液壓打樁錘主控閥換向性能的動態特性分析

胡均平，郭勇，張政華，劉成沛，代建龍

(中南大學 機電工程學院，湖南 長沙，410083)

液壓打樁錘的打擊能量大，能量傳遞效率高，打擊能可以調節，并且在施工中產生的噪聲和污染小[1]，它已經成為柴油錘的環保替代品，在打樁工程中得到越來越廣泛的使用。液壓打樁錘控制系統作為打樁錘的核心得到了廣泛的研究。Patrick等[2]提出了一種通過電磁鐵控制打樁機打擊能和打擊頻率的方案。James[3]采用純液壓控制提出了水下打樁錘的控制方法，但是打樁錘的能量和頻率無法調節。Iskander[4]詳細地論述了單作用電液打樁錘的設計和控制。呂景忠等[5]提出了采用氣液聯合控制打樁錘工作的方法，但其打擊能量只能通過行程閥有級調節。液壓打樁錘的打樁頻率高，對換向的平穩和快速性要求高[6-8]，采用行程開關或接近開關控制電磁閥控制打樁錘工作產生的換向沖擊大，導致系統故障率高，可靠性較差[9-12]。液壓柔性沖擊控制系統克服了電磁閥換向時產生的剛性沖擊，使液壓打樁錘的換向過程更加平穩可靠，同時也使沖擊能和沖擊頻率實現了無級調節，增加了液壓打樁錘的適用范圍。主控閥是液壓樁錘避免換向時剛性沖擊，實現平穩可靠換向的關鍵部件，它的主要作用是實現樁錘換向的先導控制。液壓打樁錘要保持在高頻率下工作，要求主控閥具有很高的換向性能。

1 主控閥工作原理及結構

1.1 主控閥工作原理

圖l所示為液壓打樁錘柔性沖擊控制系統液壓原理圖。初始狀態下，錘體2處于下位，行程控制閥3處于右位，主控閥12在油缸氮氣腔壓力和彈簧力的作用處于右位。當操作閥13時，主控閥12左端的環形面AK作用有系統壓力ps，左端的圓形面AK1作用有控制壓力pk，而右端的環形面AK2與高壓油接通，右端圓形面AK3與油缸上的氮氣腔接通，在這幾個壓力的作用下，主控閥12處于左位。上升閥5的控制腔通過主控閥12的B口和T口與回油接通，上升閥5打開。下降閥9的控制腔通過主控閥12的A口和P口與高壓油接通，下降閥9關閉。單向節流閥A7和單向節流閥B8實現了上升閥5和下降閥9的先關后開，避免了誤動作。錘體2上升觸動行程閥3換向，使左端的環形面AK和右端環形面AK2與回油接通。錘體2繼續上升壓縮氮氣腔，氮氣腔壓力升高。當氮氣腔壓力大于控制壓力pk時，主控閥12換向處于右位。上升閥5的控制腔通過主控閥12的B口和P口與高壓油接通，上升閥5關閉。下降閥9的控制腔通過主控閥12的A口和T口與回油接通，下降閥9打開。油缸4下腔與回油通，錘體2在氮氣壓力和自重的作用下下落。此時，主控閥12左端的環形面AK與回油通，左端的圓形面AK1作用用控制壓力pk，而右端的環形面AK2作用有系統壓力ps，右端環形面AK3與油缸的氮氣腔接通。隨著錘體2的下落，油缸的氮氣腔壓力減小，當觸動行程閥3換向時，主控閥左端的環形面與高壓油接通，主控閥換向。如此循環，實現連續打樁。緩沖補油閥11實現油缸緩沖腔的補油和緩沖腔的安全保護。

圖1 液壓打樁錘柔性控制系統工作原理Fig.1 Scheme of flexible control system for hydraulic pile hammer

1.2 主控閥結構

主控閥的結構比普通二位四通液控換向閥復雜，其主要特點是閥芯左端有2個液壓控制口，閥芯右端有一氣壓控制口，在閥體內部還有一反饋腔與閥芯右端相通。通過幾個控制口中壓力的變化即可實現閥芯的換向功能，如圖2所示。為加工制造的方便將活塞做成三段，即左柱塞2，活塞4和右柱塞5。右端蓋7與右柱塞5的環形腔通過反饋油孔與B口相通，這使得主控閥具有記憶功能，即一旦主控閥接受行程閥傳遞的信號換向至左位，它將一直使閥芯處于左位，直到氮氣腔壓力大于控制壓力的換向信號傳來，此后主控閥將一直處于右位，直到再次觸動行程閥。裝配時，閥芯4在彈簧6的預壓縮力作用下處于右位。閥芯4和閥體3采用正開口形式，避免了壓力反饋換向時高頻高壓信號的干擾。當系統壓力作用于AK處，控制壓力作用于 AK1處時，閥芯移動并保持在左位；當AK3處的氣壓值超過AK1的控制壓力時，閥芯移動并保持在右位直到樁錘下落行程到位。通過調節AK1的壓力pk即可實現對打樁錘打擊能的調節。

圖2 主控閥結構Fig.2 Structure of main control valve

2 主控閥換向性能試驗

為完成主控閥換向快速性，平穩性的測試，最直接的測試方案是測量主控閥閥芯的位移時間曲線。但是，主控閥兩端都接有控制回路，位移傳感器的安裝不方便，因此本文采用插裝閥控制腔的壓力突變來判斷主控閥是否換向，在打樁錘系統的基礎上設計了采用測量壓力來測試主控閥性能的方案，如圖3所示。忽略管道的影響，插裝閥控制腔壓力突變的時刻可以認為是主控閥換向完畢的時刻，即控制腔壓力發生壓力突變所需時間為主控閥換向時間。

圖3 主控閥換向性能試驗原理圖Fig.3 Experiment scheme for reversing performance of hydraulic pile hammer

在主控閥換向性能測試的參數設定時，先調節閥右端圓形面積AK3作用的壓力至1.7 MPa，它通過調節減壓閥13和截止閥12，觀察壓力表11讀數實現。調節溢流閥15將系統壓力調至21 MPa。使電磁閥2得電，調節單向減壓閥3，觀察壓力表5使左端圓形面積AK1作用壓力為2.2 MPa。實驗操作時，電磁閥2得電1 s后斷開，然后保持該狀態。傳感器8和9所測壓力分別為插裝閥7控制腔壓力pL1和插裝閥10控制腔壓力pL2，所得2 s內的曲線如圖4所示。

圖4 pL1和pL2測試曲線Fig.4 Test curves of pL1 and pL2

測試的數據表明：主控閥在0～1 s向右運動至左位時，壓力pL1在2 ms左右達到系統設定壓力，在4 ms左右開始下降，主控閥完成左位換向，在5 ms附近時壓力穩定在0 MPa附近波動；壓力pL2在4 ms左右開始上升，在5 ms左右穩定在21 MPa附近波動。主控閥在1～2 s向左運動至右位時，壓力pL1在1.028 s左右開始上升，主控閥完成右位換向，在1.03 s左右穩定在21 MPa附近波動。壓力pL2在1.028 s左右開始下降，在1.03 s時穩定在0 MPa附近波動。

3 主控閥換向的數學模型及仿真

3.1 主控閥換向的數學模型

由牛頓定理可知，主控閥閥芯的運動方程如式(1)所示：

其中：m為閥芯質量，kg；S為閥芯位移，m；pAK為左端面環形面積上作用的壓力為環形面積，D為內腔大徑，dsp為閥芯直徑；pAK2為右端面環形面積上作用的壓力，面圓形面積，m2；pK為左端圓形面積上作用的壓力，Pa；pN為右端面圓形面積上作用的壓力，Pa；K為彈簧剛度，N/m；x0為彈簧初始壓縮量，mm；f為閥芯與閥體之間的摩擦力，N；Fs為穩態液動力，N；Ft為瞬態液動力，N；μ為油液動力黏度，Pa·s；Lf為閥芯凸肩長度，m；rc為閥芯與閥體的徑向間隙，m；Δp為閥口壓差，Pa；Cd為閥流量系數；ρ為油液質量密度，kg/m3；g0閥芯初始狀態開口量。

忽略油管的液容效應，對主控閥的AK腔供油口應用連續性方程有：

V1為Ak腔體積，m3；E為油液的體積彈性模量，Pa。對主控閥的AK2腔供油口應用連續性方程有：

對插裝閥7的控制腔應用連續性方程有：

其中：VL1為插裝閥7控制腔的體積，m3。

對插裝閥10的控制腔應用連續性方程有：

其中：VL2為插裝閥10控制腔的體積，m3。

3.2 主控閥換向的仿真模型

主控閥換向過程包含4個運動狀態，這幾個狀態是按一定條件轉換循環進行的。在Simulink中實現主控閥換向過程模擬仿真的關鍵是解決狀態轉換問題。使用Stateflow生成監控邏輯，嵌入到Simulink中，可以方便的解決 Simulink中的狀態轉換問題[13-14]。在Stateflow中建立的主控閥運動狀態轉換圖如圖 5所示。結合主控閥換向運動的數學模型，在Simulink中建立的模型如圖6所示。

圖5 主控閥閥芯運動狀態轉化圖Fig.5 States transfer for spool movement ofmain control valve

圖6 主控閥換向過程的仿真模型Fig.6 Simulation model for main control valve reversing

3.3 仿真結果

用矩形波模擬左端控制壓力變化，仿真參數如表1所示。采用ode15s(stiff/NDF)算法對模型進行求解，所得pL1和pL2的曲線如圖7所示。

圖7 pL1和pL2仿真曲線Fig.7 Simulation curve of pL1 and pL2

表1 主控閥換向的仿真參數Table 1 Simulation parameters of main control valve reversing

圖7的仿真數據表明：主控閥在0～1 s向右運動至左位時，壓力pL1在2.1 ms后達到21 MPa，在4.5 ms后開始下降，在5.4 ms時壓力pL1穩定在0 MPa；壓力pL2在3.9 ms時開始上升，在5.2 ms時穩定在21 MPa。主控閥在1～2 s向左運動至右位時，壓力pL1在1.004 2 s時開始上升，在1.058 6 s時穩定在21 MPa。壓力pL2在1.003 6 s時開始下降，在1.005 4 s時穩定在0 MPa。在0～1 s內，仿真結果與實驗結果完全相同。但是在1～2 s內，主控閥向左運動的過程中，仿真結果與測量結果差了大約24 ms。實驗采用的電磁閥動作的延時時間為0～30 ms[15-16]，而仿真過程的控制壓力由矩形波模擬沒有考慮電磁閥動作的延時，因此忽略電磁閥動作的影響仿真結果和實驗結果是完全符合的，該模型可以用來模擬主控閥的換向過程。

4 換向性能影響因素

實現主控閥對柔性沖擊換向系統的快速控制，主控閥的最大流量要求達到400～600 L/min。而主控閥的最大通流量由閥芯直徑 dsp，開口 g0和閥芯最大位移Smax決定，因此為保證對主控閥通流能力的要求，不考慮這3個因素對主控閥換向性能的影響。對主控閥向右運動換向至左位進行仿真，通過插裝閥7控制腔壓力pL1的變化考察內腔大徑D，彈簧剛度K，閥體內反饋油孔直徑 dr1和油孔長度 L對主控閥換向快速性的影響。

圖8所示為內腔直徑D對主控閥換向的影響。隨著直徑 D的增大，pL1變化提前，換向時間減短，但是D的增大對換向閥換向時間縮短的作用越來越小。直徑D對換向閥換向時間影響很大，主控閥的換向時間在D=55 mm的情況下比D=52 mm提前了0.2 ms。

圖8 內腔大徑D對主控閥換向性能的影響Fig.8 Effects of inner chamber diameter D on reversing performance of main control valve

圖9 所示為彈簧剛度K對主控閥換向的影響。隨著彈簧剛度K的減小，pL1變化提前，換向時間減短，但是彈簧剛度K對主控閥換向時間的影響較小。

圖9 彈簧剛度K對主控閥換向性能的影響Fig.9 Effects of spring stiffness K on reversing performance of main control valve

圖10 孔直徑dr1對主控閥換向性能的影響Fig.10 Effects of feedback hole diameter dr1 on reversing performance of main control valve

圖11 反饋孔長度L對主控閥換向性能的影響Fig.11 Effects of feedback hole length L on reversing performance of main control valve

圖10 和圖11所示分別為閥體中反饋油孔的直徑dr1和長度L對主控閥換向的影響。反饋油孔的直徑dr1和長度L對主控閥的換向時間的影響比較明顯，隨著dr1的增大主控閥換向所需時間縮短，隨著L的減小主控閥換向所需時間也縮短。

5 結論

(1) 結合液壓打樁錘的工作特點，分析主控閥的工作原理和結構。該主控閥的應用實現了打樁過程的柔性換向和打擊能，打擊頻率的無級調節。

(2) 根據主控閥換向性能實驗的數學模型，采用Matlab和Stateflow建立的仿真模型進行仿真分析。仿真和實驗結果表明，忽略電磁閥動作的影響仿真結果和實驗結果是完全符合。

(3) 主控閥換向所需時間隨著內腔直徑D的增大而縮短，隨著彈簧剛度K的減小而縮短，隨著dr1的增大而縮短，隨著L的減小而縮短。其中，彈簧剛度K的影響很小。

[1] UFC 3-220-02P, Pile driving equipment[S]. 2004-01-16.

[2] Patrick D B, Mark T, David H. Pile driving control apparatus and pile driving system: United States, US7404449B2[P].2008-07-29.

[3] James E A. Deep water pile driver: United States,US20100012336A1[P]. 2009-05-18.

[4] Iskander M. Behavior of pipe piles in sand[M]. Heidelberg:Springer, 2011: 127-176.

[5] 呂景忠, 隋振, 楊永海, 等. 新型液壓樁錘氣液驅動系統[J].吉林大學學報: 工學版, 2004, 34(4): 597-601.Lü Jing-zhong, SUI Zhen, YANG Yong-hai, et al.Hydro-pneumatic driving system of new type hydraulic pile hammer[J]. Journal of Jilin University: Engineering and Technology, 2004, 34(4): 597-601.

[6] 胡均平, 郭勇, 宋光偉, 等. 金屬顆粒填充樁錘錘擊模型的數值分析[J]. 中國公路學報, 2010, 23(2): 122-126.HU Jun-ping, GUO Yong, SONG Guang-wei, et al. Numerical analysis for impact model of pile hammer[J]. China Journal of Highway and Transport, 2010, 23(2): 122-126.

[7] 楊永海, 王勛龍, 呂景忠, 等. 液壓樁錘性能評價體系及其試驗方法研究[J]. 農業機械學報, 2005, 36(4): 597-601.YANG Yong-hai, WANG Xun-long, Lü Jing-zhong, et al. Study on performance evaluation system and testing methods of hydraulic pile hammer[J]. Transactions of the Chinese Society of Agricultural Machinery, 2005, 36(4): 597-601.

[8] 李廷, 何繼善, 徐振華, 等. 特大型組合式高應變動力試樁重錘[J]. 中南大學學報: 自然科學版, 2008, 39(5): 1112-1118.LI Ting, HE Ji-shan, XU Zhen-hua. Special large-scaled and knock -down hammer in high strain dynamic pile test[J]. Journal of Central South University: Science and Technology, 2008,39(5): 1112-1118.

[9] 胡均平, 史天亮, 張玲. 新型氣液聯合液壓打樁錘的仿真研究[J]. 計算機仿真, 2009, 26(8): 274-277.HU Jun-ping, SHI Tian-liang, ZHANG Ling. Simulation of a new type hydro-pneumatic hydraulic pile hammer[J]. Computer Simulation, 2009, 26(8): 274-277.

[10] 楊國平. 能獨立調頻調能液壓沖擊器的研究[J]. 湖南科技大學學報: 自然科學版, 2006, 21(1): 25-29.YANG Guo-ping. Research of a full hydraulic pressure hydraulic impactor with strike energy and frequency adjusted independently[J]. Journal of Hunan University of Science &Technology: Natural Science Edition, 2006, 21(1): 25-29.

[11] Angadi S V, Jackson R L, Choe S Y, et al. Reliability and life study of hydraulic solenoid valve[J]. Engineering Failure Analysis, 2009, 16: 874-887.

[12] Li G, Wu M. Modeling and controlling of a flexible hydraulic manipulator[J]. Journal of Central South University of Technology, 2005, 12(5): 578-583.

[13] Aditya A, Gyula S, Gabor K. Semantic translation of Simulink/Stateflow models to hybrid automata using graph transformations[J]. Electronic Notes in Theoretical Computer Science, 2004, 109(14): 43-56.

[14] 賈秋玲, 袁冬莉, 欒云鳳. 基于 MATLAB7.xSimulinkStateflow系仿真分析及設計[M]. 西安: 西北工業大學出版社,2006: 176-213.JIA Qiu-lin, YUN Dong-li, LUAN Yun-feng. System simulation and design based on MATLAB7.xSimulinkStateflow[M]. Xi’an:Northwest Industrial University Press, 2006: 176-213.

[15] 丁問司, 巫輝燕, 陳麗娜, 等. 單相交流液壓系統設計及特性分[J]. 中南大學學報: 自然科學版, 2010, 41(4): 1348-1353.DING Wen-si, WU Hui-yan, CHEN Li-na, et al. Design and characteristic analysis of single-phase pulsating flow hydraulic system[J]. Journal of Central South University: Science and Technology, 2010, 41(4): 1348-1353.

[16] 成大先. 機械設計手冊—液壓傳動[M]. 北京: 化學工業出版,2004: 497-502.CHENG Da-xian. Handbook of mechanic design—Hydraulic transmission[M]. Beijing: Chemical Industry Press, 2004:497-502.