混凝土泵擺動液壓系統(tǒng)性能分析及優(yōu)化

陳 玲， 王福鑫

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

引言

擺動系統(tǒng)是泵送機(jī)械的核心單元之一，主要作用是快速、平穩(wěn)地驅(qū)動分配閥的擺動，以配合泵送系統(tǒng)換向，其動態(tài)特性直接影響泵送機(jī)械的效率、可靠性和平穩(wěn)性。

首先，擺動的快速性要求系統(tǒng)驅(qū)動力和系統(tǒng)流量能夠滿足負(fù)載要求。在相同的擺動系統(tǒng)最大工作壓力下，降低系統(tǒng)壓力損失是提高擺動系統(tǒng)有效驅(qū)動力的關(guān)鍵。侯占勇等[1]分析了系統(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，并進(jìn)行了實驗驗證。盧志學(xué)等[2]對泵送油缸聯(lián)通閥組內(nèi)部流道進(jìn)行優(yōu)化分析，并進(jìn)行壓損實驗對比，對閥組設(shè)計和流道優(yōu)化提供了參考。近年來隨著仿真技術(shù)的發(fā)展， 對于混凝土泵車擺動系統(tǒng)的模擬仿真已能精確的反應(yīng)泵車動態(tài)特性,為研究泵車擺動系統(tǒng)的動態(tài)特性提供了理論基礎(chǔ)[3-5]。文獻(xiàn)[6]建立了擺動系統(tǒng)的仿真模型，分析了擺動系統(tǒng)的運(yùn)行規(guī)律。文獻(xiàn)[7]通過仿真詳細(xì)闡述了管路壓損在管路設(shè)計中的重要性。針對混凝土泵車主閥塊的壓力損失，文獻(xiàn)[8]對泵車主閥塊進(jìn)行仿真與實驗研究，得到鑄造閥塊壓損比機(jī)加閥塊壓損小的結(jié)論。對于液壓閥塊的設(shè)計要點也有系統(tǒng)的結(jié)論[9]。

其次，擺動的快速動作帶來劇烈的沖擊和振動，擺動速度越快，沖擊越大。一般在擺動油缸上設(shè)置緩沖裝置，用于降低擺動沖擊。緩沖結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計對于在保證擺動速度的基礎(chǔ)上降低沖擊具有重要意義。李勛文等[10]利用AMESim對混凝土泵車擺缸液壓系統(tǒng)進(jìn)行仿真，對擺缸的緩沖裝置進(jìn)行模擬分析和優(yōu)化。文獻(xiàn)[11-12]基于AMESim仿真方法研究了擺缸緩沖結(jié)構(gòu)參數(shù)對緩沖性能的影響，通過試驗設(shè)計法(Design of Experiment,DOE)仿真得到了對于緩沖性能的最優(yōu)參數(shù)值。

但長期以來，上述2個問題未有系統(tǒng)分析和試驗驗證。壓損優(yōu)化方面，主要通過優(yōu)化閥塊流道布置降低壓力損失，對于泵車擺動系統(tǒng)的壓力損失分布沒有詳細(xì)的結(jié)論，未能提出一套系統(tǒng)的壓力損失優(yōu)化方案；關(guān)于擺缸緩沖的研究結(jié)論大多基于理論分析，缺乏測試驗證環(huán)節(jié)。本研究通過理論分析和仿真計算，分析了混凝土泵車擺動液壓系統(tǒng)的動態(tài)特性，系統(tǒng)研究了降低擺動系統(tǒng)壓損的方案，同時探索了擺缸緩沖結(jié)構(gòu)數(shù)對優(yōu)化緩沖性能的影響，將提升擺動快速性和降低擺動沖擊2個目標(biāo)一并分析，取得了較好的優(yōu)化結(jié)果。

1 混凝土擺動系統(tǒng)工作原理

混凝土擺動系統(tǒng)的主要作用就是驅(qū)動分配閥左右擺動，配合泵送系統(tǒng)完成料斗內(nèi)混凝土的吸排動作，其原理圖如圖1所示，系統(tǒng)動力源為恒壓泵和蓄能器，工作時蓄能器放油，恒壓泵負(fù)責(zé)為蓄能器補(bǔ)油。擺動控制塊和換向閥為控制單元，左右2個擺缸為執(zhí)行單元，依次動作驅(qū)動分配閥擺動，由于混凝土泵的結(jié)構(gòu)特點，要求分配閥快速擺動到位，一般來說混凝土泵車的擺動油缸到位時間在200 ms左右，因此擺動系統(tǒng)以蓄能器作為動力源，實現(xiàn)瞬時大功率排放。

1.恒壓泵 2.蓄能器 3.擺動控制塊 4.換向閥 5.左擺缸 6.右擺缸

2 擺動系統(tǒng)建模與分析

擺動液壓系統(tǒng)在擺動前通過恒壓泵對蓄能器充液，擺動過程可看作蓄能器放液過程，因換向時間短，可以近似為絕熱膨脹過程：

pVγ=常數(shù)

(1)

式中，p—— 壓力，MPa

V—— 體積，m3

γ—— 絕熱指數(shù)，對于氮?dú)馊≈禐?.4

蓄能器出口的液壓油經(jīng)過一系列接頭、軟管、閥塊等元件，最終作用在擺動油缸的活塞上，流體經(jīng)過一個元件就會產(chǎn)生相應(yīng)的壓力損失，損失類型一般概括為沿程損失和局部損失。2種形式的損失都隨流量的增大而增大，可以認(rèn)為壓力損失與流速的二次方成正比，即：

(2)

式中， Δpi—— 流動方向上第i個元件的壓力損失，MPa

ξi—— 流動方向上第i個元件的損失系數(shù)

ρ—— 流體密度，kg·m-3

vi—— 第i個元件處流動速度，m·s-1

假設(shè)從蓄能器到擺動油缸大腔共流經(jīng)N個元件，蓄能器壓力為p，則作用在油缸大腔的壓力p1為：

(3)

(4)

式中，X—— 擺缸活塞的位移，m

A1—— 擺缸大腔壓強(qiáng)的作用面積，m2

FL—— 擺缸擺動時的負(fù)載，N

m—— 擺缸活塞的重量，kg

擺動負(fù)載FL由驅(qū)動閥的慣性、混凝土的阻力、切割環(huán)的摩擦力等組成。這些負(fù)載包括擺動力矩在擺動過程中是時變參數(shù)，理論計算較為復(fù)雜，一般計算中按常量設(shè)置。

借助AMESim搭建擺動系統(tǒng)分析模型[12]，如圖2所示，部分主要參數(shù)如表1所示。

表1 仿真系統(tǒng)主要參數(shù)

圖2 擺動系統(tǒng)仿真模型

為驗證模型的準(zhǔn)確性，對該系統(tǒng)進(jìn)行試驗對比分析，如圖3所示。以從左側(cè)向右側(cè)擺動為例，選取右側(cè)擺缸壓力為監(jiān)測對象，仿真與實測結(jié)果如圖4所示。

圖3 擺動液壓系統(tǒng)性能試驗

由圖4可知，換向動作開始時，換向閥閥芯開始換向，左擺缸瞬間從高壓油路切換為回油路，壓力隨之下降，同時擺缸從靜止開始加速，大腔內(nèi)壓力略微回升，擺缸速度不再增加時，隨著蓄能器放油，系統(tǒng)壓力緩慢下降。當(dāng)活塞運(yùn)動到緩沖位置，流通截面積突然減小，擺缸大腔內(nèi)液壓油瞬間升高使活塞、分配閥等運(yùn)動件減速。對比仿真與試驗結(jié)果，換向過程曲線誤差在10%以內(nèi)，表明該仿真系統(tǒng)可用于后續(xù)分析研究。

圖4 右側(cè)擺缸壓力仿真與試驗結(jié)果對比

3 擺動系統(tǒng)壓損分析與優(yōu)化

擺動過程為蓄能器放液過程，通過系統(tǒng)仿真分析，可以直觀表明油液流動方向上各節(jié)點的壓力損失情況。結(jié)果表明，現(xiàn)有產(chǎn)品擺動過程系統(tǒng)總壓力損失達(dá)9 MPa，分為四部分：第一部分為蓄能器到閥塊，主要為液壓管路及其接頭；第二部分為擺閥節(jié)流口，直徑14 mm；第三部分為擺閥、擺缸進(jìn)油管及其接頭；第四部分為系統(tǒng)回油，包括從擺缸回油到油箱管路，各部分占比如表2所示，可見壓損主要集中在蓄能器進(jìn)油管路、回油管路以及進(jìn)油節(jié)流口，由于擺缸進(jìn)油管壓損占比較小，僅對前三者進(jìn)行優(yōu)化分析。

表2 擺動系統(tǒng)各部件壓損占比

3.1 蓄能器進(jìn)油管路壓損優(yōu)化

設(shè)置不同的管路規(guī)格，通過AMESim批處理功能，可以方便的得出對比結(jié)果，如表3所示。隨軟管規(guī)格增大，壓力損失隨之減小，同時擺動時間也隨之縮短，單18 mm軟管壓力損失和擺動時間均較大，采用雙18 mm 軟管(產(chǎn)品現(xiàn)有方案)，壓損和擺動時間均明顯縮減，而單25 mm軟管和雙25 mm軟管的差異，雖壓損有小幅縮減，但換向時間無差別。因此，優(yōu)化的結(jié)果采用單25 mm管路代替原18 mm雙管路方案，不僅有效減少了壓損，而且簡化了管路布置，節(jié)約了成本。

表3 蓄能器進(jìn)油管路優(yōu)化參數(shù)對比

3.2 閥前節(jié)流壓損優(yōu)化

一般來講，系統(tǒng)回路中設(shè)置阻尼主要是為了吸收系統(tǒng)沖擊或節(jié)流調(diào)速；而在擺動系統(tǒng)中，由于蓄能器容性元件，放液過程并無系統(tǒng)沖擊，因此，節(jié)流口的設(shè)置只影響壓力損失，進(jìn)而影響調(diào)速。節(jié)流口越大，壓力損失越小，不同節(jié)流口的擺動性能分析結(jié)果如表4所示，隨節(jié)流口的增大，壓損減小，擺動時間縮短，但優(yōu)化幅度越來越小。主要是由于節(jié)流口的直徑增大到一定程度后，該部分的優(yōu)化空間已經(jīng)很小，此時系統(tǒng)的壓損和擺動時間主要受系統(tǒng)匹配約束。在綜合考慮系統(tǒng)的匹配和閥塊尺寸空間，選取20 mm節(jié)流口。

表4 不同阻尼孔匹配性能對比

3.3 擺動系統(tǒng)壓損優(yōu)化結(jié)果

利用上述方法，可以方便的進(jìn)行擺動回油管路壓損的分析和優(yōu)化，不再贅述。

將上面的單因素壓力損失優(yōu)化結(jié)果進(jìn)行疊加和匹配，可以得到擺動系統(tǒng)壓損優(yōu)化的最終結(jié)果，如表5所示，可以發(fā)現(xiàn)，優(yōu)化后系統(tǒng)壓力損失降低28.5%， 擺動速度加快20.8%，效果顯著。

表5 擺動系統(tǒng)壓損優(yōu)化結(jié)果對比

4 擺動緩沖結(jié)構(gòu)優(yōu)化

除擺動速度，擺動沖擊壓力也是需要考慮的關(guān)鍵問題。過高的沖擊壓力不僅產(chǎn)生振動和噪聲，對系統(tǒng)密封和結(jié)構(gòu)可靠性也是巨大考驗。所以有必要進(jìn)一步優(yōu)化擺缸緩沖結(jié)構(gòu)降低油缸擺動時的沖擊。擺缸緩沖機(jī)構(gòu)借助緩沖間隙瞬間節(jié)流產(chǎn)生的阻力降低擺動機(jī)構(gòu)的動量。根據(jù)動量定理，動量的變化量等于外力與其作用時間的積分：

其中，p為緩沖腔內(nèi)的壓力，在結(jié)構(gòu)允許的情況下，緩沖時間越長，緩沖壓力越高，緩沖效果就越好。但是往往受空間結(jié)構(gòu)限制緩沖段長度受限制，緩沖壓力也要保證在安全范圍內(nèi)。

在擺動液壓系統(tǒng)的設(shè)計中，擺動速度和擺動緩沖往往是相互矛盾的，二者的匹配需要在量化分析的基礎(chǔ)上找到平衡。因為擺動油缸的緩沖段不能做太長，以免緩沖時間過長， 所以要在不改變緩沖段長度的基礎(chǔ)上研究緩沖結(jié)構(gòu)參數(shù)對沖擊的影響，現(xiàn)有擺缸緩沖結(jié)構(gòu)如圖5所示，參數(shù)如表6所示。

圖5 擺動油缸緩沖結(jié)構(gòu)示意圖

表6 擺動油缸尺寸參數(shù)

圖6是其換向沖擊壓力曲線，初始狀態(tài)為右缸完全伸出，并保持接高壓油，左缸接回油。換向開始后，左缸接通高壓油伸出，壓力上升，右缸接回油縮回，且產(chǎn)生一定背壓，兩缸壓力隨蓄能器放液過程的持續(xù)而同步降低，直至右缸活塞進(jìn)入緩沖腔，換向進(jìn)入尾聲，而此時右缸大腔壓力激增至35 MPa，即為擺動系統(tǒng)的末端緩沖造成的沖擊壓力，油缸在此壓力下迅速減速直至停止運(yùn)動，但過高的緩沖壓力不僅產(chǎn)生振動和噪聲，也容易損壞擺動油缸的密封元件。

圖6 原擺缸擺動性能測試曲線

4.1 擺缸緩沖節(jié)流口對擺動性能的影響

緩沖節(jié)流口的作用是當(dāng)擺缸活塞進(jìn)入緩沖段時，增大通流面積，減緩沖擊壓力。一般來說節(jié)流口直徑越大，沖擊壓力越低，擺動緩沖效果也隨之減弱。圖7所示為緩沖節(jié)流口直徑為1.8 mm時對應(yīng)的擺動曲線，相比圖6，不僅末端緩沖壓力降至32.5 MPa，同時由于節(jié)流口的卸壓作用，該壓力在擺缸到位后也隨即快速卸壓。通過設(shè)置不同節(jié)流口，可以得到節(jié)流口直徑對擺動時間以及緩沖壓力的影響如圖8所示，隨著緩沖節(jié)流口直徑增大，擺動沖擊壓力逐漸減小，但擺缸活塞撞缸速度不斷增大。撞缸屬于機(jī)械沖擊，影響產(chǎn)品設(shè)備的穩(wěn)定性和可靠性，因此在緩沖節(jié)流口的優(yōu)化設(shè)計中，需統(tǒng)籌考慮系統(tǒng)可靠性和撞缸速度，綜合上述因素節(jié)流口確定為1.3 mm。

圖7 1.8 mm節(jié)流口擺動性能曲線

圖8 節(jié)流口對擺動沖擊和撞缸速度的影響

4.2 擺缸緩沖間隙對擺動性能的影響

緩沖間隙對擺缸沖擊的影響與回油節(jié)流口類似，緩沖間隙越大，擺缸沖擊越小，但撞缸速度越大，意味著緩沖效果變差。一般保證壓力沖擊峰值在安全范圍內(nèi)的情況下盡可能的增強(qiáng)緩沖效果。通過批處理分析，可以得到緩沖間隙對擺動沖擊和撞缸速度的影響趨勢，如圖9所示，綜合考慮沖擊壓力和撞缸速度，取0.45 mm間隙為優(yōu)化結(jié)果。

圖9 緩沖間隙對擺動沖擊和撞缸速度的影響

4.3 擺缸緩沖錐角對擺動性能的影響

緩沖錐角變化對擺動性能影響的變化結(jié)果，如表7所示，可以看出，錐角變化對緩沖壓力呈非線性，8°錐角較1°和15°錐角的緩沖壓力降低明顯，但撞缸速度基本相當(dāng)，因此將8°定為優(yōu)化結(jié)果。

表7 擺缸緩沖錐角對擺動性能的影響

4.4 擺缸緩沖結(jié)構(gòu)優(yōu)化結(jié)果

將上面的單因素壓力損失優(yōu)化結(jié)果進(jìn)行疊加和匹配，可以得到擺動系統(tǒng)緩沖優(yōu)化的最終結(jié)果，如表8所示，可以發(fā)現(xiàn)，優(yōu)化后在撞缸速度沒有明顯增加的基礎(chǔ)上，系統(tǒng)緩沖壓力降低17.5%，擺缸活塞及相關(guān)密封性能得到了有效保障。

表8 擺缸緩沖優(yōu)化結(jié)果

5 結(jié)論

(1) 分析泵送機(jī)械擺動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)和工作原理，基于AMESim建立擺動系統(tǒng)壓損及擺動緩沖仿真模型，詳細(xì)闡明了擺動系統(tǒng)的壓損分布和擺動沖擊規(guī)律，為混凝土泵擺動系統(tǒng)的設(shè)計優(yōu)化提供仿真平臺和理論依據(jù)；

(2) 通過優(yōu)化蓄能器管路及擺閥進(jìn)口阻尼可以有效降低擺動壓損28.5%，縮短擺動時間20.8%，大幅提高液壓系統(tǒng)效率，最為關(guān)鍵的是，壓損的優(yōu)化提升了擺動力的充裕度，可以有效解決施工現(xiàn)場高強(qiáng)度澆筑時分配閥擺動無力的問題；

(3) 擺動緩沖壓力越高，緩沖效果越好，可使撞缸速度控制在較低的范圍內(nèi)，但過高的沖擊壓力對擺缸可靠性造成影響，實際設(shè)計時要控制擺動緩沖壓力在可接受的范圍內(nèi)，在此基礎(chǔ)上保證緩沖效果。