液控式泵送系統的運行規律與時序分析*

石 峰,王 琛,丁海港,王福鑫,趙延斌

(1.徐州徐工施維英機械有限公司,江蘇 徐州 221000;2.中國礦業大學 機電工程學院,江蘇 徐州 221116)

0 引 言

混凝土泵車是實現混凝土快速輸送與澆筑的專用工程機械,在交通、能源、建筑、國防工程等領域得到了廣泛應用。

泵送系統是混凝土泵車的核心,采用并列的輸送缸交替伸縮來輸送混凝土,通過分配閥的擺動來實現兩輸送缸吸料、泵送功能的切換。泵送系統的換向時序是指主油缸換向,以及擺動油缸的換向順序和換向間隔。

換向時序匹配程度影響泵送效率、系統沖擊振動和易損件的壽命。在該領域已有不少學者的研究。陳國安等人[1]、葉鑫等人[2]提出了解決混凝土泵送機械換向壓力沖擊的最有效措施,是對主液壓泵和換向閥進行綜合控制,完成主液壓泵排量調節時機和液壓閥換向時機兩者的協調。宋春雷[3]從混凝土泵充盈率的角度出發,對泵送與擺動的不同換向時序進行了計算、分析和比較,并得出了結論,即分配閥與泵送系統同時換向的效果優于擺動系統先換向。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概念,并依據分配與泵送之間的邏輯關系,分析了影響混凝土泵送機械效率的各個因素。王術東[6]、谷豐等人[7]對S閥換向系統進行了建模仿真與動力學分析。FEYS D[8,9]對混凝土流變特性進行了研究,得到了泵出口壓力與混凝土黏度、流動時間、流量的關系曲線。胡任[10]、安東亮[11]、靖保平等人[12]借助AMESim軟件,對混凝土泵車擺動系統進行了仿真分析,并提出了符合泵送C25混凝土工況的系統負載加載方式。WU Wan-rong[13]對換向過程中液壓沖擊現象產生的機理進行了理論分析。沈千里等人[14]分析了液動力對混凝土泵擺動系統的影響。CAZZULANI G[15]、SECRIERU E等人[16]搭建了混凝土泵送模擬實驗臺,并通過實驗的方式,對數值模型計算壓力的可靠性進行了驗證。袁曉亮等人[17]針對擺動系統,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。

在以上的研究中,雖然研究人員分別對泵送和擺動環節進行了單獨研究,但缺乏針對兩環節的聯合分析,以及其相互作用機理方面的研究,導致目前泵送系統的動態特性與運行規律依然不明。

筆者以全液控開式混凝土泵送系統為研究對象,以仿真軟件為工具,根據元件的實際結構參數搭建泵送系統的仿真模型,分析泵送系統的動態特性和運行規律,以期為混凝土泵送系統的結構與參數優化提供技術參考。

1 泵送系統液壓原理

某型號混凝土泵車[18]的泵送系統液壓原理圖,如圖1所示。

圖1 泵送系統液壓原理圖1—主泵;2—主閥;3—主油缸;4—信號閥;5—擺閥;6—擺動泵;7—蓄能器;8—擺缸

該系統采用全液壓驅動的換向方式,可實現正反泵、擺缸點動等功能。

圖1中,泵送系統包括泵送單元和擺動單元,兩個單元協調工作,以實現混凝土的輸送。其中,主泵1是恒功率變量泵,擺動泵6是恒壓變量泵。

泵送系統的具體工作原理如下:

在泵的工作過程中,來自主泵1的液壓油經主閥2,作用于主油缸3.1的無桿腔,主缸3.1伸出泵料,主缸3.2縮回吸料。當主缸3.1活塞經過頂端壓力檢測點時,在信號閥4.1兩腔產生差壓信號,使之換向;

擺動泵6的高壓油經信號閥4.1,作用于擺閥5左右控制腔,使之換向,進而驅動擺缸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,進而使主缸3.1和3.2換向,2個主缸推料、吸料的角色互換,完成一個泵送工作循環。

由此可見,該泵送系統利用液控信號可實現信號閥、擺閥、擺缸、主閥、主缸依次延時換向。

2 泵送系統建模與驗證

2.1 泵送系統建模

根據泵送系統的液壓原理、各元件實物結構與物理參數,筆者基于AMESim軟件建立泵送系統仿真模型,如圖2所示。

圖2 泵送系統仿真模型1—主泵;2—主閥;3—主油缸;4—信號閥;5—擺閥;6—擺動泵;7—蓄能器;8—擺缸和搖臂;9—模擬負載

泵送系統仿真模型的主要參數如表1所示。

表1 泵送系統主要元件參數表

2.2 模型驗證

泵送系統模型的仿真曲線與實測曲線,如圖3所示。

由圖3可知:仿真曲線與實測曲線具有相同的變化規律,且幅值一致性達90%以上。兩者的偏差主要來源于管路油液溫度、液動力、油液彈性模量等因素的影響,這些因素動態時變,且不便檢測,造成模型和實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,筆者將基于該仿真模型,研究泵送系統的運行規律,以及泵送與擺動之間的耦合關系。

3 泵送單元運行規律

基于上述仿真模型,筆者開展泵送單元運行規律的研究。

在泵送循環中,左、右主油缸的運行曲線和各腔的壓力曲線,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:

左、右主油缸交替伸出縮回,行程相等;推進油缸的無桿腔壓力(約為288 bar)遠大于吸料油缸的無桿腔壓力(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,連通腔出現較大的壓力沖擊(約為126 bar～142 bar)。

在泵送循環中,主泵出口壓力、流量曲線和主溢流閥的流量曲線,如圖5所示。

圖5 主泵出口壓力和流量曲線

由圖5可見:在主油缸推進過程中,主泵處于恒功率狀態,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,主閥上溢流閥打開,瞬時溢流量達到1 200 L/min,主泵出口壓力迅速降低。

泵送循環中信號閥的動態特性,如圖6所示。

圖6 信號閥動態特性曲線

由圖6可見:在主油缸越過檢測點后,信號閥一腔通高壓,另一腔通低壓,信號閥迅速打開,并維持一段時間,待主缸換向后,信號閥迅速關閉。

泵送循環中,主閥位移和控制腔壓力曲線如圖7所示。

圖7 主閥位移和左右控制腔壓力曲線

由圖7可見:當主油缸活塞越過檢測點后,主閥開始換向,直到其閥芯移動一段距離后,主缸開始換向。

主閥的換向時間決定了主缸換向快慢,主閥換向越快,則主缸換向時間越提前。此處,主閥換向時間約為180 ms,主缸換向約120 ms,在主閥換向過程中,主缸已經開始反向移動。

4 擺動單元運行規律

基于上述仿真模型,筆者開展擺動單元運行規律的研究。

泵送循環中,擺閥位移和控制腔壓力曲線如圖8所示。

圖8 擺閥位移及其控制腔壓力曲線

由圖8可見:信號閥4.1和4.2的交替啟閉,會控制擺閥兩端控制腔壓力,推動擺閥換向;

通過擺閥位移曲線可知,這種換向時間較短,以ms為單位精確表示,為63 ms。

泵送循環中,擺缸位移和壓力曲線如圖9所示。

圖9 擺缸位移和壓力曲線

圖9中:在擺閥換向時,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,待擺缸擺動到位后,擺缸壓力上升并升至190 bar;

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

在擺動泵的擺動過程中,擺動泵和蓄能器出口壓力和流量曲線,如圖10所示。

圖10 擺動泵和蓄能器出口壓力和流量曲線

圖10中:蓄能器的出口壓力與擺動泵的出口壓力基本一致。

在擺缸快速擺動過程中,蓄能器提供主要能量,蓄能器快速向外放油,流量達到600 L/min,在蓄能器的高壓大流量沖擊下擺缸快速換向;待擺缸換向結束后,擺動泵開始向蓄能器中充液,壓力達到190 bar時停止充液,擺動泵和蓄能器處于待命狀態,此時擺動泵的出口流量減小至4.7 L/min,以滿足系統的內泄漏。

5 泵送時序分析

主缸、信號閥、擺閥、擺缸、主閥的換向時序如圖11所示。

泵送系統換向基本規律如下:

(1)泵送系統具有順序性。主缸過檢測點后,利用液控信號實現了信號閥、擺閥、擺缸、主閥、主缸依次延時換向。當主油缸運動到檢測口時,信號閥在檢測口兩端壓差的作用下快速完全打開,信號閥打開時間為6 ms;信號閥打開后,擺閥開始運動,并保持全開狀態,擺閥換向時間為63 ms;擺閥換向后,擺缸和主閥閥芯同時開始動作,擺缸換向時間約為196 ms,主閥換向時間約為180 ms,當主閥換向至另一側閥口開啟時,主油缸開始換向,信號閥迅速關閉,完成一個泵送循環;

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

(3)該泵送系統采用液控換向,利用液控信號實現信號閥、擺閥、主閥、擺缸、主缸依次換向,從而構成一個泵送循環。局部放大圖顯示,擺閥、擺缸、主閥、主缸相對于信號閥換向的延遲時間分別為5 ms、30 ms、30 ms、120 ms;

(4)由于主閥相對于信號閥有較大滯后,當推料主缸越過檢測點后,主閥并未換向,導致主缸不能及時換向,而當主缸換向時其已向前滑行了一段距離(44 mm);

(5)從換向時序來看,在主缸活塞越過檢測點向前推進過程中,擺缸已經換向,即分配閥已經開始切換;而當主油缸完成換向并運行一段時間后,擺缸才完全擺到位,分配閥才完全切換到另一腔,這會使得推進缸里的混凝土泄漏到料斗。

6 結束語

由于缺乏針對泵送和擺動環節進行的聯合分析,導致泵送系統的動態特性與運行規律目前依然不明,為此,筆者以全液控開式混凝土泵送系統為研究對象,以仿真軟件為工具,根據元件的實際結構參數,基于AMESim軟件,搭建了全液控開式泵送系統的高精度仿真模型,分析了泵送系統的動態特性和運行規律,以期為混凝土泵送系統的結構與參數優化提供技術參考。

研究結果表明:

(1)測試結果與仿真結果吻合度在90%以上,證明泵送系統高精度仿真模型可以較為精確地模擬真實的泵送過程;

(2)泵送系統具有順序性。利用液控信號實現各元件依次換向,擺閥、擺缸、主閥、主缸相對于信號閥換向的延遲時間分別為5 ms、30 ms、30 ms、120 ms;繪制了泵送系統的換向時序圖,為優化換向時序提供了依據;

(3)泵送回路和擺動回路具有耦合性和循環性:主缸換向和擺缸換向相互影響,換向信號相互調節,從而形成了泵送循環。

后續的研究工作中,筆者將基于上述泵送系統高精度仿真模型,對泵送系統的換向時序進行優化匹配,以提高泵送系統的泵送效率。