混凝土泵擺動系統運行規律與參數優化

陳 玲， 卜慶鋒， 趙延斌， 劉永狀

(1.江蘇省徐州經貿高等職業學校 機電工程系, 江蘇 徐州 221004;2.中國礦業大學 機電工程學院， 江蘇 徐州 221116)

引言

混凝土泵是 “高效、綠色、環保”施工中必不可少的設備，而擺動系統是其中的關鍵部件。在擺動系統中，擺缸驅動分配閥快速換向來配合砼缸的往復運動，以實現混凝土的吸入和排出。擺動系統的動態特性直接影響混凝土泵的可靠性、平穩性。

為保證泵送效率，一般要求擺缸能夠在200 ms內換向，以驅動分配閥快速擺動到位，使輸送管與砼缸對齊實現混凝土的吸入和排出。擺動速度快、慣性力大，必然引起較大的沖擊和振動[1-2]。國內外的學者對擺動系統的動態特性及其緩沖結構進行了研究。沈千里等[3]分析了液動力對混凝土泵擺動系統的影響。胡任等[4]、安東亮等[5]提出符合泵送C25混凝土工況的系統負載加載方式。王傳瑤等[6]、吳國棟等[7]、高欽和等[8]研究了液壓缸緩沖裝置的工作機理, 并提出了緩沖裝置的設計方法。丁凡等[9]對采用短笛型緩沖裝置的高速液壓缸緩沖過程進行了理論分析和試驗研究。袁曉亮等[10]分析了拋物線型緩沖裝置的緩沖特性以及減速機理，并提出了緩沖裝置的設計方法。曠權等[11]分析了圓柱形變節流面積緩沖結構的參數對緩沖性能影響。趙偉等[12]對采用活塞式緩沖機構的高速液壓缸的緩沖過程進行了理論分析和實驗研究，分析了結構參數對緩沖速度及緩沖壓力的影響。以上研究為改善泵送機械的擺動系統動態特性提供了借鑒。

本研究建立了擺缸緩沖數學模型，并基于AMESim平臺建立了擺動系統的仿真模型，闡明了擺動系統的運行規律，對擺動系統的關鍵參數進行了優化，進一步提高擺動系統的動態特性，減少擺動壓力沖擊，為混凝土泵送擺動系統的設計和參數優化提供了參考。

1 擺動系統的結構原理

圖1是混凝土泵擺動液壓系統的液壓原理圖。擺動系統主要由恒壓變量泵、蓄能器、擺閥、擺缸組成。恒壓變量泵通過單向閥給蓄能器充油。擺閥是二位四通液控換向閥，其換向信號來自于信號閥(未畫出)。2個擺缸的無桿腔分別連接擺閥的A，B油口，有桿腔連通接油箱。換向過程中，蓄能器提供主要油源，在液控信號的作用下擺閥換向，驅動擺缸快速換向，從而驅動分配閥擺動。

1.恒壓變量泵 2.安全閥 3.蓄能器 4.擺閥 5、6.擺缸

2 擺缸緩沖數學模型

圖2是擺缸緩沖單元的局部放大圖。緩沖過程主要分為2個過程：圓錐變節流緩沖過程與圓柱恒節流緩沖過程。

圖2 擺缸緩沖單元

2.1 圓錐變節流緩沖過程

如圖3所示，圓錐變節流緩沖一般分為3個階段：斷面局部收縮壓力損失階段、銳邊節流緩沖階段和縫隙節流緩沖階段。

圖3 圓錐變節流緩沖過程

1) 斷面局部收縮壓力損失階段

緩沖柱塞距緩沖腔較遠時，油液經緩沖腔流出時會產生局部壓力損失，其流量方程為：

(1)

式中，qj—— 斷面收縮時通過緩沖腔流量

Cf—— 斷面收縮流量系數

d—— 緩沖腔直徑

ρ—— 油液密度

Δp—— 進出口壓差

2) 銳邊節流緩沖階段

緩沖柱塞距緩沖腔較近時，緩沖柱塞與緩沖腔形成銳邊節流，其流量方程為:

(2)

式中，qr—— 銳邊節流時通過緩沖腔流量

Cd—— 銳邊節流流量系數

l0—— 緩沖開始時緩沖柱塞端面距緩沖腔

距離

x—— 活塞位移

δ—— 緩沖柱塞后端與緩沖腔徑向的間隙

3) 縫隙節流緩沖階段

緩沖柱塞進入緩沖腔后，緩沖柱塞和緩沖腔形成縫隙節流，其流量方程為:

(3)

式中，qf—— 縫隙節流時通過緩沖腔流量

l—— 緩沖柱塞圓柱段長度

δ1—— 緩沖柱塞前端與緩沖腔徑向的間隙

μ—— 油液動力黏度

2.2 圓柱恒節流緩沖過程

當緩沖圓柱段進入緩沖腔時，緩沖柱塞與緩沖腔的徑向間隙為恒值，可等效為固定節流孔，故二者構成恒節流緩沖。

設緩沖柱塞圓柱段進入緩沖腔內相對于起始緩沖位置的距離為x(向左為正方向)時，活塞的速度為v，當緩沖柱塞繼續向左運動位移dx時，活塞機械能變化值為:

dE1=Fdx+dEd

(4)

其中， 動能變化值為:

(5)

式中，F—— 作用在活塞上的外力

m—— 活塞運動件總質量

油液液壓能變化值為：

dE2=pHAHdx

(6)

式中，pH—— 緩沖腔油液壓力

AH—— 緩沖腔作用面積

忽略二階微分項，由能量守恒得：

(pHAH-F)dx=-mvdv

(7)

緩沖腔內流量方程為：

(8)

式中，K—— 緩沖節流孔流量系數

A0—— 縫隙環形面積

dv—— 活塞的速度變化值

p0—— 回油壓力

考慮p0=0 MPa，由式(8)可得：

(9)

將式(9)代入式(5)得：

(10)

(11)

式中，v0為圓柱段進入緩沖腔時活塞的速度。將式(11)改寫得：

(12)

將式(12)代入式(9)得：

(13)

當圓柱段剛進入緩沖腔時，即x=0時，pH有最大值：

(14)

在緩沖過程中，活塞的動能主要轉化為液壓能，壓縮油液使壓力上升。式(14)表示，緩沖腔的壓力沖擊與外負載F、圓柱段進入緩沖腔時活塞速度v0的平方成正比，與緩沖腔的作用面積AH成反比。

3 擺動系統建模

3.1 關鍵元件建模

在擺動系統中，油箱、液壓泵、單向閥、溢流閥等元件可以在AMESim的液壓元件庫中直接選取，而擺閥、帶緩沖結構的擺缸、擺動負載則需要借助HCD庫和平面庫來建立。

1) 擺閥建模

圖4是擺閥的結構圖，表1是擺閥結構參數。擺閥的閥芯結構為滑閥，節流口形狀為錐形，在兩控制腔油壓的驅動下閥芯換向，兩腔之間通過阻尼孔連通，以減少壓力沖擊。擺閥的仿真模型見圖5，其中換向信號來自真實擺動系統的液控信號。

圖4 擺閥結構圖

表1 擺閥結構參數

圖5 擺閥仿真模型

2) 擺缸建模

圖6是擺缸的結構，端部設置了緩沖結構，其由圓錐部分和圓柱部分組成。當油缸運動到終點時，緩沖結構進入緩沖腔，通過節流實現緩沖，以減少沖擊振動；另外，為了加快擺缸的啟動，設置了的快速通道。根據擺缸的結構，搭建擺缸的仿真模型，如圖7所示。

圖6 擺缸結構

圖7 擺缸的仿真模型

3.2 擺動系統仿真模型

根據擺動系統的液壓原理和實際結構，基于AMESim平臺建立了擺動系統的仿真模型，如圖8所示。擺動負載采用帶有Stribeck效應的LuGre摩擦模型，包括靜摩擦力、慣性力、庫侖力、黏性摩擦力，系統仿真參數如表2所示。擺閥的初始工作位為左位，左擺缸初始狀態為完全伸出狀態，右擺缸的初始狀態為完全縮回狀態。

表2 擺動系統各元件參數

圖8 擺動系統仿真模型

4 擺動系統運動特性

利用圖8的仿真模型，對擺動系統進行仿真，獲得了擺動系統的動態特性，如圖9所示。

圖9 擺動系統動態特性

(1) 在擺缸換向時，恒壓泵出口壓力降低，蓄能器快速向外放油，為擺缸提供主要流量，其流量最大達到710 L/min，使擺缸快速換向；

(2) 換向結束后，恒壓泵出口壓力隨之開始升高，繼續向蓄能器中充油，充油流量為-55 L/min，待恒壓泵出口壓力達到并保持19 MPa時，蓄能器結束充油，恒壓泵處于高壓待命狀態，出口流量減小至4.7 L/min，以滿足泵的內泄；

(3) 在擺缸開始換向時，兩擺缸的大腔壓力迅速切換，其中進油腔的壓力瞬間升高至19 MPa左右，回油腔的壓力接近0 MPa；在擺動初始階段，進油腔壓力逐漸降低，當擺缸運動到緩沖段時，進油腔壓力又開始升高。

如圖10所示，擺缸的運動過程分為5個階段，具體如下：

圖10 擺缸運動過程

第1階段：快速啟動，左擺缸伸出至圓柱段即將離開緩沖孔(右擺缸端面距緩沖腔的距離L為179～164 mm)，高壓油液通過Φ6通道進入左擺缸無桿腔，作用在環形活塞面上，使擺缸快速啟動；

第2階段：加速啟動，圓柱段離開緩沖孔至左擺缸緩沖結構完全伸出(L為164～149 mm)，高壓油液主要通過Φ25的流道進入左擺缸無桿腔，通流面積逐漸增大，擺缸進一步加速擺動；

第3階段：快速擺動，左擺缸緩沖結構完全伸出至右擺缸緩沖錐面接觸緩沖孔(L為149～30 mm)，在此階段擺缸速度先增后減，運行時間最長；

第4階段：緩沖減速，右擺缸緩沖錐面接觸緩沖孔至完全進入緩沖孔(L為30～15 mm)，在此階段通流面積迅速減小，擺缸速度急劇下降，緩沖腔內產生壓力沖擊；

第5階段：低速滑行，右擺缸緩沖圓柱段完全進入緩沖孔(L為15～0 mm)，利用圓柱與緩沖孔的徑向間隙進行節流緩沖，擺缸低速滑行直至撞缸停止，期間擺缸運行速度平穩，且運動時間較長，約整個擺動運行時間的40%。

5 關鍵參數對擺動性能的影響

5.1 蓄能器體積對擺動性能的影響

保持其他參數不變，將蓄能器的體積設置為7， 10，13， 20 L，獲得了不同蓄能器體積下擺缸的動態特性，如圖11和表3所示。

圖11 不同蓄能器體積下擺動特性曲線

表3 蓄能器體積對擺動系統的影響

可見，增加蓄能器體積后，蓄能器的最低壓力和最大流量均有所增加，可加快擺缸換向。例如，當蓄能器體積從10 L增加至13 L時，擺缸換向時間縮短10 ms，同時緩沖腔壓力沖擊并無大幅度增加；當蓄能器體積從13 L增加至20 L時，換向時間縮短5 ms，但緩沖腔壓力沖擊增大3.8 MPa。因此，考慮到安裝體積、生產成本和緩沖腔密封件可靠性，選擇13 L的蓄能器較為合適。

5.2 緩沖圓錐角對擺動性能的影響

保持其他參數不變，將緩沖錐角分別設置為20°，30°和40°，獲得圖12所示的仿真結果。不同錐角下油缸位移的變化趨勢和數值基本一致，可見緩沖錐角對擺缸動態特性影響較小，但錐角越小，緩沖腔壓力沖擊出現越早，沖擊越小，但過小的緩沖錐角會使圓錐變節流緩沖失去緩沖效果。綜合考慮，選擇20°的錐角。

圖12 不同緩沖錐角下擺動特性曲線

5.3 緩沖圓柱長度對擺動性能的影響

在保持緩沖總長30 mm不變的情況下，分別設置緩沖圓柱段長度為5， 10， 15， 20 mm。獲得了不同緩沖圓柱長度下擺缸的動態特性，如圖13和表4所示。圓柱長度顯著影響擺缸換向時間，當圓柱段越短，活塞滑行的距離越短，擺缸換向時間越短，但撞缸速度略有增加。當圓柱段開始進入緩沖腔時，活塞速度基本一致，故緩沖腔的壓力沖擊基本一致，這與式(14)相符。優化圓柱段參數主要指標是換向時間和撞缸速度，因此選擇緩沖圓柱段長度為10 mm。

圖13 不同緩沖圓柱段長度下擺動特性曲線

表4 不同緩沖圓柱長度對擺動性能的影響

5.4 擺動系統優化

1) 仿真分析

根據關鍵參數對擺動性能的影響，優化擺動系統的參數，如表5所示。圖14為優化前后擺缸位移、換向速度和緩沖腔壓力的特性曲線和參數。可見，優化后的擺動系統換向時間由190 ms縮短為160 ms，且緩沖腔壓力沖擊無明顯增加，滿足了擺動系統換向快且沖擊小的性能要求。

圖14 優化前后擺動系統動態特性曲線

表5 擺動系統優化參數

2) 試驗驗證

目前，62 m泵車的擺缸換向時間普遍為220 ms。根據上述優化方案，對擺動系統進行了改進，圖15為優化后的各處實測壓力曲線。通過擺閥A口和B口的壓力變化，可以測得的擺缸換向時間為167 ms，這說明所提出的優化方案是切實可行的。

圖15 優化后擺動系統實測驗證

6 結論

(1) 闡明了混凝土泵擺動系統的結構和工作原理，建立了擺缸緩沖數學模型，基于AMESim建立了擺動系統的仿真模型，揭示了擺動系統的運行特性，為混凝土泵擺動系統的設計優化提供了仿真平臺和理論依據；

(2) 在單一因素下，分析了蓄能器體積、緩沖錐角和圓柱段長度對擺動性能的影響，仿真結果表明，緩沖圓柱段長度顯著影響擺缸換向時間，緩沖錐角顯著影響緩沖腔壓力沖擊，蓄能器體積對擺動性能影響不大；

(3) 提出一種擺動系統綜合優化方案，優化后的擺動時間明顯縮短，且封閉腔的壓力沖擊未明顯增加，滿足了快速小沖擊的要求，并通過實驗驗證了該方案是切實可行的。