活塞泵式濕噴機S管閥系統(tǒng)沖擊削弱的仿真研究

李樹平 ，劉俊磊，張業(yè)明,2，魏鋒，趙法卿，張紅軍

(1.河南理工大學(xué)機械與動力工程學(xué)院，河南焦作 454000；2.浙江大學(xué)流體動力與機電系統(tǒng)國家重點實驗室，浙江杭州 310027；3.焦作市東星炭電極有限公司，河南焦作 454172)

0 前言

隨著國家經(jīng)濟的快速增長，基礎(chǔ)設(shè)施的建設(shè)投入比重加大，濕式混凝土噴射技術(shù)憑借其回彈率低、粉塵濃度低、混凝土強度高等特點在地下鐵路、礦山巷道、水利涵洞等工程中應(yīng)用越來越廣泛。其中，往復(fù)活塞式混凝土濕噴機能夠使?jié)駠娀炷琉そY(jié)強度達到2 MPa,從而快速成形，提高穩(wěn)定性和支撐能力；又因其具有輸送距離遠、泵送量大等其他機型不具備的顯著優(yōu)點,逐漸成為混凝土濕噴機的主流發(fā)展方向。

但是，目前活塞泵式濕噴機在換向時，系統(tǒng)油壓與負載會忽然變化，瞬時壓力可以達到正常工作時的2～5倍，使得液壓系統(tǒng)中的元件因受過高的沖擊力而遭到破環(huán)，還會引起液壓系統(tǒng)內(nèi)部溫度升高，產(chǎn)生噪聲以及造成連接件松動、漏油等一系列問題。針對上述由沖擊產(chǎn)生的問題，許多學(xué)者提出了削弱液壓沖擊的方法。楊波和王順針對液壓泵在比例閥換向時產(chǎn)生液壓沖擊嚴重的問題，提出了在主油缸活塞端增加感應(yīng)套來降低液壓沖擊的方法，最后通過仿真驗證了該方法的可行性。曹中一等提出通過減小排量的方法來減少液壓沖擊，但是沒有量化分析，效果不明顯。吳萬榮等在參數(shù)優(yōu)化的基礎(chǔ)上，通過變排量的方法來減少液壓沖擊的影響。汪小芳等提出在泵出口處使用防沖擊閥來削減液壓沖擊的方法，并驗證了使用防沖擊閥的可行性。王飛設(shè)計了一種混凝土新型工藝噴頭，通過正交試驗優(yōu)化了施工工藝參數(shù)，獲得了最佳噴射效果。KHOOSHECHIN 和TANZADEH在工程凝膠復(fù)合材料發(fā)展的基礎(chǔ)上，利用纖維和納米材料改性混凝土強度，從而提高混凝土的噴射連續(xù)性。吳程晨通過對混凝土濕噴機S管閥的優(yōu)化設(shè)計，得出當(dāng)S管的管徑小于100 mm時,曲率半徑越小、壓力損失越大的結(jié)論。劉利明運用AMESim軟件對改變比例閥的換向時間進行仿真，分析得出換向時間不同，液壓系統(tǒng)壓力沖擊力也不同的結(jié)論。

針對活塞泵式濕噴機S管閥系統(tǒng)的工作原理，構(gòu)建S管閥系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型，得到擺臂旋轉(zhuǎn)角度與活塞桿位移的關(guān)系，并基于 AMESim 平臺建立S管閥換向系統(tǒng)仿真模型；通過改變比例閥的換向頻率、油液體積模量和液壓泵的排量來研究對S管閥系統(tǒng)沖擊的影響，為濕噴機的研究和AMESim仿真應(yīng)用提供參考。

1 S管閥系統(tǒng)分析

活塞泵式濕噴機整體如圖1所示，其液壓系統(tǒng)主要由主泵系統(tǒng)和S管閥系統(tǒng)兩部分組成。主泵系統(tǒng)主要包括比例閥、雙作用單桿液壓缸、溢流閥和變量泵。兩個雙作用單桿液壓缸往復(fù)交替伸出和縮回，實現(xiàn)物料的管道輸送，同時帶動S管閥完成換向配合。 S管閥系統(tǒng)的控制結(jié)構(gòu)如圖2所示。

圖1 活塞泵式濕噴機

圖2 S管閥系統(tǒng)的控制結(jié)構(gòu)

S管閥系統(tǒng)是活塞泵式濕噴機的重要組成部分，很大程度上決定著泵送效率，S管閥系統(tǒng)原理如圖3所示。S管閥系統(tǒng)主要由擺動油缸、比例閥、擺臂等組成，控制器輸出的信號控制比例閥的開口方向和大小，從而控制擺動油缸的伸縮，帶動擺臂左右擺動。其中,變量泵采用恒功率控制，恒功率控制的變量泵能在不同的工況下根據(jù)負載的變化調(diào)整流量,保證液壓泵的輸出功率基本為恒定值。以擺臂旋轉(zhuǎn)中心為原點建立坐標(biāo)系,、分別為雙擺動油缸活塞桿延長線的交點和左側(cè)擺動油缸反向延長線與固定端的交點，設(shè)∠=、∠=、=、=。

圖3 S管閥系統(tǒng)原理

S管閥系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型主要由擺動油缸的負載平衡方程、比例閥的流量方程、擺動油缸的流量連續(xù)性方程和S管閥的擺動負載方程組成，以左側(cè)擺動油缸無桿腔進油為主要研究對象，其推導(dǎo)過程如下：

(1) 擺動油缸的負載平衡方程

由牛頓第二定律可以得到擺動油缸的運動方程為

(1)

式中：為活塞及負載折算到活塞上的總質(zhì)量(kg);為活塞桿位移(m)；、分別為無桿腔和有桿腔的壓力(MPa)；為負載彈簧剛度;、分別為無桿腔和有桿腔活塞面積(m)；為活塞及負載的黏性阻尼系數(shù);為擺臂作用在活塞上的外負載(N)，是一個變化的力。

(2)S管閥的擺動負載方程

S管閥受到多種阻力矩的影響，針對S管閥的受力分析，推導(dǎo)出S管閥的擺動負載方程：

(2)

式中：為有效驅(qū)動力作用半徑(m)；為活塞與擺桿之間的夾角(rad)；為切割環(huán)與連接板接觸面泵送切換開始的摩擦力矩系數(shù)；為混凝土泵送壓力(MPa);為混凝土直接阻力矩和空載靜阻力矩之和(N·m)；為S管閥相對于轉(zhuǎn)動軸的轉(zhuǎn)動慣量(kg·m)；為S管閥的轉(zhuǎn)動角度(rad)。

在△中:

(3)

聯(lián)立式(2)和式(3)得：

(4)

當(dāng)擺動油缸處于穩(wěn)態(tài)時：

=+

(5)

定義負載壓力:

(6)

(3)比例閥的流量方程

無桿腔A流入的流量：

(7)

有桿腔流出的流量：

(8)

左右兩腔的流量比：

(9)

活塞桿向右運動所需要的流量經(jīng)過線性化為

=-

(10)

式中:為流量系數(shù)；為油液密度(kg/m);為比例閥閥芯位移(m)；為阻尼孔面積(m)；為比例閥面積梯度(m)；為負載壓力(MPa)；為系統(tǒng)工作壓力(MPa)。

(4) 擺動油缸的流量連續(xù)性方程

流入擺動油缸進油腔的流量:

(11)

式中：為內(nèi)泄漏系數(shù);為外泄漏系數(shù);為液壓缸腔總?cè)莘e(m)；為油液體積彈性模量(N/m)。

整理式(1)(4) (6)(9)(11)，可得閥控缸機制模型：

(12)

(13)

式中：為平均有效面積(m)。

2 濕噴機S管閥液壓系統(tǒng)仿真模型

2.1 系統(tǒng)建模

AMESim在液壓建模和仿真方面功能強大，且模型具有很高的精度。本文作者使用AMESim中的液壓庫、二維平面機械庫、機械庫和高級液壓元件庫快速建立系統(tǒng)的模型。濕噴機S管閥液壓系統(tǒng)屬于典型的機電液一體化系統(tǒng)，使用上述4個液壓元件庫建立的模型如圖4所示。

圖4 S管閥系統(tǒng)的仿真模型

在構(gòu)建模型時：

(1)使用機械庫中的力、位移、功率傳感器分別采集恒功率變量泵中的負載、位移和功率。恒功率控制就是使泵的出口壓力和輸出流量乘積為恒值，由于壓力由負載決定，當(dāng)負載變化時，泵調(diào)節(jié)輸出流量使得二者乘積為定值。

(2)為保證比例閥和恒功率變量泵的準確性，使用高級液壓元件庫搭建模型。

(3)使用三端口實體(PLMBOD03-1)、復(fù)合驅(qū)動鉸(PLMJ00-2)和旋轉(zhuǎn)鉸(PLMPIV00-1)構(gòu)成S管閥系統(tǒng)的擺臂。

2.2 參數(shù)的設(shè)定

活塞泵式濕噴機的主要參數(shù)如表1所示，另一些參數(shù)可以通過理論計算和實際測量得到。參數(shù)設(shè)定時為避免系統(tǒng)復(fù)雜而造成仿真失敗，可略去對仿真結(jié)果影響較小的元器件，比如過濾器。

表1 活塞泵式濕噴機液壓元器件參數(shù)

2.3 仿真分析

保證油泵首先向S管閥的擺動油缸供油，然后再向主液壓缸供油的前提條件下，以S管閥系統(tǒng)為主要研究對象,時間為5 s、步長為0.01 s,采用0.5 Hz脈沖信號對比例閥進行信號傳輸仿真。

2.3.1 比例閥的換向頻率對S管閥系統(tǒng)沖擊的影響

在實際工作中，對于不同的工作需要，可以通過設(shè)置不同比例閥的換向頻率來達到控制擺臂換向時間。因此,分析不同比例閥的換向頻率對S管閥系統(tǒng)沖擊的影響，在保持其他條件不變的情況下，設(shè)計4種不同比例閥的換向頻率，分別用0.3、0.5、0.8、1.2 Hz對S管閥系統(tǒng)進行仿真模擬，并對4種不同比例閥換向頻率下擺動油缸活塞桿的推力進行對比分析，結(jié)果如圖5所示。

由圖5可知：不同頻率下的擺動油缸推力在5 s時間內(nèi)基本上都呈現(xiàn)周期性的變化，隨著頻率的增加，活塞起程的最大推力變化不大，而活塞回程推力呈現(xiàn)明顯遞增趨勢，0.3、0.5、0.8、1.2 Hz頻率下，最大推力分別為=3.34 s時的12 833.13 N、=2.09 s時的16 546.46 N、=3.84 s時的20 091.74 N、=2.59 s時的22 037.01 N。主要是因為活塞首次起程時，外界條件并不發(fā)生大的變化，隨著頻率的增加，比例閥換向時間縮短，擺動油缸換向瞬間的慣性使得液體受到高壓，活塞由于腔內(nèi)液體壓力產(chǎn)生的阻力而制動，瞬時壓力的增大直接反映在沖擊力上；換向時間的縮短也會使擺動油缸不能達到目標(biāo)位置，進一步呈現(xiàn)運動的不規(guī)律性，同時利用效率大大降低；頻率太大容易造成活塞桿運動不到位，系統(tǒng)要承受頻繁的超大負荷。因此，結(jié)合圖5，推薦選用回程時沒有沖擊力且波峰平緩的頻率0.3 Hz。

圖5 不同頻率對擺動油缸活塞桿推力的影響

2.3.2 油液體積模量對S管閥系統(tǒng)沖擊的影響

體積模量是油液的一個重要的物理參數(shù)，表明了油液抗壓縮能力，它對液壓系統(tǒng)的位置精度、功率水平、響應(yīng)時間和穩(wěn)定性的影響顯著。因此，分析不同體積模量對S管閥系統(tǒng)沖擊的影響，在保持其他條件不變的情況下，設(shè)計4種不同數(shù)值的體積模量，分別為1 000、1 200、1 500和1 700 MPa,對S管閥系統(tǒng)進行仿真模擬，并對4種不同體積模量下的擺動油缸的推力進行對比分析，結(jié)果如圖6所示。

圖6 不同體積模量對擺動油缸活塞桿推力的影響

由圖6可知：在不同油液體積模量下，擺動油缸的活塞桿推力均呈現(xiàn)周期性變化，隨著體積模量的增大，波峰的平緩趨勢打破；起程時集中在=1.69 s時到達最大位移，沖擊力呈明顯上升趨勢，在1 000、1 200、1 500、1 700 MPa體積模量下，最大沖擊力分別為12 794.25、14 554.02 、16 994.43、18 376.82 N；回程時集中在=2.09 s出現(xiàn)最大沖擊力，同樣呈上升趨勢，分別為12 814、12 851、12 881、16 546 N，并且在運行過程中伴隨有振蕩發(fā)生。主要是因為油液彈性模量降低，系統(tǒng)的理論誤差變小，系統(tǒng)的輸出衰減也變小，使得系統(tǒng)的跟蹤特性變好；沖擊振蕩是由于比例閥每次換向時，擺動油缸中的油液受到?jīng)_擊引起的。因此，在濕噴機運行過程中，選用體積模量小的液壓油液可以使系統(tǒng)運行時趨于平穩(wěn)、減少振蕩、降低沖擊力。

2.3.3 泵的排量對 S管閥系統(tǒng)沖擊的影響

系統(tǒng)中流量的改變會直接影響活塞速度的變化，進而影響擺臂運動。根據(jù)泵的流量公式，可知泵的理論流量與泵的排量有直接關(guān)系，因此對液壓泵中的排量進行模擬仿真，在其他條件不變的情況下，將排量分別設(shè)置為28、40、55、75 mL/r,并對4種不同排量下擺動油缸的推力進行對比分析，結(jié)果如圖7所示。

由圖7可知:隨著液壓泵的排量增大，起程時到達最大位移的沖擊力逐漸變小，波峰趨于平緩；在=2.09 s時回程沖擊力呈現(xiàn)遞增趨勢，在28、40、55、75 mL/r排量下，沖擊力分別為16 546.46、20 759.73、 25 403.87、28 355.52 N。主要是因為液壓泵為恒功率變量泵，當(dāng)排量增大時，流量增大，使得液壓泵出口處的壓力變小，進入擺動油缸中的壓力變小，在活塞到達最大位移時，造成的沖擊力變小；當(dāng)比例閥換向時，液壓缸腔內(nèi)的壓力急劇上升，造成回程時沖擊力過大，同時系統(tǒng)內(nèi)機械結(jié)構(gòu)的快速運行導(dǎo)致了沖擊振蕩的發(fā)生。因此，恒功率變量泵下的排量為40 mL/r是最適宜的選擇。

圖7 不同排量對擺動油缸活塞桿推力的影響

3 結(jié)論

基于 AMESim 平臺建立了S 管閥換向系統(tǒng)仿真模型，通過改變比例閥的換向頻率、油液體積模量和液壓泵的排量來研究各變量對S管閥系統(tǒng)沖擊的影響，得出如下結(jié)論：

(1)頻率的增加會使系統(tǒng)趨向于不穩(wěn)定，比例閥換向時間縮短，導(dǎo)致回程的波峰沖擊力升高，因此在工程中應(yīng)選用頻率低的信號，增大換向時間、降低沖擊力；

(2)在濕噴機運行過程中，選用體積模量小的液壓油液可以使系統(tǒng)運行時趨于平穩(wěn)、減少振蕩、降低沖擊力；

(3)在恒功率變量泵下運行時，增大排量會使系統(tǒng)起程的波峰沖擊力降低，回程的波峰沖擊力升高；減小排量，可以降低比例閥換向時帶來的沖擊力。