賈建輝，蘇艷玲

（徐州徐工施維英機(jī)械有限公司，江蘇 徐州 221000）

混凝土輸送泵泵送作業(yè)的過程是：混凝土活塞在混凝土缸內(nèi)做往復(fù)運(yùn)動(dòng)，并在 S 閥的配合下完成混凝土的吸入和排出。而擺動(dòng)液壓系統(tǒng)的主要作用是驅(qū)動(dòng) S 閥的往復(fù)換向。由于擺動(dòng)換向閥換向頻繁且速度較快，在換向時(shí)擺動(dòng)系統(tǒng)管道中的液壓油因突然改變運(yùn)動(dòng)方向而導(dǎo)致動(dòng)能向壓力能的瞬時(shí)轉(zhuǎn)變，造成壓力超調(diào)，產(chǎn)生液壓沖擊。在工作過程中，液壓沖擊不僅產(chǎn)生噪音，還會(huì)造成系統(tǒng)中電磁閥、插裝閥等損壞。本文以徐工某經(jīng)典泵車為例，重點(diǎn)研究擺動(dòng)換向液壓沖擊，在擺動(dòng)液壓系統(tǒng)中增加節(jié)流閥，可以實(shí)現(xiàn)減小系統(tǒng)液壓沖擊及振動(dòng)的目的。

1 擺動(dòng)換向液壓系統(tǒng)的工作原理

徐工某經(jīng)典混凝土泵車擺動(dòng)液壓系統(tǒng)原理如圖 1 所示，恒壓泵將高壓油經(jīng)過單向閥，將壓力油一路壓入蓄能器，當(dāng)壓力到達(dá) 19MPa 時(shí)，恒壓泵斜盤擺角回復(fù)零位，停止供油，蓄能器進(jìn)入保壓狀態(tài)。另一股控制油經(jīng)液控?fù)Q向閥 7 和電磁閥 6 進(jìn)入擺動(dòng)換向閥 4 兩端的 XA口（或 XB 口），擺閥左位或右位接通，壓力油通過擺閥 4 進(jìn)入右擺動(dòng)油缸（或左擺動(dòng)油缸），隨著液控?fù)Q向閥兩端控制油 P1 和 P2 的交替為壓力油，兩擺動(dòng)油缸交替擺動(dòng)，從而帶動(dòng) S 閥的左右擺動(dòng)，配合兩泵送主油缸的周期伸縮，實(shí)現(xiàn)泵送混凝土泵送過程。

2 擺動(dòng)控制油沖擊對(duì)電磁閥的影響

如圖 1 所示，隨著液控?fù)Q向閥 7 兩端壓力油 P1 和P2 交替為壓力油，電磁閥 6 的 P、T 口交替承受恒壓泵壓力，雖然恒壓泵 19MPa 壓力在電磁閥 P、T 口的額定工作壓力范圍內(nèi)，但是由于控制油作用在液控?fù)Q向閥兩端 XA 和 XB 口時(shí)，會(huì)產(chǎn)生一定的液壓沖擊，則很容易會(huì)造成電磁閥的損壞。

圖1 擺動(dòng)換向液壓系統(tǒng)工作原理

如徐工某經(jīng)典泵車，在泵送幾個(gè)小時(shí)后，電磁閥處會(huì)出現(xiàn)不同程度的滲漏油現(xiàn)象。當(dāng)擰緊固定螺釘后滲漏油現(xiàn)象依然沒改善。擺閥兩端控制油壓力曲線如圖 2。

如圖 2 所示，在擺閥換向后瞬間，控制壓力油XA、XB 壓力沖擊瞬間達(dá)到將近 300bar，而狄普馬DS3-TB/11N-SD24K1 電磁閥 T 口能承受的最大壓力為210bar，由于系統(tǒng)擺閥每分鐘換向二十多次，換向較頻繁，每換一次向，則電磁閥 T 口就會(huì)承受一次超載荷沖擊，這大大減少了電磁閥壽命，以至于在使用很短的時(shí)間內(nèi)，造成電磁閥內(nèi)部的滲漏油現(xiàn)象。

圖2 擺閥兩端控制油壓力曲線

3 減小控制油壓力沖擊的措施

液控?fù)Q向閥換向時(shí)間是指從控制油作用到閥芯至閥芯換向終止的時(shí)間，縮短換向時(shí)間對(duì)提高工作效率有利，但會(huì)引起液壓沖擊。液控?fù)Q向閥的最低控制壓力是指在額定壓力和額定流量下，使閥能正常換向的最低控制壓力。在確保閥的工作可靠性前提下，最低控制壓力越低越好。高壓大流量下工作的液動(dòng)換向閥，如果換向時(shí)間短，油路切換迅速，往往會(huì)造成油路的壓力沖擊。換向平穩(wěn)性和換向動(dòng)作迅速是一對(duì)矛盾體。

一般在換向平穩(wěn)性要求較高的場(chǎng)合，可通過在主閥芯兩端控制油路上設(shè)置阻尼調(diào)節(jié)器等措施來減緩或消除換向沖擊。

在該車型中在擺動(dòng)換向閥兩端控制油進(jìn)油處，分別設(shè)置兩個(gè)薄壁節(jié)流孔，做為阻尼孔，由液壓流體力學(xué)，薄壁小孔的直徑為：

式中：

Cd——流量系數(shù)，取 Cd= 0.62；

Q——流過薄壁小孔的流量，m3/s；

Δp——薄壁小孔進(jìn)出油口兩端壓差，MPa；

ρ——油液密度，取 ρ = 900kg/m3。

在該車的擺閥控制油口直徑 φd分別取 2.5mm 和3.5mm。

測(cè)得壓力擺閥兩端壓力曲線如圖 3～4 所示。

圖3 φ2.5 節(jié)流口擺閥兩端控制油壓力曲線 圖 4 φ3.5 節(jié)流口擺閥兩端控制油壓力曲線

如圖 3、4 所示，當(dāng)擺閥兩端控制油口為 φ2.5 時(shí)，擺閥兩端控制油壓力沖擊為 190bar；當(dāng)控制油口為 φ3.5時(shí)，控制油壓力沖擊為 250bar；對(duì)比圖 2，當(dāng)擺閥兩端不加節(jié)流口時(shí)，壓力沖擊接近 300bar。由此可見，當(dāng)節(jié)流口越小，壓力沖擊越小，但要保證閥的換向時(shí)間和換向可靠性，所以不能無限減小，則將節(jié)流口定為 φd=2.5mm，此時(shí)壓力沖擊小于擺動(dòng)電磁閥 T 口能承受的最大壓力范圍之內(nèi)。

4 結(jié)論

通過理論和測(cè)試結(jié)果分析可知：

（1）擺動(dòng)換向閥兩端控制壓力油壓力頻繁沖擊會(huì)對(duì)電磁閥有很大危害。

（1）擺閥兩端阻尼孔越小，控制油壓力沖擊越小。

通過本文對(duì)擺閥控制油壓力沖擊的研究，可以通過匹配的阻尼的方式，對(duì)整車液壓系統(tǒng)進(jìn)行進(jìn)一步優(yōu)化，從而可以提高整車系統(tǒng)性能。