液控式泵送系統(tǒng)的運(yùn)行規(guī)律與時(shí)序分析*

石 峰,王 琛,丁海港,王福鑫,趙延斌

(1.徐州徐工施維英機(jī)械有限公司,江蘇 徐州 221000;2.中國(guó)礦業(yè)大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院,江蘇 徐州 221116)

0 引 言

混凝土泵車(chē)是實(shí)現(xiàn)混凝土快速輸送與澆筑的專(zhuān)用工程機(jī)械,在交通、能源、建筑、國(guó)防工程等領(lǐng)域得到了廣泛應(yīng)用。

泵送系統(tǒng)是混凝土泵車(chē)的核心,采用并列的輸送缸交替伸縮來(lái)輸送混凝土,通過(guò)分配閥的擺動(dòng)來(lái)實(shí)現(xiàn)兩輸送缸吸料、泵送功能的切換。泵送系統(tǒng)的換向時(shí)序是指主油缸換向,以及擺動(dòng)油缸的換向順序和換向間隔。

換向時(shí)序匹配程度影響泵送效率、系統(tǒng)沖擊振動(dòng)和易損件的壽命。在該領(lǐng)域已有不少學(xué)者的研究。陳國(guó)安等人[1]、葉鑫等人[2]提出了解決混凝土泵送機(jī)械換向壓力沖擊的最有效措施,是對(duì)主液壓泵和換向閥進(jìn)行綜合控制,完成主液壓泵排量調(diào)節(jié)時(shí)機(jī)和液壓閥換向時(shí)機(jī)兩者的協(xié)調(diào)。宋春雷[3]從混凝土泵充盈率的角度出發(fā),對(duì)泵送與擺動(dòng)的不同換向時(shí)序進(jìn)行了計(jì)算、分析和比較,并得出了結(jié)論,即分配閥與泵送系統(tǒng)同時(shí)換向的效果優(yōu)于擺動(dòng)系統(tǒng)先換向。李華[4]、王佳茜[5]提出了泵送效率、混凝土輸送方量、混凝土理論輸送方量等相關(guān)概念,并依據(jù)分配與泵送之間的邏輯關(guān)系,分析了影響混凝土泵送機(jī)械效率的各個(gè)因素。王術(shù)東[6]、谷豐等人[7]對(duì)S閥換向系統(tǒng)進(jìn)行了建模仿真與動(dòng)力學(xué)分析。FEYS D[8,9]對(duì)混凝土流變特性進(jìn)行了研究,得到了泵出口壓力與混凝土黏度、流動(dòng)時(shí)間、流量的關(guān)系曲線(xiàn)。胡任[10]、安東亮[11]、靖保平等人[12]借助AMESim軟件,對(duì)混凝土泵車(chē)擺動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行了仿真分析,并提出了符合泵送C25混凝土工況的系統(tǒng)負(fù)載加載方式。WU Wan-rong[13]對(duì)換向過(guò)程中液壓沖擊現(xiàn)象產(chǎn)生的機(jī)理進(jìn)行了理論分析。沈千里等人[14]分析了液動(dòng)力對(duì)混凝土泵擺動(dòng)系統(tǒng)的影響。CAZZULANI G[15]、SECRIERU E等人[16]搭建了混凝土泵送模擬實(shí)驗(yàn)臺(tái),并通過(guò)實(shí)驗(yàn)的方式,對(duì)數(shù)值模型計(jì)算壓力的可靠性進(jìn)行了驗(yàn)證。袁曉亮等人[17]針對(duì)擺動(dòng)系統(tǒng),分析了拋物線(xiàn)型緩沖裝置的緩沖特性以及減速機(jī)理,并提出了緩沖裝置的設(shè)計(jì)方法。

在以上的研究中,雖然研究人員分別對(duì)泵送和擺動(dòng)環(huán)節(jié)進(jìn)行了單獨(dú)研究,但缺乏針對(duì)兩環(huán)節(jié)的聯(lián)合分析,以及其相互作用機(jī)理方面的研究,導(dǎo)致目前泵送系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性與運(yùn)行規(guī)律依然不明。

筆者以全液控開(kāi)式混凝土泵送系統(tǒng)為研究對(duì)象,以仿真軟件為工具,根據(jù)元件的實(shí)際結(jié)構(gòu)參數(shù)搭建泵送系統(tǒng)的仿真模型,分析泵送系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性和運(yùn)行規(guī)律,以期為混凝土泵送系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)與參數(shù)優(yōu)化提供技術(shù)參考。

1 泵送系統(tǒng)液壓原理

某型號(hào)混凝土泵車(chē)[18]的泵送系統(tǒng)液壓原理圖,如圖1所示。

圖1 泵送系統(tǒng)液壓原理圖1—主泵;2—主閥;3—主油缸;4—信號(hào)閥;5—擺閥;6—擺動(dòng)泵;7—蓄能器;8—擺缸

該系統(tǒng)采用全液壓驅(qū)動(dòng)的換向方式,可實(shí)現(xiàn)正反泵、擺缸點(diǎn)動(dòng)等功能。

圖1中,泵送系統(tǒng)包括泵送單元和擺動(dòng)單元,兩個(gè)單元協(xié)調(diào)工作,以實(shí)現(xiàn)混凝土的輸送。其中,主泵1是恒功率變量泵,擺動(dòng)泵6是恒壓變量泵。

泵送系統(tǒng)的具體工作原理如下:

在泵的工作過(guò)程中,來(lái)自主泵1的液壓油經(jīng)主閥2,作用于主油缸3.1的無(wú)桿腔,主缸3.1伸出泵料,主缸3.2縮回吸料。當(dāng)主缸3.1活塞經(jīng)過(guò)頂端壓力檢測(cè)點(diǎn)時(shí),在信號(hào)閥4.1兩腔產(chǎn)生差壓信號(hào),使之換向;

擺動(dòng)泵6的高壓油經(jīng)信號(hào)閥4.1,作用于擺閥5左右控制腔,使之換向,進(jìn)而驅(qū)動(dòng)擺缸8換向;擺缸8兩腔的油液作用于主閥5左右控制腔,使之換向,進(jìn)而使主缸3.1和3.2換向,2個(gè)主缸推料、吸料的角色互換,完成一個(gè)泵送工作循環(huán)。

由此可見(jiàn),該泵送系統(tǒng)利用液控信號(hào)可實(shí)現(xiàn)信號(hào)閥、擺閥、擺缸、主閥、主缸依次延時(shí)換向。

2 泵送系統(tǒng)建模與驗(yàn)證

2.1 泵送系統(tǒng)建模

根據(jù)泵送系統(tǒng)的液壓原理、各元件實(shí)物結(jié)構(gòu)與物理參數(shù),筆者基于AMESim軟件建立泵送系統(tǒng)仿真模型,如圖2所示。

圖2 泵送系統(tǒng)仿真模型1—主泵;2—主閥;3—主油缸;4—信號(hào)閥;5—擺閥;6—擺動(dòng)泵;7—蓄能器;8—擺缸和搖臂;9—模擬負(fù)載

泵送系統(tǒng)仿真模型的主要參數(shù)如表1所示。

表1 泵送系統(tǒng)主要元件參數(shù)表

2.2 模型驗(yàn)證

泵送系統(tǒng)模型的仿真曲線(xiàn)與實(shí)測(cè)曲線(xiàn),如圖3所示。

由圖3可知:仿真曲線(xiàn)與實(shí)測(cè)曲線(xiàn)具有相同的變化規(guī)律,且幅值一致性達(dá)90%以上。兩者的偏差主要來(lái)源于管路油液溫度、液動(dòng)力、油液彈性模量等因素的影響,這些因素動(dòng)態(tài)時(shí)變,且不便檢測(cè),造成模型和實(shí)際情況有一定的差異,但并不影響該模型的總體精度。

接下來(lái),筆者將基于該仿真模型,研究泵送系統(tǒng)的運(yùn)行規(guī)律,以及泵送與擺動(dòng)之間的耦合關(guān)系。

3 泵送單元運(yùn)行規(guī)律

基于上述仿真模型,筆者開(kāi)展泵送單元運(yùn)行規(guī)律的研究。

在泵送循環(huán)中,左、右主油缸的運(yùn)行曲線(xiàn)和各腔的壓力曲線(xiàn),如圖4所示。

圖4 主油缸大腔壓力和連通腔壓力

由圖4可見(jiàn):

左、右主油缸交替伸出縮回,行程相等;推進(jìn)油缸的無(wú)桿腔壓力(約為288 bar)遠(yuǎn)大于吸料油缸的無(wú)桿腔壓力(回油背壓約為2.5 bar),且連通腔壓力也較小(約為9 bar);在主油缸換向時(shí),連通腔出現(xiàn)較大的壓力沖擊(約為126 bar～142 bar)。

在泵送循環(huán)中,主泵出口壓力、流量曲線(xiàn)和主溢流閥的流量曲線(xiàn),如圖5所示。

圖5 主泵出口壓力和流量曲線(xiàn)

由圖5可見(jiàn):在主油缸推進(jìn)過(guò)程中,主泵處于恒功率狀態(tài),其出口壓力和流量保持恒定,流量為226 L/min,壓力為290 bar;在主油缸換向時(shí),主閥上溢流閥打開(kāi),瞬時(shí)溢流量達(dá)到1 200 L/min,主泵出口壓力迅速降低。

泵送循環(huán)中信號(hào)閥的動(dòng)態(tài)特性,如圖6所示。

圖6 信號(hào)閥動(dòng)態(tài)特性曲線(xiàn)

由圖6可見(jiàn):在主油缸越過(guò)檢測(cè)點(diǎn)后,信號(hào)閥一腔通高壓,另一腔通低壓,信號(hào)閥迅速打開(kāi),并維持一段時(shí)間,待主缸換向后,信號(hào)閥迅速關(guān)閉。

泵送循環(huán)中,主閥位移和控制腔壓力曲線(xiàn)如圖7所示。

圖7 主閥位移和左右控制腔壓力曲線(xiàn)

由圖7可見(jiàn):當(dāng)主油缸活塞越過(guò)檢測(cè)點(diǎn)后,主閥開(kāi)始換向,直到其閥芯移動(dòng)一段距離后,主缸開(kāi)始換向。

主閥的換向時(shí)間決定了主缸換向快慢,主閥換向越快,則主缸換向時(shí)間越提前。此處,主閥換向時(shí)間約為180 ms,主缸換向約120 ms,在主閥換向過(guò)程中,主缸已經(jīng)開(kāi)始反向移動(dòng)。

4 擺動(dòng)單元運(yùn)行規(guī)律

基于上述仿真模型,筆者開(kāi)展擺動(dòng)單元運(yùn)行規(guī)律的研究。

泵送循環(huán)中,擺閥位移和控制腔壓力曲線(xiàn)如圖8所示。

圖8 擺閥位移及其控制腔壓力曲線(xiàn)

由圖8可見(jiàn):信號(hào)閥4.1和4.2的交替啟閉,會(huì)控制擺閥兩端控制腔壓力,推動(dòng)擺閥換向;

通過(guò)擺閥位移曲線(xiàn)可知,這種換向時(shí)間較短,以ms為單位精確表示,為63 ms。

泵送循環(huán)中,擺缸位移和壓力曲線(xiàn)如圖9所示。

圖9 擺缸位移和壓力曲線(xiàn)

圖9中:在擺閥換向時(shí),擺缸兩腔壓力交替,且有一定的壓力沖擊,壓力沖擊值為180 bar,待擺缸擺動(dòng)到位后,擺缸壓力上升并升至190 bar;

擺缸換向時(shí)間為196 ms,其中,緩沖時(shí)間占50 ms,占總時(shí)間的25.5%。

在擺動(dòng)泵的擺動(dòng)過(guò)程中,擺動(dòng)泵和蓄能器出口壓力和流量曲線(xiàn),如圖10所示。

圖10 擺動(dòng)泵和蓄能器出口壓力和流量曲線(xiàn)

圖10中:蓄能器的出口壓力與擺動(dòng)泵的出口壓力基本一致。

在擺缸快速擺動(dòng)過(guò)程中,蓄能器提供主要能量,蓄能器快速向外放油,流量達(dá)到600 L/min,在蓄能器的高壓大流量沖擊下擺缸快速換向;待擺缸換向結(jié)束后,擺動(dòng)泵開(kāi)始向蓄能器中充液,壓力達(dá)到190 bar時(shí)停止充液,擺動(dòng)泵和蓄能器處于待命狀態(tài),此時(shí)擺動(dòng)泵的出口流量減小至4.7 L/min,以滿(mǎn)足系統(tǒng)的內(nèi)泄漏。

5 泵送時(shí)序分析

主缸、信號(hào)閥、擺閥、擺缸、主閥的換向時(shí)序如圖11所示。

泵送系統(tǒng)換向基本規(guī)律如下:

(1)泵送系統(tǒng)具有順序性。主缸過(guò)檢測(cè)點(diǎn)后,利用液控信號(hào)實(shí)現(xiàn)了信號(hào)閥、擺閥、擺缸、主閥、主缸依次延時(shí)換向。當(dāng)主油缸運(yùn)動(dòng)到檢測(cè)口時(shí),信號(hào)閥在檢測(cè)口兩端壓差的作用下快速完全打開(kāi),信號(hào)閥打開(kāi)時(shí)間為6 ms;信號(hào)閥打開(kāi)后,擺閥開(kāi)始運(yùn)動(dòng),并保持全開(kāi)狀態(tài),擺閥換向時(shí)間為63 ms;擺閥換向后,擺缸和主閥閥芯同時(shí)開(kāi)始動(dòng)作,擺缸換向時(shí)間約為196 ms,主閥換向時(shí)間約為180 ms,當(dāng)主閥換向至另一側(cè)閥口開(kāi)啟時(shí),主油缸開(kāi)始換向,信號(hào)閥迅速關(guān)閉,完成一個(gè)泵送循環(huán);

(2)泵送回路和擺動(dòng)回路具有耦合性。主缸換向和擺缸換向相互影響,換向信號(hào)相互調(diào)節(jié),從而形成了泵送循環(huán);

(3)該泵送系統(tǒng)采用液控?fù)Q向,利用液控信號(hào)實(shí)現(xiàn)信號(hào)閥、擺閥、主閥、擺缸、主缸依次換向,從而構(gòu)成一個(gè)泵送循環(huán)。局部放大圖顯示,擺閥、擺缸、主閥、主缸相對(duì)于信號(hào)閥換向的延遲時(shí)間分別為5 ms、30 ms、30 ms、120 ms;

(4)由于主閥相對(duì)于信號(hào)閥有較大滯后,當(dāng)推料主缸越過(guò)檢測(cè)點(diǎn)后,主閥并未換向,導(dǎo)致主缸不能及時(shí)換向,而當(dāng)主缸換向時(shí)其已向前滑行了一段距離(44 mm);

(5)從換向時(shí)序來(lái)看,在主缸活塞越過(guò)檢測(cè)點(diǎn)向前推進(jìn)過(guò)程中,擺缸已經(jīng)換向,即分配閥已經(jīng)開(kāi)始切換;而當(dāng)主油缸完成換向并運(yùn)行一段時(shí)間后,擺缸才完全擺到位,分配閥才完全切換到另一腔,這會(huì)使得推進(jìn)缸里的混凝土泄漏到料斗。

6 結(jié)束語(yǔ)

由于缺乏針對(duì)泵送和擺動(dòng)環(huán)節(jié)進(jìn)行的聯(lián)合分析,導(dǎo)致泵送系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性與運(yùn)行規(guī)律目前依然不明,為此,筆者以全液控開(kāi)式混凝土泵送系統(tǒng)為研究對(duì)象,以仿真軟件為工具,根據(jù)元件的實(shí)際結(jié)構(gòu)參數(shù),基于AMESim軟件,搭建了全液控開(kāi)式泵送系統(tǒng)的高精度仿真模型,分析了泵送系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性和運(yùn)行規(guī)律,以期為混凝土泵送系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)與參數(shù)優(yōu)化提供技術(shù)參考。

研究結(jié)果表明:

(1)測(cè)試結(jié)果與仿真結(jié)果吻合度在90%以上,證明泵送系統(tǒng)高精度仿真模型可以較為精確地模擬真實(shí)的泵送過(guò)程;

(2)泵送系統(tǒng)具有順序性。利用液控信號(hào)實(shí)現(xiàn)各元件依次換向,擺閥、擺缸、主閥、主缸相對(duì)于信號(hào)閥換向的延遲時(shí)間分別為5 ms、30 ms、30 ms、120 ms;繪制了泵送系統(tǒng)的換向時(shí)序圖,為優(yōu)化換向時(shí)序提供了依據(jù);

(3)泵送回路和擺動(dòng)回路具有耦合性和循環(huán)性:主缸換向和擺缸換向相互影響,換向信號(hào)相互調(diào)節(jié),從而形成了泵送循環(huán)。

后續(xù)的研究工作中,筆者將基于上述泵送系統(tǒng)高精度仿真模型,對(duì)泵送系統(tǒng)的換向時(shí)序進(jìn)行優(yōu)化匹配,以提高泵送系統(tǒng)的泵送效率。