王琛，丁海港，2，石峰，趙延斌，王福鑫，龐智珍

(1.中國礦業(yè)大學機電工程學院，江蘇徐州 221116；2.江蘇省礦山智能采掘裝備協(xié)同創(chuàng)新中心(省部共建)，江蘇徐州 221116；3.徐州徐工施維英機械有限公司，江蘇徐州 221000)

0 前言

臂架液壓系統(tǒng)是混凝土泵車的核心，其性能的好壞影響系統(tǒng)的布料能力。泵車臂架負載變化大，變幅機構建模困難。由于臂架長管路布置，臂架液壓管路存在較大的壓力損失，同時在臂架下落過程中由于平衡閥的作用存在系統(tǒng)壓力損失大、臂架抖動問題。建立泵車臂架虛擬樣機對認識臂架液壓系統(tǒng)壓力分布，降低系統(tǒng)壓力損失具有重大意義。

韓慧仙、曹顯利[1]對混凝土泵車臂架多路閥進行了建模與仿真，得出多路閥的流量由流量閥彈簧預緊力和主閥芯開口共同決定的結論。李濤、劉會勇、金明勇等[2-4]借助AMESim的機械庫與液壓庫建立了泵車液壓系統(tǒng)仿真模型，得出了基本的壓力、流量曲線。張海平[5]對平衡閥的應用與工作原理進行了詳細探究，對多種結構的平衡閥工作原理與特點進行了詳細介紹。王建森、王立增等[6-7]對LHDV型平衡閥的動態(tài)特性先導阻尼網(wǎng)絡等進行了分析，建立了平衡閥數(shù)學模型，詳細計算了閥口的通流面積，并探究了不同因素對系統(tǒng)穩(wěn)定性的影響。李小棱[8]對泵車臂架液壓平衡回路進行了詳細分析，分析系統(tǒng)的動態(tài)響應與壓力沖擊狀況。馬喆等人[9-10]建立了采摘機與液壓系統(tǒng)的聯(lián)合仿真模型，得到各執(zhí)行機構的壓力、流量、負載、位移等參數(shù)隨時間變化的曲線并進行了分析，驗證了AMESim與Simcenter 3D Montion軟件聯(lián)合仿真的可行性。姜濤等人[11]建立了泵車多體動力學模型，并進行了有限元分析，提出混凝土泵車集成化虛擬設計解決方案。竺箐、宋德朝[12]基于ADAMS軟件，建立運動學仿真模型，得到油缸行程曲線和油缸作用力—時間歷程圖，找出了油缸振動的原因。孫武和[13]對泵車臂架結構進行了系統(tǒng)建模，得到臂架結構線性靜力和大變形計算的變形與應力。REN等[14]對泵車臂架動態(tài)特性進行了詳細分析。王佳茜等[15]對泵車的動力控制系統(tǒng)進行研究，實現(xiàn)了整機功率與負載的精準匹配。通過對現(xiàn)有研究分析發(fā)現(xiàn)，當前對泵車臂架機液聯(lián)合仿真分析的研究較少，且分別研究臂架機械結構與泵車液壓系統(tǒng)，高精度機液聯(lián)合仿真模型較少，對臂架壓力分布規(guī)律不夠明確。

本文作者借助AMESim軟件與Simcenter 3D Montion仿真平臺建立了62 m泵車臂架虛擬樣機模型，并進行了實驗驗證。利用臂架虛擬樣機研究系統(tǒng)的動態(tài)特性，揭示系統(tǒng)的壓力分布，找出系統(tǒng)壓損過高的原因，提出多種降低系統(tǒng)壓力損失的方案，并以降低管路壓損為例，進行了實驗驗證。

1 臂架系統(tǒng)工作原理

泵車臂架液壓系統(tǒng)主要由負載敏感變量泵1、負載敏感多路閥2、平衡閥3、變幅油缸4組成。臂架液壓系統(tǒng)原理如圖1所示。

負載敏感變量泵1的油液經(jīng)負載敏感多路閥2進入平衡閥3.1，此時平衡閥3.1起單向?qū)ㄗ饔?，單向閥打開進入變幅缸4的無桿腔。變幅油缸的有桿腔油液流入平衡閥3.2，此時平衡閥3.2起液控節(jié)流功能，來自平衡閥3.1的控制油液與變幅油缸4的負載壓力共同控制平衡閥的開口，最終經(jīng)負載敏感多路閥流回油箱。

2 虛擬樣機建模

2.1 虛擬樣機建模技術路線

圖2是虛擬樣機建模技術路線。在液壓系統(tǒng)建模部分，對臂架液壓系統(tǒng)建模，并進行驗證；在泵車多體動力學部分，借助現(xiàn)有泵車三維模型，建立泵車多體動力學模型，并與實測數(shù)據(jù)進行對比驗證。在完成臂架液壓系統(tǒng)、泵車多體動力學模型修正的基礎上，由液壓系統(tǒng)驅(qū)動臂架三維動力學模型進行聯(lián)合驅(qū)動，建立機電液聯(lián)合仿真虛擬樣機，實現(xiàn)臂架機構復合動作的動態(tài)特性輸出。

圖2 臂架虛擬樣機建模技術路線

2.2 液壓系統(tǒng)建模

借助AMESim軟件的液壓庫、1D機械庫，建立液壓系統(tǒng)仿真模型。HB62V型泵車第五節(jié)臂的進回油管路總長度約94 m，其中鋼管總長度為67 m，軟管總長度為27 m，故需對臂架長管路進行精準建模。根據(jù)泵車管路布置，詳細測量管路長度、直徑。根據(jù)測量結果，借助“Hydraulic Modular Piping”元件，對單根鋼管進行建模，分別設定鋼管各部分的長度、直徑、曲率、彎曲角度等參數(shù)。圖3是HB62V泵車第五節(jié)臂液壓管路模型。

圖3 HB62V第五節(jié)臂管路模型

利用AMESim軟件的“超級元件”功能，將長管路模型進行封裝。按照系統(tǒng)工作原理，將負載敏感變量泵、負載敏感多路閥、臂架長管路、平衡閥、變幅油缸等元件進行連接，組建臂架液壓系統(tǒng)的仿真模型。圖4是HB62V液壓系統(tǒng)第五節(jié)臂仿真模型。表1是HB62V泵車第五節(jié)臂仿真模型主要參數(shù)。

表1 HB62V泵車第五節(jié)臂仿真模型主要參數(shù)

圖4 HB62V第五節(jié)臂液壓系統(tǒng)仿真模型

2.3 運動學仿真模型

Simcenter 3D Montion是西門子公司基于NX軟件平臺所創(chuàng)建的新一代CAE解決方案，為3D CAE將幾何體編輯、關聯(lián)仿真建模以及融入行業(yè)專業(yè)知識的多學科解決方案相結合，提高軟件的兼容性，加快仿真流程。Simcenter 3D Montion集成了快速準確的計算器，可作為獨立模擬環(huán)境使用。AMESim與Simcenter 3D Montion同為西門子公司推出的軟件，兩者之間具有穩(wěn)定、兼容的聯(lián)合仿真接口，仿真結果更加真實可信。文中液壓系統(tǒng)較為復雜，且以液壓系統(tǒng)為主要方面進行研究，選取AMESim為主要仿真平臺。

首先將Pro/E軟件中的三維模型以STEP文件格式導出，導入至NX軟件中進行初步處理；三維模型初步處理完成后，打開Simcenter 3D Montion模塊創(chuàng)建運動學仿真環(huán)境；運動學仿真模型完成后，建立聯(lián)合仿真接口，替換原有的1D機械庫模擬負載，建立泵車臂架虛擬樣機模型。圖5是臂架運動學仿真模型。

圖5 臂架運動學仿真模型

2.4 仿真模型驗證

圖6是HB62V泵車五臂倒鉤展開工況系統(tǒng)壓力對比。液壓系統(tǒng)的仿真曲線與實測曲線的變化規(guī)律相同、趨勢一致、數(shù)值相近，模型真實度高達92%，說明仿真模型能夠真實地模擬實際系統(tǒng)，具有可信性。

圖6 五臂倒鉤展開工況系統(tǒng)壓力對比

3 泵車臂架液壓系統(tǒng)壓力分布規(guī)律

圖7是五臂倒鉤快速收回工況系統(tǒng)壓力分布。圖7所示的測壓點壓力測試值如表2所示?？芍罕奂苁栈毓r下系統(tǒng)工作壓力接近臂架泵切斷壓力。系統(tǒng)壓力損失主要集中在進、回油長管路和大腔側平衡閥。其中大腔側管路壓力損失占比最大，約為4.1 MPa，小腔側管路壓力損失為3.29 MPa，大腔側平衡閥壓力損失為2.87 MPa。

表2 五臂倒鉤收回工況系統(tǒng)壓力分布

圖7 五臂倒鉤收回工況系統(tǒng)壓力分布曲線

4 臂架長管路壓力損失仿真分析與優(yōu)化

由臂架液壓系統(tǒng)壓力分布曲線可知，系統(tǒng)的壓力損失主要集中在回油側平衡閥、臂架液壓長管路。為降低管路壓力損失，降低系統(tǒng)壓力，提升臂架液壓系統(tǒng)的利用率，提出如下3種方案降低系統(tǒng)的壓力損失：(1)增大管路通徑；(2)選用卸荷型平衡閥；(3)選用運動黏度更好的油液。以管路通徑優(yōu)化為例，進行系統(tǒng)壓力損失優(yōu)化。

當前HB62V五臂液壓系統(tǒng)采用通徑為8 mm的液壓管路。圖8是五臂管路現(xiàn)場實測接線圖。圖9是五臂油缸收回工況8 mm管路壓力損失測試曲線。測試工況的油液溫度為47～50 ℃，液壓缸有桿腔進油流量為12 L/min。

圖8 實測管路接線圖

圖9 五臂油缸收回工況通徑8 mm管路壓力損失

由測試結果可知，臂架小腔液壓管路存在2.86～4.76 MPa的壓力損失，大腔側管路存在1.6～3.03 MPa的壓力損失。管路的總壓力損失約為4.0～7.5 MPa，能量損失較大，因此需對長管路進行壓力優(yōu)化。

針對長管路壓力損失問題提出3種管路擴徑方案：(1)方案一：大腔側管路增大至10 mm(圖例為P口至A口通徑d1=10 mm)；(2)方案二：小腔側管路增大至10 mm(圖例為P口至B口通徑d2=10 mm)；(3)方案三：大、小腔管路同時增大至10 mm(圖例為10 mm)。

圖10是3種管路通徑優(yōu)化方案的管路壓力損失優(yōu)化對比。表3是收回工況進、回油管路壓損優(yōu)化結果。由仿真結果可得，同時增大大腔側管路與小腔側管路通徑，對管路壓力損失優(yōu)化的效果最明顯，可降低壓損55%。

表3 收回工況進、回油管路壓損優(yōu)化

圖10 管路通徑優(yōu)化壓力損失對比

5 管路壓力優(yōu)化方案測試驗證

圖11是10 mm管路壓力損失測試曲線。表4是收回工況管路優(yōu)化前、后系統(tǒng)壓力損失變化。大、小腔側管路通徑同時增大后，在快速收回工況下，小腔側管路壓力損失降低50%，大腔側管路壓力損失降低60%，系統(tǒng)能耗有效降低，故通過優(yōu)化管路通徑可有效降低系統(tǒng)壓力。

表4 收回工況管路優(yōu)化前后系統(tǒng)壓力損失

圖11 10 mm管路壓力損失測試曲線

6 結論

本文作者基于AMESim與Simcenter 3D Montion軟件建立了臂架液壓系統(tǒng)虛擬樣機模型，并進行了模型驗真，揭示了系統(tǒng)的壓力分布，找出了系統(tǒng)壓損過高的原因，提出了降低管路壓力損失的方案。

研究結果表明：

(1)虛擬樣機模型精度在90%以上，可真實反映臂架液壓系統(tǒng)的動態(tài)特性。

(2)臂架液壓系統(tǒng)的主要壓力損失集中在平衡閥與長液壓管路。

(3)五臂倒鉤收回工況下，將臂架長管路通徑由8 mm增大至10 mm，可使小腔側管路壓力損失降低50%，大腔側管路壓力損失降低60%，可有效降低系統(tǒng)壓力。