陳玲，石峰，楊家印

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

0 前言

混凝土泵送機(jī)械是建筑施工中必不可少的設(shè)備，而擺動(dòng)系統(tǒng)是泵送機(jī)械的核心單元。擺動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性直接影響泵送機(jī)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(shí)驗(yàn)驗(yàn)證所提策略的有效性。盧志學(xué)等[2]對(duì)泵送油缸聯(lián)通閥組內(nèi)部流道進(jìn)行優(yōu)化分析，并進(jìn)行壓損實(shí)驗(yàn)對(duì)比，對(duì)閥組設(shè)計(jì)和流道優(yōu)化提供了一定的參考。沈千里等[3]結(jié)合設(shè)計(jì)的實(shí)驗(yàn)臺(tái)控制系統(tǒng)中管路壓力損失，通過仿真詳細(xì)闡述了管路壓損在管路設(shè)計(jì)中的重要性。魏昕等人[4]針對(duì)混凝土泵車主閥塊的壓力損失進(jìn)行仿真與實(shí)驗(yàn)研究，得到鑄造閥塊壓損比機(jī)加閥塊壓損小的結(jié)論。趙鵬等人[5]、董敏等人[6]對(duì)液壓閥塊設(shè)計(jì)要點(diǎn)進(jìn)行闡述，指出合理的閥塊結(jié)構(gòu)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(dòng)系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型，并進(jìn)行了MATLAB/Simulink仿真分析。靖保平[8]基于AMESim仿真平臺(tái)建立了擺動(dòng)系統(tǒng)的仿真模型，并研究了不同蓄能器預(yù)充壓力對(duì)擺動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性的影響。宋樹軍[9]、荊寶德[10]對(duì)泵送系統(tǒng)油液清潔度、液壓沖擊問題進(jìn)行了研究，并提出了部分解決方案。陳建華和陽勇[11]總結(jié)了擺動(dòng)系統(tǒng)排查要點(diǎn)，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(duì)擺動(dòng)系統(tǒng)擺不動(dòng)、擺動(dòng)慢等問題進(jìn)行研究。建立了擺動(dòng)系統(tǒng)壓損數(shù)學(xué)模型，并基于AMESim平臺(tái)建立了擺動(dòng)系統(tǒng)壓損仿真模型，研究了擺動(dòng)系統(tǒng)壓損分布規(guī)律，對(duì)擺動(dòng)系統(tǒng)閥塊結(jié)構(gòu)、蓄能器進(jìn)行了優(yōu)化，減少擺動(dòng)壓損，進(jìn)一步提高擺動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性。

1 擺動(dòng)系統(tǒng)工作原理

圖1所示為混凝土泵車擺動(dòng)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(dòng)控制閥(擺閥)、擺動(dòng)油缸(擺缸)以及搖臂組成。在該系統(tǒng)中，蓄能器作為輔助動(dòng)力源使用。信號(hào)閥產(chǎn)生換向信號(hào)后，擺閥切換工作位，蓄能器提供主要油源，驅(qū)動(dòng)擺缸快速換向；當(dāng)擺缸運(yùn)動(dòng)到位后，恒壓泵通過單向閥向蓄能器充油，當(dāng)系統(tǒng)壓力達(dá)到19 MPa時(shí)，恒壓泵處于高壓待命狀態(tài)、泵排量減小，蓄能器結(jié)束充油，完成一個(gè)工作循環(huán)。

2 擺動(dòng)系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型

2.1 蓄能器數(shù)學(xué)模型

在擺動(dòng)系統(tǒng)中蓄能器的用途是作為輔助動(dòng)力源。在充油過程中，氣體壓縮緩慢，與外界熱交換充分，可認(rèn)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(shí)可視為絕熱過程。蓄能器放油過程對(duì)擺動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)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?cè)莘e計(jì)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(jié)束時(shí)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(jié)束時(shí)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(yīng)于p1時(shí)的氣體體積，V2為氣體膨脹后相應(yīng)于p2時(shí)的氣體體積。

2.2 系統(tǒng)壓損數(shù)學(xué)模型

受系統(tǒng)安裝空間的限制，擺動(dòng)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(xì)孔按照原理圖的油路連通關(guān)系組成，因此存在多個(gè)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(qū)動(dòng)擺動(dòng)油缸，影響系統(tǒng)正常工作，因此必須對(duì)閥塊流道的流動(dòng)特性和壓力損失機(jī)制進(jìn)行深入分析。

擺動(dòng)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(dòng)時(shí)，因油液與管壁的摩擦和油液內(nèi)部質(zhì)點(diǎn)的相互擾動(dòng)會(huì)導(dǎo)致油液存在沿程壓力損失。沿程壓力損失計(jì)算公式：

(2)

式中：λ為沿程阻力系數(shù)，對(duì)于圓管層流考慮到實(shí)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(shí)際計(jì)算時(shí)，對(duì)金屬管取λ=75/Re，橡膠管取λ=80/Re；在紊流時(shí)，阻力系數(shù)λ不僅與雷諾數(shù)有關(guān)，還與管壁的粗糙度有關(guān)；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(dòng)系統(tǒng)中，為了控制油液方向，流道會(huì)存在突擴(kuò)、突縮、直角轉(zhuǎn)向等結(jié)構(gòu)。油液流經(jīng)這些結(jié)構(gòu)時(shí)，會(huì)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(jì)算公式：

(3)

式中：ξ為局部阻力系數(shù)，與局部結(jié)構(gòu)的雷諾數(shù)和局部結(jié)構(gòu)形狀有關(guān)，一般通過實(shí)驗(yàn)測(cè)出。

(3)系統(tǒng)總壓力損失

擺動(dòng)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(jì)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(jié)構(gòu)，如增加流道內(nèi)徑、減少彎頭個(gè)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(jié)構(gòu)參數(shù)，圖2所示為擺閥閥塊三維結(jié)構(gòu)，閥塊表面安裝有擺閥、電磁閥、接頭等元件，內(nèi)部縱橫交錯(cuò)的流道實(shí)現(xiàn)外部液壓元件間的油路連通。根據(jù)分析，擺動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)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(xì)考慮閥塊主流道液阻，忽略先導(dǎo)控制流道,建立如圖3所示的擺閥閥塊仿真模型。

3.2 擺動(dòng)系統(tǒng)建模

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4所示。系統(tǒng)仿真參數(shù)如表2所示。

表2 擺動(dòng)系統(tǒng)中各元件主要參數(shù)

4 系統(tǒng)仿真模型驗(yàn)證與壓損分析

4.1 模型驗(yàn)證

圖5所示分別為實(shí)測(cè)擺動(dòng)系統(tǒng)壓力變化曲線與仿真擺動(dòng)系統(tǒng)壓力變化曲線。對(duì)比可知：實(shí)測(cè)擺缸換向時(shí)間為198 ms，擺動(dòng)壓損Δp為6.8 MPa；仿真值分別為200 ms與7.25 MPa。因測(cè)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?qū)崿F(xiàn)擺動(dòng)系統(tǒng)的基本功能，真實(shí)地反映擺動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性。

4.2 擺動(dòng)壓損分析

為了揭示擺動(dòng)系統(tǒng)壓損變化規(guī)律，標(biāo)記圖6所示的測(cè)壓點(diǎn)，獲得如圖7所示虛線處各測(cè)點(diǎn)的壓力變化曲線圖，各測(cè)點(diǎn)間具體壓降如表3所示。根據(jù)各測(cè)點(diǎn)的壓降，獲得如下結(jié)論和優(yōu)化方案：

(1)蓄能器出口到阻尼孔進(jìn)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(yīng)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(dòng)壓損的34%，因此可通過增加阻尼孔直徑，達(dá)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?？梢栽龃蠡赜凸苈分睆交驕p少回油管路長度，降低壓力損失。

(5)減少壓損的同時(shí)，要考慮蓄能器參數(shù)與系統(tǒng)的匹配。

表3 各測(cè)點(diǎn)間壓損

5 擺動(dòng)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(shè)置為12、14、16 mm。圖8所示為采用不同通徑阻尼孔時(shí)擺動(dòng)系統(tǒng)壓力變化曲線，表4所示為不同通徑阻尼孔對(duì)擺動(dòng)系統(tǒng)的影響。將擺閥進(jìn)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(shí)間由200 ms縮短為185 ms；當(dāng)阻尼孔由12 mm增加至16 mm時(shí)，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(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性，此時(shí)增大閥塊阻尼孔直徑，對(duì)擺缸的動(dòng)態(tài)特性無影響?？紤]到實(shí)際工程需求，選定新閥塊阻尼孔為14 mm。

表4 不同阻尼孔對(duì)擺動(dòng)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(chǔ)上，根據(jù)實(shí)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(dòng)流道優(yōu)化方案

圖10所示為閥塊優(yōu)化前后擺動(dòng)系統(tǒng)壓力變化曲線，表6所示為閥塊優(yōu)化前后擺動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性具體數(shù)值，根據(jù)仿真結(jié)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(dòng)系統(tǒng)壓損降低31%，擺缸換向時(shí)間減少33 ms。

表6 擺動(dòng)管路優(yōu)化前后擺動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)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(chǔ)上，對(duì)蓄能器進(jìn)行參數(shù)匹配與優(yōu)化[12]。將蓄能器容積分別設(shè)置為8、10、13 L。表7所示為選用不同蓄能器容積時(shí)擺動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性數(shù)值，圖11所示為選用不同蓄能器容積時(shí)擺動(dòng)系統(tǒng)壓力變化曲線。根據(jù)仿真結(jié)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(dòng)壓損基本一致，擺缸換向時(shí)間無明顯差距。蓄能器容積由10 L增大為13 L，擺缸換向時(shí)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(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性數(shù)值

6 實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

根據(jù)上述仿真分析結(jié)果，試制加工樣件，通過實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證所提方案的有效性。表8所示為某時(shí)刻優(yōu)化前后擺動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性測(cè)試值，圖12所示為優(yōu)化后擺動(dòng)系統(tǒng)壓力變化曲線。根據(jù)測(cè)試結(jié)果，優(yōu)化后擺動(dòng)壓損與仿真優(yōu)化結(jié)果基本一致；相對(duì)于優(yōu)化前擺動(dòng)壓損實(shí)測(cè)值降低2.3 MPa，擺動(dòng)時(shí)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(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性測(cè)試數(shù)值

7 結(jié)論

(1)闡述泵送機(jī)械擺動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)和工作原理，建立擺動(dòng)系統(tǒng)壓損數(shù)學(xué)模型，基于AMESim建立擺動(dòng)系統(tǒng)壓損仿真模型，闡明擺動(dòng)系統(tǒng)的壓損分布規(guī)律，為混凝土泵擺動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)優(yōu)化提供仿真平臺(tái)和理論依據(jù)。

(2)采用逐步遞進(jìn)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(jié)構(gòu)，降低擺動(dòng)壓損，縮短擺動(dòng)時(shí)間，提高液壓系統(tǒng)效率。

(3)對(duì)蓄能器參數(shù)進(jìn)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(shí)測(cè)數(shù)據(jù)分析驗(yàn)證優(yōu)化方案是切實(shí)可行的，有效解決了混凝土泵車擺動(dòng)力不足、擺動(dòng)慢等問題，提升了混凝土泵車擺動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性和工作效率。