郭琦，賀利樂(lè)，郭崗，劉祥

(1.西安建筑科技大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，陜西西安 710055；2.中聯(lián)重科股份有限公司，湖南長(zhǎng)沙 410205；3.國(guó)家混凝土機(jī)械工程技術(shù)研究中心，湖南長(zhǎng)沙 410205)

0 前言

混凝土泵車是混凝土運(yùn)輸與澆筑的關(guān)鍵機(jī)械設(shè)備，具有泵送能力強(qiáng)、工作范圍廣、移動(dòng)方便、效率高且安全性高等特點(diǎn)，已被廣泛應(yīng)用到現(xiàn)代化城市基礎(chǔ)設(shè)施建設(shè)中?；炷帘密嚬ぷ鲿r(shí)，通過(guò)泵送液壓系統(tǒng)中泵送油缸活塞的往復(fù)運(yùn)動(dòng)，帶動(dòng)砼缸活塞同步運(yùn)動(dòng)，實(shí)現(xiàn)混凝土的吸料、送料作業(yè)。同時(shí)，分配系統(tǒng)配合泵送系統(tǒng)工作，分別使S管閥與左、右砼缸出口接通，使混凝土通過(guò)輸送管泵送到施工澆注點(diǎn)[1]。在實(shí)際中，混凝土泵送設(shè)備的研發(fā)生產(chǎn)都是通過(guò)大量試驗(yàn)測(cè)試來(lái)完成的。部分?jǐn)?shù)據(jù)因試驗(yàn)條件和成本的限制而難以獲取。為節(jié)約混凝土設(shè)備的試驗(yàn)成本，縮短產(chǎn)品的開(kāi)發(fā)周期，建立準(zhǔn)確的仿真模型十分重要[2]。

目前，針對(duì)混凝土泵車液壓系統(tǒng)研究主要做了以下工作。李華、高榮芝[3]通過(guò)混凝土泵車液壓系統(tǒng)補(bǔ)泄油機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)，有效提高了泵送油缸的行程和行程到位精度。趙佩珩[4]通過(guò)在HyPneu仿真軟件中搭建混凝土泵車仿真模型，研究了開(kāi)式液壓系統(tǒng)中不同規(guī)格的緩沖阻尼孔對(duì)泵送行程的影響，為混凝土設(shè)備的泵送效率優(yōu)化奠定了基礎(chǔ)。蘇艷玲等[5]通過(guò)理論分析與和試驗(yàn)測(cè)試研究了泵送系統(tǒng)壓力沖擊的產(chǎn)生原因，并提出幾種降低泵送液壓系統(tǒng)壓力沖擊的措施。

近年來(lái)混凝土泵車液壓系統(tǒng)往高壓大排量、節(jié)能等趨勢(shì)發(fā)展，閉式液壓系統(tǒng)泵車在泵送混凝土現(xiàn)場(chǎng)也得到了廣泛應(yīng)用[6]。本文作者以國(guó)內(nèi)某公司研發(fā)的閉式系統(tǒng)泵車泵送液壓系統(tǒng)為研究對(duì)象，利用關(guān)鍵元件的三維模型參數(shù)，建立了泵送液壓系統(tǒng)AMESim仿真模型，對(duì)泵送系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性開(kāi)展分析。

1 泵送液壓系統(tǒng)工作原理

混凝土泵車泵送液壓系統(tǒng)原理如圖1所示，主要由兩個(gè)雙向變量泵、沖洗閥、沖洗溢流閥、左主油缸、右主油缸以及緩沖結(jié)構(gòu)組成的閉式回路組成。其中前、后主泵為泵送系統(tǒng)的動(dòng)力源；沖洗閥將系統(tǒng)中熱油經(jīng)低壓側(cè)進(jìn)入油箱進(jìn)行冷卻、過(guò)濾；沖洗溢流閥控制沖洗閥的溢流壓力；左、右主油缸為泵送系統(tǒng)的執(zhí)行元件，工作時(shí)通過(guò)高壓油推動(dòng)主油缸活塞做往復(fù)運(yùn)動(dòng)，不斷將液壓能轉(zhuǎn)化成混凝土的輸送壓力，完成吸、壓混凝土的動(dòng)作；前、后緩沖結(jié)構(gòu)由單向閥和阻尼孔組成，防止主油缸發(fā)生撞缸[7]。

圖1 泵送液壓系統(tǒng)原理

2 泵送液壓系統(tǒng)仿真模型搭建

2.1 雙向變量泵仿真模型

混凝土泵車泵送液壓系統(tǒng)動(dòng)力源采用兩個(gè)力士樂(lè)A4VG電比例雙向變量泵向系統(tǒng)供油，其單泵流量計(jì)算可通過(guò)公式(1)計(jì)算

(1)

式中：Qv為油泵出口流量；Vg為油泵每轉(zhuǎn)幾何排量；n為油泵轉(zhuǎn)速；ηv為容積效率。

通過(guò)改變比例電磁閥兩端的控制電流，使主泵的變量活塞得到控制壓力，從而控制主泵輸出排量。仿真建模前通過(guò)試驗(yàn)測(cè)得不同轉(zhuǎn)速的機(jī)械與流量損失，通過(guò)AMESim液壓庫(kù)、信號(hào)庫(kù)、機(jī)械庫(kù)，搭建主泵的超元件模型，主泵兩種電控方式的電控變排量特性曲線如圖2所示。研究表明：隨著控制電流增大，主泵排量也隨著增加。當(dāng)電流為600 mA或1 200 mA時(shí)，主泵最大排量工作，仿真結(jié)果與力士樂(lè)樣本曲線吻合。

圖2 電控變排量特性曲線

2.2 泵送油缸仿真模型

為分析泵送主油缸的動(dòng)態(tài)特性，必須提高仿真模型的建模精度。結(jié)合泵送油缸的內(nèi)部結(jié)構(gòu)細(xì)節(jié)和緩沖結(jié)構(gòu)原理，對(duì)泵送主油缸三維模型結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行測(cè)量，采用AMESim仿真軟件中的HCD庫(kù)對(duì)泵送主油缸進(jìn)行建模[8]。泵送主油缸的仿真模型如圖3所示，其中考慮了主油缸內(nèi)部泄漏、初始位移、摩擦、緩沖油口觸發(fā)位置、內(nèi)部體積、阻尼等。

圖3 泵送油缸仿真模型

2.3 泵送系統(tǒng)換向邏輯仿真模型

混凝土泵車通常在電氣系統(tǒng)中設(shè)置控制邏輯，其電控參數(shù)對(duì)液壓系統(tǒng)動(dòng)態(tài)性能有一定影響[9]。結(jié)合AMESim軟件中狀態(tài)機(jī)模型和信號(hào)庫(kù)元件對(duì)泵送油缸的換向邏輯進(jìn)行建模，泵送系統(tǒng)的換向邏輯模型如圖4所示。左、右主油缸實(shí)時(shí)位移達(dá)到軟件設(shè)置的換向位置點(diǎn)，電控主泵進(jìn)行換向。為了使仿真模型更接近實(shí)際，建模時(shí)還考慮了泵送液壓系統(tǒng)的控制延時(shí)。

圖4 換向邏輯仿真模型

2.4 電控恒功率模型

電控恒功率是當(dāng)泵送機(jī)械負(fù)載超過(guò)某一設(shè)定固定值時(shí)，輸出的負(fù)載功率恒定。由于A4VG主泵沒(méi)有安裝硬件恒功率閥，需采用軟件控制的方式來(lái)實(shí)現(xiàn)恒功率控制。其工作原理為控制系統(tǒng)根據(jù)泵送壓力的實(shí)時(shí)變化調(diào)整主泵排量輸出，以保證主泵的需求功率恒定[10-11]。

主泵的實(shí)際需求功率計(jì)算如公式(2)所示，主泵的輸出功率計(jì)算如公式(3)所示：

P1=V1×n×pr

(2)

P2=Vmax×n×p0

(3)

式中：P1為主泵實(shí)際需求功率；P2為主泵的輸出功率；pr為主泵的實(shí)際壓力；p0為電控恒功率起調(diào)壓力；V1為主泵的可用排量；Vmax為主泵的最大排量。

泵送過(guò)程中，當(dāng)泵送壓力超過(guò)起調(diào)壓力時(shí)，系統(tǒng)進(jìn)入電控恒功率區(qū)，若不考慮功率損失的情況，主泵實(shí)際需求功率等于主泵的實(shí)際輸出功率，聯(lián)立以上兩式可得主泵的可用排量V1如公式(4)所示。最大排量為100%時(shí)，當(dāng)起調(diào)壓力減少時(shí)，相同的實(shí)際壓力值對(duì)應(yīng)的可用排量將減少，控制器輸出排量電流減少[12]。

V1=Vmax×p0/pr

(4)

通過(guò)AMESim信號(hào)庫(kù)元件搭建的電控恒功率模型如圖5所示。不同工作擋位下的恒功率曲線如圖6所示。仿真結(jié)果表明：隨著泵車工作擋位增大，其對(duì)應(yīng)的排量電流增加，當(dāng)泵送壓力大于起調(diào)壓力時(shí)，控制主泵的排量電流值降低，主泵輸出流量也隨之減少，從而保證輸出功率恒定。同時(shí)，工作擋位越高，其恒功率調(diào)整范圍越大。

圖5 電控恒功率仿真模型

圖6 電控恒功率曲線

2.5 負(fù)載控制仿真模型

由于混凝土的邊界條件比較復(fù)雜，采用泵送水負(fù)載進(jìn)行等效代替[13]。使用信號(hào)庫(kù)元件控制可變阻尼孔模擬水閥開(kāi)度，泵送系統(tǒng)的負(fù)載控制模型如圖7所示。當(dāng)右主油缸吸料時(shí)，電磁閥2斷電，右砼缸向左運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生負(fù)壓，單向閥3打開(kāi)，將水吸入；左主油缸送料時(shí)，電磁閥1得電，左砼缸向右運(yùn)動(dòng)壓力增加，單向閥2打開(kāi)接通水閥負(fù)載，模擬推料作業(yè)。其中電磁閥控制信號(hào)由換向邏輯模型給定。

圖7 負(fù)載控制仿真模型

2.6 泵送液壓系統(tǒng)整體模型

泵送液壓系統(tǒng)仿真模型對(duì)以下部分進(jìn)行了簡(jiǎn)化處理：(1)仿真模型為恒溫系統(tǒng)；(2)主泵、分配系統(tǒng)換向閥組的換向邏輯，通過(guò)狀態(tài)邏輯控制模型模擬實(shí)際換向信號(hào)[14-15]；(3)忽略發(fā)動(dòng)機(jī)響應(yīng)過(guò)程的影響，采用恒定轉(zhuǎn)速代替；(4)采用水閥負(fù)載模擬混凝土負(fù)載。泵送系統(tǒng)仿真模型關(guān)鍵參數(shù)如表1所示，泵送液壓系統(tǒng)整體仿真模型如圖8所示。

表1 泵送液壓系統(tǒng)仿真模型參數(shù)設(shè)置

圖8 泵送液壓系統(tǒng)仿真模型

3 仿真模型驗(yàn)證

通過(guò)試驗(yàn)泵車進(jìn)行10擋空泵試驗(yàn)對(duì)仿真模型進(jìn)行驗(yàn)證。主要試驗(yàn)設(shè)備如圖9所示，將壓力傳感器和位移采集設(shè)備安裝在測(cè)點(diǎn)位置，在Devesoft軟件中搭建數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)。為獲取精度高的試驗(yàn)數(shù)據(jù)需在試驗(yàn)泵車運(yùn)行前對(duì)傳感器量程進(jìn)行標(biāo)定和清零。設(shè)置采樣頻率500 Hz，等系統(tǒng)穩(wěn)定運(yùn)行幾個(gè)周期后，分別采集主泵出口壓力、補(bǔ)油泵出口壓力、泵送油缸活塞位移的試驗(yàn)數(shù)據(jù)，并與仿真數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比。

圖9 試驗(yàn)設(shè)備

前主泵出口壓力對(duì)比曲線如圖10所示?？芍嚎毡霉r下，前主泵高壓側(cè)壓力約4.6 MPa。通過(guò)對(duì)比試驗(yàn)和仿真數(shù)據(jù)，主泵高、低壓側(cè)壓力對(duì)應(yīng)的最大誤差分別為5.1%和6.5%。

圖10 前主泵出口壓力對(duì)比

補(bǔ)油泵出口壓力對(duì)比曲線如圖11所示。可知：補(bǔ)油泵工作時(shí)不斷地向主泵低壓側(cè)補(bǔ)油，壓力比較穩(wěn)定，通過(guò)對(duì)比補(bǔ)油泵出口壓力仿真數(shù)據(jù)和試驗(yàn)數(shù)據(jù)的相對(duì)誤差為5.7%。

圖11 補(bǔ)油泵出口壓力對(duì)比

左、右主油缸位移對(duì)比曲線如圖12、13所示。兩主油缸不斷地做一伸一退的動(dòng)作。通過(guò)對(duì)比，左、右主油缸位移峰值的最大誤差為0.05%，位移谷值最大誤差為7.3%，主油缸換向周期時(shí)間相對(duì)于試驗(yàn)延遲約0.1 s。仿真模型能準(zhǔn)確模擬主油缸實(shí)際工況下位移周期性變化。

圖12 左主油缸活塞位移對(duì)比

圖13 右主油缸活塞位移對(duì)比

4 泵送系統(tǒng)加載分析

根據(jù)混凝土泵車實(shí)際工況，通過(guò)信號(hào)庫(kù)元件設(shè)置可變阻尼孔的大小為泵送液壓系統(tǒng)仿真模型加載。分析負(fù)載壓力4 MPa，工作擋位10擋時(shí)泵送液壓系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性。

加載后的主油缸壓力曲線如圖14所示，可知：0.5 s至3.78 s左主油缸開(kāi)始進(jìn)油，當(dāng)電磁閥接通水閥負(fù)載，左主油缸無(wú)桿腔壓力迅速上升隨后穩(wěn)定在約21.7 MPa。右主油缸往主油泵低壓側(cè)回油，由于主泵內(nèi)置補(bǔ)油泵往主泵低壓側(cè)補(bǔ)油，右主油缸無(wú)桿腔壓力約為補(bǔ)油泵設(shè)置壓力約3 MPa。3.8 s時(shí)兩主油缸開(kāi)始換向，高低壓側(cè)迅速切換。右主油缸無(wú)桿腔開(kāi)始進(jìn)油，左主油缸往低壓側(cè)回油，在4 s時(shí)產(chǎn)生換向后的壓力沖擊約23.5 MPa。

圖14 加載后主油缸壓力曲線

加載后的泵送主油缸位移變化曲線如圖15所示?？芍杭s3.9 s前，左主油缸活塞桿伸出，右主油缸活塞桿退回，當(dāng)油缸實(shí)時(shí)位移達(dá)到換向位置時(shí)，兩油缸開(kāi)始換向。主油缸位移峰值約2.23 m，谷值位移約0.26 m，在泵送作業(yè)時(shí)，主油缸的換向周期約3.86 s。隨著前后主泵的高低壓側(cè)切換，泵送油缸位移呈周期性變化，實(shí)現(xiàn)連續(xù)泵送動(dòng)作。

圖15 加載后主油缸位移曲線

加載后主油缸的速度曲線如圖16所示，以主油缸向左運(yùn)動(dòng)為正方向?？芍褐饔透走\(yùn)動(dòng)時(shí)，前后主泵同時(shí)向無(wú)桿腔供油，活塞桿伸出做勻速直線運(yùn)動(dòng)；當(dāng)運(yùn)行至3.8 s時(shí)，由于泵送油缸設(shè)置緩沖機(jī)構(gòu)的瞬時(shí)流量提供回油阻力，主油缸的速度曲線帶有一定斜度逐漸降低，最后速度下降到0 m/s。

圖16 加載后主油缸速度曲線

閉式泵送液壓系統(tǒng)工作時(shí)沖洗冷卻流量曲線如圖17所示?？芍呵?.8 s，前后主泵A口高壓，沖洗閥閥芯在液壓力的作用下向下運(yùn)動(dòng)，主泵B口低壓側(cè)部分熱油進(jìn)入油箱冷卻，冷卻流量約124.2 L/min；約3.8 s時(shí)前后主泵換向，沖洗閥閥芯切換會(huì)產(chǎn)生沖擊流量約187 L/min；在4 s時(shí)，主泵高低壓側(cè)切換，B口高壓，沖洗閥閥芯向上移動(dòng)，A口低壓側(cè)約117.1 L/min油液進(jìn)入油箱冷卻。隨著閉式回路高低側(cè)循環(huán)切換，主油路的油液能充分替換，提高系統(tǒng)的冷卻效果。

圖17 沖洗冷卻流量曲線

5 結(jié)論

(1)基于混凝土泵車閉式液壓系統(tǒng)的工作原理和關(guān)鍵元件的三維結(jié)構(gòu)，建立了系統(tǒng)仿真模型。通過(guò)空泵試驗(yàn)測(cè)點(diǎn)數(shù)據(jù)和仿真后處理結(jié)果對(duì)比，仿真數(shù)據(jù)基本與試驗(yàn)數(shù)據(jù)吻合，最大相對(duì)誤差在8%內(nèi)。仿真模型能正確模擬閉式液壓系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)曲線變化，為閉式泵送液壓系統(tǒng)動(dòng)態(tài)性能分析奠定了基礎(chǔ)，為產(chǎn)品開(kāi)發(fā)節(jié)省了試驗(yàn)成本。

(2)通過(guò)水閥負(fù)載模擬10擋負(fù)載壓力4 MPa工況下泵送液壓系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性曲線變化，分析了閉式系統(tǒng)產(chǎn)生壓力沖擊和流量沖擊的原因。仿真結(jié)果為閉式泵車液壓系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了參考。