汽車起重機(jī)動(dòng)力加壓落幅系統(tǒng)研究

朱文鋒，焦生杰，李小飛，白子龍，丁鋒

(1.長安大學(xué)公路養(yǎng)護(hù)裝備國家工程實(shí)驗(yàn)室，陜西 西安　710064；2.三一汽車起重機(jī)械有限公司，湖南 長沙　410600)

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汽車起重機(jī)動(dòng)力加壓落幅系統(tǒng)研究

朱文鋒1，焦生杰1，李小飛2，白子龍2，丁鋒2

(1.長安大學(xué)公路養(yǎng)護(hù)裝備國家工程實(shí)驗(yàn)室，陜西 西安710064；2.三一汽車起重機(jī)械有限公司，湖南 長沙410600)

【目的】 汽車起重機(jī)重力落幅系統(tǒng)存在落幅速度不均勻和操控性差等問題，而動(dòng)力落幅系統(tǒng)存在起重臂易抖動(dòng)等問題.針對上述系統(tǒng)存在的兩個(gè)問題，結(jié)合重力落幅系統(tǒng)和動(dòng)力落幅系統(tǒng)的優(yōu)點(diǎn)，提出一種動(dòng)力加壓落幅方案，即向變幅油缸有桿腔加壓，增加了起重臂大角度的落幅速度；同時(shí)改變變幅平衡閥的控制方式，由控制手柄直接控制，避免有桿腔油壓對變幅平衡閥的影響.【方法】 通過理論研究和MATLAB仿真研究，定性分析了平衡閥的流量飽和特性.【結(jié)果】 平衡閥閥芯節(jié)流槽通流面積越大，達(dá)到飽和的流量越大，而壓差越小.將研究結(jié)果應(yīng)用于汽車起重機(jī)的動(dòng)力加壓落幅系統(tǒng)，通過變更平衡閥的閥芯結(jié)構(gòu)，以限制起重臂小角度的落幅速度.【結(jié)論】 通過試驗(yàn)測試，動(dòng)力加壓落幅系統(tǒng)的落幅均勻性提高，最大流量差減少約61%，全程落幅時(shí)間縮短約38%.

汽車起重機(jī)；重力落幅系統(tǒng)；動(dòng)力落幅系統(tǒng)；動(dòng)力加壓落幅系統(tǒng)；流量飽和特性；落幅均勻性

液壓缸變幅機(jī)構(gòu)廣泛應(yīng)用于各噸位汽車起重機(jī)，使起重臂在垂直平面內(nèi)繞其銷軸轉(zhuǎn)動(dòng)，改變起重機(jī)的工作幅度[1].目前汽車起重機(jī)落幅系統(tǒng)主要有動(dòng)力落幅系統(tǒng)和重力落幅系統(tǒng).動(dòng)力落幅系統(tǒng)向有桿腔通入壓力油，并且由有桿腔的壓力油控制變幅平衡閥啟閉，在起重臂重力和壓力油的作用下落幅，其優(yōu)點(diǎn)是落幅速度均勻，全程落幅時(shí)間短，但是在落幅過程中容易出現(xiàn)沖擊和抖動(dòng)的問題[2]；重力落幅系統(tǒng)的落幅動(dòng)作是利用起重臂及吊載重物的重力作用，推動(dòng)變幅油缸收縮，實(shí)現(xiàn)落幅動(dòng)作，變幅油缸有桿腔不加壓，落幅僅依靠起重臂及載荷的重量下降[3]，其優(yōu)點(diǎn)是落幅平穩(wěn)無抖動(dòng)，但落幅速度與臂長、角度和吊載相關(guān)，落幅速度不均勻，操控性及穩(wěn)定性較差.

本文基于某企業(yè)內(nèi)部的汽車起重機(jī)落幅質(zhì)量提升項(xiàng)目，以該企業(yè)自產(chǎn)的25 t重力落幅汽車起重機(jī)為研究對象，通過分析重力落幅系統(tǒng)和動(dòng)力落幅系統(tǒng)，提出一種新型落幅方案，解決了該型汽車起重機(jī)落幅速度不均勻，落幅時(shí)間過長的問題，并進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證，目前該機(jī)型已量產(chǎn).

1　重力落幅液壓系統(tǒng)工作原理

汽車起重機(jī)變幅液壓系統(tǒng)簡圖如圖1所示，該系統(tǒng)由主油泵1、控制泵2、溢流閥3、控制手柄4、主控制閥組5、平衡閥6、變幅油缸7和二次溢流閥8組成.控制手柄4為主控制閥5的先導(dǎo)控制閥.

圖1　重力落幅液壓系統(tǒng)原理簡圖Fig.1　Schematic diagram of gravity boom falling system

落幅時(shí)，電磁閥DT得電，控制手柄4處于落幅控制位，a端建立控制壓力，b端控制油經(jīng)控制手柄4回油箱.a端控制壓力推動(dòng)主閥芯換向，同時(shí)推動(dòng)平衡閥6閥芯開啟，在負(fù)載重力的作用下，變幅油缸無桿腔油液通過平衡閥6閥芯和主控制閥回油箱，變幅油缸7回縮，大臂與車架角度減小，實(shí)現(xiàn)重力落幅動(dòng)作.落幅速度的大小由控制手柄4控制，控制手柄開度大時(shí)，落幅速度快，開度小時(shí)，落幅速度小.

2　問題描述與分析

針對某型25 t重力落幅汽車起重機(jī)，在基本臂怠速空載工況下，控制壓力保持最大，利用派克手持儀測試起重臂從最大角度落幅至0°時(shí)的實(shí)時(shí)數(shù)據(jù)，試驗(yàn)曲線如圖2所示.由所測數(shù)據(jù)可知，全程落幅時(shí)間約為65 s，落幅速度緩慢.在整個(gè)落幅過程中，流量由40 L/min逐漸增大至195 L/min，流量差最大為155 L/min，即落幅速度不均勻.

圖2　重力落幅測試數(shù)據(jù)Fig.2　Test data about gravity boom falling system

重力落幅液壓系統(tǒng)中的落幅速度與變幅油缸的受力大小相關(guān)，而負(fù)載大小與臂長、角度和吊載等因素有關(guān).在同一控制壓力下，當(dāng)起重臂角度較大時(shí)，由于大臂作用在變幅油缸的分力較小，使得落幅速度較?。欢S著變幅角度的變小，大臂作用在變幅油缸的分力逐漸變大，落幅速度則逐漸增加.在起重機(jī)實(shí)際吊載過程中，受外界因素的影響，變幅油缸負(fù)載往往是波動(dòng)的[4].論文不考慮這些波動(dòng)因素，只考慮機(jī)構(gòu)和吊載重量.圖3所示為起重機(jī)大臂的受力簡圖.

圖3　汽車起重機(jī)起重臂受力簡圖Fig.3　Force diagram of the boom

根據(jù)力矩平衡可得：

FL2cosαb+SLsinθs=GLcosθb+G1L1cosθb

(1)

式中，F(xiàn)為變幅油缸對大臂的推力；G為吊載的重力；G1為大臂自重；S為鋼絲繩拉力，S=G/n，n為卷揚(yáng)倍率；L為大臂長度；L1為大臂重心與大臂轉(zhuǎn)動(dòng)銷的距離；L2為變幅油缸支撐點(diǎn)與大臂轉(zhuǎn)動(dòng)銷的距離；θb為大臂變幅角度；αb為變幅油缸與大臂垂線的夾角；θs為鋼絲繩與起重臂的夾角.各符號意義如圖3所示.

根據(jù)三角形正弦和余弦定理可計(jì)算得變幅油缸的推力為：

(2)

其中：

(3)

式中，L3為轉(zhuǎn)臺(tái)上大臂與油缸兩鉸點(diǎn)的距離；L4為卷筒與起重臂鉸點(diǎn)的距離；βb為大臂與轉(zhuǎn)臺(tái)鉸點(diǎn)和變幅油缸與轉(zhuǎn)臺(tái)鉸點(diǎn)的連線與水平面的夾角；X為變幅油缸的長度.

在起重機(jī)自重落幅過程中，完全依靠大臂和吊載的重力推動(dòng)活塞桿，由式(2)(3)可知，活塞桿的推力只與大臂的變幅角度有關(guān)，并且隨著變幅角度的增大而減小.被測試汽車起重機(jī)的變幅機(jī)構(gòu)參數(shù)如表1所示，在基本臂吊重1 t的工況下，變幅油缸受力曲線大致如圖4所示.圖4中橫坐標(biāo)是弧度，表示的起重臂變幅角度，由曲線可以明顯看出落幅過程中，隨著角度的減小，變幅油缸的推力逐漸增大.

表1　變幅機(jī)構(gòu)參數(shù)Tab.1　Parameters of luffing mechanism

圖4　變幅油缸桿受力曲線Fig.4　Force curve of the derricking cylinder

由實(shí)驗(yàn)測試和理論分析可知，重力落幅系統(tǒng)存在兩個(gè)方面的問題：1)在起重臂大角度時(shí)，落幅速度過慢，并且全程落幅時(shí)間過長；2)在起重臂小角度時(shí)，落幅速度過快，并且隨著起重臂角度減小，變幅油缸受力越來越大，落幅速度越來越快，使得小角度時(shí)操控性和穩(wěn)定性降低.

3　動(dòng)力加壓落幅系統(tǒng)

針對重力落幅系統(tǒng)存在的第一個(gè)問題，論文提出了一種動(dòng)力加壓落幅系統(tǒng).變幅有桿腔連接主閥落幅側(cè)工作油口，實(shí)現(xiàn)在落幅過程中加壓，增加起重臂在大角度時(shí)的落幅速度，原理如圖5所示.

論文提出的動(dòng)力加壓落幅系統(tǒng)與傳統(tǒng)的動(dòng)力落幅系統(tǒng)有所不同.動(dòng)力加壓落幅系統(tǒng)中落幅平衡閥的控制油與有桿腔無關(guān)，控制油直接由操控手柄引出，即落幅操控手柄的控制油一方面控制變幅主閥閥芯，同時(shí)還控制變幅平衡閥閥芯.

動(dòng)力加壓落幅的優(yōu)點(diǎn)在于，由于變幅平衡閥的控制油直接由操控手柄引入，與有桿腔無關(guān)，在落幅過程中，有桿腔的壓力波動(dòng)對平衡閥閥芯位移沒有影響，因此落幅平穩(wěn)性會(huì)優(yōu)于傳統(tǒng)動(dòng)力落幅.

同時(shí)，為了進(jìn)一步減少全程落幅時(shí)間，對變幅主閥芯進(jìn)行改進(jìn)，提高了落幅進(jìn)油流量；另外，采用全程分流結(jié)構(gòu)，原理如圖6所示.減小因變幅油缸有桿腔建壓過快，造成起重臂在大角度落幅啟動(dòng)時(shí)產(chǎn)生的沖擊.

圖5　動(dòng)力加壓落幅液壓系統(tǒng)原理Fig.5　Schematic diagram of pressurized boom falling system

圖6　分流原理示意圖Fig.6　Schematic diagram of bypass flow structure

4　變幅平衡閥流量飽和特性

為了解決重力落幅系統(tǒng)存在的第二個(gè)問題，需要對變幅平衡閥的流量飽和特性進(jìn)行研究，并充分利用該特性對小角度時(shí)落幅速度進(jìn)行限制.

圖7　變幅平衡閥芯節(jié)流槽示意簡圖Fig.7　Schematic diagram of notch of balance valve

變幅平衡閥的閥芯節(jié)流槽大都為V型槽，由變截面三角槽和等截面三角槽等組合而成，因此其結(jié)構(gòu)復(fù)雜，閥芯所受液動(dòng)力理論分析困難.現(xiàn)單以V型槽為例，分析液流流經(jīng)閥口所受穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力的情況.其結(jié)構(gòu)簡圖如圖7所示，取左向?yàn)檎较?，根?jù)動(dòng)量守恒定率，平衡閥芯穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力為[5-7]：

Ff=ρqvv1cosθ1-ρqvv2cosθ2

(4)

式中，ρ為液壓油密度；qv為流經(jīng)閥芯的流量；v1為流入節(jié)流口的速度；θ1為液流入射角；v2為流出節(jié)流口的速度；θ2為液流出射角.

由于液流流入節(jié)流口的速度v1相比流出速度小很多，并且入射角θ1較大，因此可以忽略液流流入的動(dòng)量，即上式(4)可以簡化為

Ff=-ρqvv2cosθ2

(5)

流經(jīng)節(jié)流口的流量為：

(6)

式中，c為流量系數(shù)；A為節(jié)流口過流面積，與節(jié)流槽形式和閥芯位移有關(guān).

節(jié)流口出流速度為：

(7)

式中，A3為液流流出閥芯的面積.

聯(lián)立式(5)(6)(7)可得平衡閥芯所受穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力為：

(8)

由(8)式可知，平衡閥芯所受的穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力有使閥芯關(guān)閉的趨勢，力的大小與閥芯壓差，節(jié)流槽過流面積成正比，與液流流出閥芯的面積和流出角度成反比.

V型節(jié)流槽的結(jié)構(gòu)如圖8所示，截面積A2和流出表面積A3為[8-11]：

(9)

(10)

則閥芯V型槽通流面積A為：

A=nA2cosβ

(11)

式中，Rs為閥芯半徑；θ為截面圓弧段所對應(yīng)的中心角；D為V型槽截面深度；n為節(jié)流槽個(gè)數(shù)；β為通流面與截面的夾角.

圖8　V型節(jié)流槽結(jié)構(gòu)簡圖Fig.8　Schematic diagram of V notch

根據(jù)V型節(jié)流槽的結(jié)構(gòu)和成型刀具的參數(shù)可以確定θ、β和D等參數(shù)與閥芯位移x的關(guān)系，因此對于一個(gè)特定的平衡閥芯，其通流面積和流出表面積均為閥芯位移x的函數(shù).另外假設(shè)V型槽液流流出角度θ2為槽底圓弧弦割線與閥芯軸線的角度.

(12)

由式(12)可知，液流流出角度也是閥芯位移的函數(shù)，將式(9)～(12)代入式(8)中，并結(jié)合各參數(shù)即可得到平衡閥芯所受穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力更進(jìn)一步的表達(dá)式：

(13)

對研究的起重機(jī)所用平衡閥芯進(jìn)行受力分析可知，在平衡位置，穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力和彈簧壓縮力的合力與控制壓力作用在閥芯端面的力相等，即：

Ff-k(x0+x)+pxAx=0

(14)

式中，Px為控制壓力；Ax為閥芯端面積；k為彈簧剛度.

聯(lián)立式(13)和(14)可得平衡閥芯達(dá)到平衡狀態(tài)的壓差為：

(15)

則相應(yīng)的流經(jīng)平衡閥芯的流量為：

(16)

由式(15)和(16)可知，平衡閥芯的壓差和流量均為閥芯位移x的函數(shù)，即Δp=f(x),qx=f(x).進(jìn)一步可以得到流量-壓差的函數(shù)qv=f(Δp).

為了驗(yàn)證上述理論分析的正確性，假設(shè)平衡閥芯為V型槽，遮蓋量為0.利用MATLAB軟件對平衡閥飽和特性進(jìn)行擬合，結(jié)構(gòu)參數(shù)見表2，得到該平衡閥流量-壓力曲線(圖9).由圖9可以明顯地看出平衡閥具有流量飽和特性，即壓力較小時(shí)，流量隨著壓力升高而逐漸增大，在流量達(dá)到飽和點(diǎn)后，流量反而隨著壓力的升高而逐漸減小.3條曲線從左往右節(jié)流槽逐漸增多.由此可知，流量飽和點(diǎn)隨著節(jié)流槽增多而增大，并且達(dá)到飽和的壓差逐漸減小.

表2　仿真參數(shù)Tab.2　Simulation parameters

起重機(jī)在重力落幅過程中，隨著角度的減小，變幅油缸所受的推力逐漸增大，相應(yīng)的平衡閥壓差逐漸增大，由式(13)可知閥芯所受的液動(dòng)力也逐漸增大，由于液動(dòng)力總是驅(qū)使閥芯關(guān)閉[10]，所以當(dāng)壓差增大到一定程度時(shí)，液動(dòng)力Ff克服控制力驅(qū)使閥芯開口量減小，流量不升反降，這就是平衡閥的流量飽和特性.

圖9　流量-壓力計(jì)算曲線Fig.9　Computational flow-pressure curve

由圖9可知，在整個(gè)落幅過程中，流量一直增大，即沒有達(dá)到流量飽和點(diǎn).根據(jù)平衡閥飽和特性理論分析可知，減小平衡閥的節(jié)流槽大小，可以降低流量飽和點(diǎn).因此，通過減少平衡閥節(jié)流槽個(gè)數(shù)，并減小平衡閥的節(jié)流開口大小，同時(shí)，將主閥回油側(cè)改為全周開口結(jié)構(gòu)，減小回油背壓，使平衡閥在小角度時(shí)的流量達(dá)到飽和點(diǎn)，限制了起重臂在小角度時(shí)過快的落幅速度.

5　試驗(yàn)驗(yàn)證

在對系統(tǒng)進(jìn)行動(dòng)力加壓落幅和調(diào)整變幅平衡閥飽和點(diǎn)的改進(jìn)后，為了驗(yàn)證效果，對改進(jìn)后的系統(tǒng)進(jìn)行了試驗(yàn)測試，同樣在基本臂怠速空載工況下進(jìn)行試驗(yàn)，控制壓力保持最大，起重臂由最大角度落幅到0度，測得落幅試驗(yàn)曲線如圖10所示.從試驗(yàn)曲線中可以看出全程最大流量差值大約為60L/min，落

圖10　全程動(dòng)力加壓落幅試驗(yàn)曲線Fig.10　Test data of overall process about pressurized boom falling system

幅時(shí)間為40s左右，顯著提高了落幅均勻性和落幅速度.在小角度時(shí)流量達(dá)到最大值，然后逐漸降低，即流量達(dá)到了飽和點(diǎn).對比圖2和圖10試驗(yàn)流量曲線可以發(fā)現(xiàn)，采用動(dòng)力加壓落幅后落幅均勻性顯著提高，最大流量差減少約61%，并且落幅時(shí)間大幅減小，全程落幅時(shí)間縮短約38%.

在試驗(yàn)測試過程中，發(fā)現(xiàn)在大角度落幅啟動(dòng)時(shí)，盡管采用了分流結(jié)構(gòu)，但是仍然存在一定的沖擊.圖11為70°動(dòng)力加壓落幅啟動(dòng)時(shí)有桿腔壓力和無桿腔流量曲線.從圖11可以發(fā)現(xiàn)啟動(dòng)時(shí)無桿腔壓力和無桿腔流量均有波動(dòng)，引起大臂波動(dòng).

圖11　70°動(dòng)力加壓落幅的試驗(yàn)數(shù)據(jù)Fig.11　Test data at 70° about pressurized boom falling system

通過分析，在大角度啟動(dòng)時(shí)出現(xiàn)沖擊的原因可能有兩個(gè)方面：溢流閥啟閉特性對有桿腔壓力的影響；背壓過小，系統(tǒng)穩(wěn)定性降低.針對啟動(dòng)沖擊產(chǎn)生的原因，進(jìn)一步對系統(tǒng)作相應(yīng)的改進(jìn)：采用直動(dòng)式溢流閥，改善啟閉特性；在保證流量飽和特性的前提下，適當(dāng)減小全周開口的長度.圖12為改進(jìn)后動(dòng)力加壓落幅在相同工況下測得的有桿腔壓力與無桿腔流量數(shù)據(jù).對比圖11和圖12可以看出，有桿腔壓力波動(dòng)得到很大改善，落幅啟動(dòng)時(shí)抖動(dòng)現(xiàn)象顯著減小.

6　結(jié)論

1)針對傳統(tǒng)汽車起重機(jī)重力落幅系統(tǒng)和動(dòng)力落幅系統(tǒng)存在的問題，提出一種新的動(dòng)力加壓落幅的方案.通過對變幅油缸有桿腔加壓，大幅增加了起重臂大角度時(shí)的落幅速度.

2)對平衡閥流量飽和特性進(jìn)行了研究，并通過MATLAB軟件對流量飽和特性進(jìn)行了仿真分析.結(jié)果表明，平衡閥閥芯節(jié)流槽通流面積越大，達(dá)到飽和的流量越大，而壓差越小.對傳統(tǒng)平衡閥閥芯進(jìn)行改進(jìn)，充分利用平衡閥的流量飽和特性，對起重臂在小角度時(shí)的落幅速度進(jìn)行了限制.

圖12　改進(jìn)后70°動(dòng)力加壓落幅的試驗(yàn)數(shù)據(jù)Fig.12　Test data at 70° about pressurized boom falling system after improvement

3)通過增加大角度時(shí)的落幅速度，限制小角度時(shí)的落幅速度，提高了起重臂的全程落幅均勻性，提升了落幅系統(tǒng)操控性，且全程落幅時(shí)間縮短.經(jīng)過試驗(yàn)測試，動(dòng)力加壓落幅系統(tǒng)的最大流量差減少約61%，全程落幅時(shí)間縮短約38%.

4)通過設(shè)置主閥分流結(jié)構(gòu)，改善溢流閥的啟閉特性以及適當(dāng)增大回油背壓，改善了動(dòng)力加壓落幅的啟動(dòng)平穩(wěn)性.

[1]姚俊威，衛(wèi)良保.汽車起重機(jī)變幅機(jī)構(gòu)液壓系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性研究[J].機(jī)械工程與自動(dòng)化，2012(2)：58-60

[2]王承震.汽車起重機(jī)變幅系統(tǒng)抗沖擊與微動(dòng)性能研究[D].杭州：浙江大學(xué)，2011

[3]魏樂.基于AMESim的50噸汽車起重機(jī)變幅系統(tǒng)仿真分析與實(shí)驗(yàn)研究[D].長春：吉林大學(xué)，2011

[4]馬登成，楊士敏，馬登慧，等.工程機(jī)械波動(dòng)載荷分析與模擬方法研究[J].甘肅農(nóng)業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào)，2013，48(3)：136-143

[5]王東升.節(jié)流槽滑閥閥口流量系數(shù)及穩(wěn)態(tài)液壓動(dòng)力計(jì)算的研究[D].蘭州：蘭州理工大學(xué)，2008

[6]冀宏，傅新，楊華勇.非全周開口滑閥穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力研究[J].機(jī)械工程學(xué)報(bào)，2003，39(6)：13-17

[7]王積偉，章宏甲，黃誼.液壓傳動(dòng)[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2006

[8]冀宏，王東升，丁大力，等.非全周開口滑閥閥口面積的計(jì)算方法[J].蘭州理工大學(xué)學(xué)報(bào)，2008,34(3)：48-51

[9]侯敏，王濤，彭彪.非全周開口滑閥閥口面積快速計(jì)算方法[J].機(jī)床與液壓，2013，41(22)：91-92

[10]MerrittHE.HydraulicControlSystems[M].NewYork:JohnWiley&Sons，1967

[11]AmiranteR，VescovoG，LippolisA.Evaluationoftheflowforceonanopencentredirectionalcontrolvalvebymeansofacomputationalfluiddynamicanalysis[J].EnergyConversionandManagement，2006，47：1748-1760

(責(zé)任編輯胡文忠)

Dynamic pressure falling system of truck crane

ZHU Wen-feng1,JIAO Sheng-jie1,LI Xiao-fei2,BAI Zi-long2,DING Feng2

(1.Highway Maintenance Equipment National Engineering Laboratory,Chang 'an University,Xi ′an 710064,China;2.Sany Mobile Crane Company,Changsha 410600,China)

【Objective】 The gravity pressure falling system of truck crane exists the problems of uneven falling speed and poor handling and being unstable of dynamic falling system sometimes.To improve the uniformity of dynamic falling range,the dynamic pressure falling system was proposed based on the upper two falling systems.The pressure oil was supplied into the rod port of amplitude cylinder to increase the falling speed at large luffing angle.Meanwhile the control method was changed to avoid the impact of pressure in rod cavity on amplitude counterbalance valve.【Method】 The flow saturation characteristic of counterbalance valve was researched theoretically and simulated by MATLAB.【Result】 The results showed that the saturation flow increased with the increase of flow area in throttling grooves,but the differential pressure decreased.The result was applied to the dynamic pressure falling system to change the valve core structure of counterbalance valve and limit the falling speed at small luffing angle.【Conclusion】 The new system can improve the uniformity of dynamic pressure falling range.The maximum flow difference reduced by 61% and the whole falling time reduced by 38%.

truck crane;gravity falling system;dynamic falling system;dynamic pressure falling system;flow saturation characteristic;uniformity of falling range

朱文鋒(1988-)，男，博士研究生，主要研究方向?yàn)殡娨阂惑w化.E-mail:zhuwenfeng1988@163.com

中央高校基本科研業(yè)務(wù)費(fèi)專項(xiàng)資金(0009-2014G1251024).

2015-09-22；

2015-11-03

TH 213.6；TH 137.52

A

1003-4315(2016)04-0121-07