前后擺動系統(tǒng)壓力變化曲線，表6所示為閥塊優(yōu)化前后擺動系統(tǒng)動態(tài)特性具體數(shù)值，根據(jù)仿真結果分析可以得到：管路優(yōu)化后，蓄能器出口壓力降低，出口流量增加266 L/min，且擺動系統(tǒng)壓損降低31%，擺缸換向時間減少33 ms。

表6 擺動管路優(yōu)化前后擺動系統(tǒng)動態(tài)特性

5.3 蓄能器參數(shù)匹配

蓄能器出口流量決定擺缸換向速度，在擺閥閥塊優(yōu)化基礎上，對蓄能器進行參數(shù)匹配與優(yōu)化[12]。將蓄能器容積分別設置為8、10、13 L。表7所示為選用不同蓄能器容積時擺動系統(tǒng)動態(tài)特性數(shù)值，圖11所示為選用不同蓄能器容積時擺動系統(tǒng)壓力變化曲線。根據(jù)仿真結果分析得到：增大蓄能器容積，蓄能器出口流量無明顯變化，擺動壓損基本一致，擺缸換向時間無明顯差距。蓄能器容積由10 L增大為13 L，擺缸換向時間僅縮短4 ms。綜合考慮選用蓄能器容積為10 L。

表7 不同蓄能器容積擺動系統(tǒng)動態(tài)特性數(shù)值

6 實驗驗證

根據(jù)上述仿真分析結果，試制加工樣件，通過實驗驗證所提方案的有效性。表8所示為某時刻優(yōu)化前后擺動系統(tǒng)動態(tài)特性測試值，圖12所示為優(yōu)化后擺動系統(tǒng)壓力變化曲線。根據(jù)測試結果，優(yōu)化后擺動壓損與仿真優(yōu)化結果基本一致；相對于優(yōu)化前擺動壓損實測值降低2.3 MPa，擺動時間由198 ms縮短至166 ms。這說明所提優(yōu)化方案是有效的。

表8 優(yōu)化前后擺動系統(tǒng)動態(tài)特性測試數(shù)值

7 結論

(1)闡述泵送機械擺動系統(tǒng)的結構和工作原理，建立擺動系統(tǒng)壓損數(shù)學模型，基于AMESim建立擺動系統(tǒng)壓損仿真模型，闡明擺動系統(tǒng)的壓損分布規(guī)律，為混凝土泵擺動系統(tǒng)的設計優(yōu)化提供仿真平臺和理論依據(jù)。

(2)采用逐步遞進的優(yōu)化方法，分析系統(tǒng)短板，通過優(yōu)化擺閥閥塊阻尼孔、流道結構，降低擺動壓損，縮短擺動時間，提高液壓系統(tǒng)效率。

(3)對蓄能器參數(shù)進行優(yōu)化，使蓄能器容積與系統(tǒng)匹配，選定蓄能器容積為10 L。

(4)通過實測數(shù)據(jù)分析驗證優(yōu)化方案是切實可行的，有效解決了混凝土泵車擺動力不足、擺動慢等問題，提升了混凝土泵車擺動系統(tǒng)動態(tài)特性和工作效率。