液壓打樁錘主控閥換向性能的動(dòng)態(tài)特性分析

胡均平，郭勇，張政華，劉成沛，代建龍

(中南大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，湖南 長(zhǎng)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(diào)節(jié)，并且在施工中產(chǎn)生的噪聲和污染小[1]，它已經(jīng)成為柴油錘的環(huán)保替代品，在打樁工程中得到越來(lái)越廣泛的使用。液壓打樁錘控制系統(tǒng)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(guò)電磁鐵控制打樁機(jī)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(wú)法調(diào)節(jié)。Iskander[4]詳細(xì)地論述了單作用電液打樁錘的設(shè)計(jì)和控制。呂景忠等[5]提出了采用氣液聯(lián)合控制打樁錘工作的方法，但其打擊能量只能通過(guò)行程閥有級(jí)調(diào)節(jié)。液壓打樁錘的打樁頻率高，對(duì)換向的平穩(wěn)和快速性要求高[6-8]，采用行程開(kāi)關(guān)或接近開(kāi)關(guān)控制電磁閥控制打樁錘工作產(chǎn)生的換向沖擊大，導(dǎo)致系統(tǒng)故障率高，可靠性較差[9-12]。液壓柔性沖擊控制系統(tǒng)克服了電磁閥換向時(shí)產(chǎn)生的剛性沖擊，使液壓打樁錘的換向過(guò)程更加平穩(wěn)可靠，同時(shí)也使沖擊能和沖擊頻率實(shí)現(xiàn)了無(wú)級(jí)調(diào)節(jié)，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(shí)剛性沖擊，實(shí)現(xiàn)平穩(wěn)可靠換向的關(guān)鍵部件，它的主要作用是實(shí)現(xiàn)樁錘換向的先導(dǎo)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(jié)構(gòu)

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(tǒng)液壓原理圖。初始狀態(tài)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?dú)馇粔毫蛷椈闪Φ淖饔锰幱谟椅弧．?dāng)操作閥13時(shí)，主控閥12左端的環(huán)形面AK作用有系統(tǒng)壓力ps，左端的圓形面AK1作用有控制壓力pk，而右端的環(huán)形面AK2與高壓油接通，右端圓形面AK3與油缸上的氮?dú)馇唤油?，在這幾個(gè)壓力的作用下，主控閥12處于左位。上升閥5的控制腔通過(guò)主控閥12的B口和T口與回油接通，上升閥5打開(kāi)。下降閥9的控制腔通過(guò)主控閥12的A口和P口與高壓油接通，下降閥9關(guān)閉。單向節(jié)流閥A7和單向節(jié)流閥B8實(shí)現(xiàn)了上升閥5和下降閥9的先關(guān)后開(kāi)，避免了誤動(dòng)作。錘體2上升觸動(dòng)行程閥3換向，使左端的環(huán)形面AK和右端環(huán)形面AK2與回油接通。錘體2繼續(xù)上升壓縮氮?dú)馇?，氮?dú)馇粔毫ι摺．?dāng)?shù)獨(dú)馇粔毫Υ笥诳刂茐毫k時(shí)，主控閥12換向處于右位。上升閥5的控制腔通過(guò)主控閥12的B口和P口與高壓油接通，上升閥5關(guān)閉。下降閥9的控制腔通過(guò)主控閥12的A口和T口與回油接通，下降閥9打開(kāi)。油缸4下腔與回油通，錘體2在氮?dú)鈮毫妥灾氐淖饔孟孪侣?。此時(shí)，主控閥12左端的環(huán)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(huán)形面AK2作用有系統(tǒng)壓力ps，右端環(huán)形面AK3與油缸的氮?dú)馇唤油?。隨著錘體2的下落，油缸的氮?dú)馇粔毫p小，當(dāng)觸動(dòng)行程閥3換向時(shí)，主控閥左端的環(huán)形面與高壓油接通，主控閥換向。如此循環(huán)，實(shí)現(xiàn)連續(xù)打樁。緩沖補(bǔ)油閥11實(shí)現(xiàn)油缸緩沖腔的補(bǔ)油和緩沖腔的安全保護(hù)。

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

1.2 主控閥結(jié)構(gòu)

主控閥的結(jié)構(gòu)比普通二位四通液控?fù)Q向閥復(fù)雜，其主要特點(diǎn)是閥芯左端有2個(gè)液壓控制口，閥芯右端有一氣壓控制口，在閥體內(nèi)部還有一反饋腔與閥芯右端相通。通過(guò)幾個(gè)控制口中壓力的變化即可實(shí)現(xiàn)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(huán)形腔通過(guò)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(hào)換向至左位，它將一直使閥芯處于左位，直到氮?dú)馇粔毫Υ笥诳刂茐毫Φ膿Q向信號(hào)傳來(lái)，此后主控閥將一直處于右位，直到再次觸動(dòng)行程閥。裝配時(shí)，閥芯4在彈簧6的預(yù)壓縮力作用下處于右位。閥芯4和閥體3采用正開(kāi)口形式，避免了壓力反饋換向時(shí)高頻高壓信號(hào)的干擾。當(dāng)系統(tǒng)壓力作用于AK處，控制壓力作用于 AK1處時(shí)，閥芯移動(dòng)并保持在左位；當(dāng)AK3處的氣壓值超過(guò)AK1的控制壓力時(shí)，閥芯移動(dòng)并保持在右位直到樁錘下落行程到位。通過(guò)調(diào)節(jié)AK1的壓力pk即可實(shí)現(xiàn)對(duì)打樁錘打擊能的調(diào)節(jié)。

圖2 主控閥結(jié)構(gòu)Fig.2 Structure of main control valve

2 主控閥換向性能試驗(yàn)

為完成主控閥換向快速性，平穩(wěn)性的測(cè)試，最直接的測(cè)試方案是測(cè)量主控閥閥芯的位移時(shí)間曲線(xiàn)。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(lái)判斷主控閥是否換向，在打樁錘系統(tǒng)的基礎(chǔ)上設(shè)計(jì)了采用測(cè)量壓力來(lái)測(cè)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(shí)刻可以認(rèn)為是主控閥換向完畢的時(shí)刻，即控制腔壓力發(fā)生壓力突變所需時(shí)間為主控閥換向時(shí)間。

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

在主控閥換向性能測(cè)試的參數(shù)設(shè)定時(shí)，先調(diào)節(jié)閥右端圓形面積AK3作用的壓力至1.7 MPa，它通過(guò)調(diào)節(jié)減壓閥13和截止閥12，觀察壓力表11讀數(shù)實(shí)現(xiàn)。調(diào)節(jié)溢流閥15將系統(tǒng)壓力調(diào)至21 MPa。使電磁閥2得電，調(diào)節(jié)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(shí)驗(yàn)操作時(shí)，電磁閥2得電1 s后斷開(kāi)，然后保持該狀態(tài)。傳感器8和9所測(cè)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(nèi)的曲線(xiàn)如圖4所示。

圖4 pL1和pL2測(cè)試曲線(xiàn)Fig.4 Test curves of pL1 and pL2

測(cè)試的數(shù)據(jù)表明：主控閥在0～1 s向右運(yùn)動(dòng)至左位時(shí)，壓力pL1在2 ms左右達(dá)到系統(tǒng)設(shè)定壓力，在4 ms左右開(kāi)始下降，主控閥完成左位換向，在5 ms附近時(shí)壓力穩(wěn)定在0 MPa附近波動(dòng)；壓力pL2在4 ms左右開(kāi)始上升，在5 ms左右穩(wěn)定在21 MPa附近波動(dòng)。主控閥在1～2 s向左運(yùn)動(dòng)至右位時(shí)，壓力pL1在1.028 s左右開(kāi)始上升，主控閥完成右位換向，在1.03 s左右穩(wěn)定在21 MPa附近波動(dòng)。壓力pL2在1.028 s左右開(kāi)始下降，在1.03 s時(shí)穩(wěn)定在0 MPa附近波動(dòng)。

3 主控閥換向的數(shù)學(xué)模型及仿真

3.1 主控閥換向的數(shù)學(xué)模型

由牛頓定理可知，主控閥閥芯的運(yùn)動(dòng)方程如式(1)所示：

其中：m為閥芯質(zhì)量，kg；S為閥芯位移，m；pAK為左端面環(huán)形面積上作用的壓力為環(huán)形面積，D為內(nèi)腔大徑，dsp為閥芯直徑；pAK2為右端面環(huán)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?jí)嚎s量，mm；f為閥芯與閥體之間的摩擦力，N；Fs為穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力，N；Ft為瞬態(tài)液動(dòng)力，N；μ為油液動(dòng)力黏度，Pa·s；Lf為閥芯凸肩長(zhǎng)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(shù)；ρ為油液質(zhì)量密度，kg/m3；g0閥芯初始狀態(tài)開(kāi)口量。

忽略油管的液容效應(yīng)，對(duì)主控閥的AK腔供油口應(yīng)用連續(xù)性方程有：

V1為Ak腔體積，m3；E為油液的體積彈性模量，Pa。對(duì)主控閥的AK2腔供油口應(yīng)用連續(xù)性方程有：

對(duì)插裝閥7的控制腔應(yīng)用連續(xù)性方程有：

其中：VL1為插裝閥7控制腔的體積，m3。

對(duì)插裝閥10的控制腔應(yīng)用連續(xù)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(guò)程包含4個(gè)運(yùn)動(dòng)狀態(tài)，這幾個(gè)狀態(tài)是按一定條件轉(zhuǎn)換循環(huán)進(jìn)行的。在Simulink中實(shí)現(xiàn)主控閥換向過(guò)程模擬仿真的關(guān)鍵是解決狀態(tài)轉(zhuǎn)換問(wèn)題。使用Stateflow生成監(jiān)控邏輯，嵌入到Simulink中，可以方便的解決 Simulink中的狀態(tài)轉(zhuǎn)換問(wèn)題[13-14]。在Stateflow中建立的主控閥運(yùn)動(dòng)狀態(tài)轉(zhuǎn)換圖如圖 5所示。結(jié)合主控閥換向運(yùn)動(dòng)的數(shù)學(xué)模型，在Simulink中建立的模型如圖6所示。

圖5 主控閥閥芯運(yùn)動(dòng)狀態(tài)轉(zhuǎn)化圖Fig.5 States transfer for spool movement ofmain control valve

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

3.3 仿真結(jié)果

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

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

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

圖7的仿真數(shù)據(jù)表明：主控閥在0～1 s向右運(yùn)動(dòng)至左位時(shí)，壓力pL1在2.1 ms后達(dá)到21 MPa，在4.5 ms后開(kāi)始下降，在5.4 ms時(shí)壓力pL1穩(wěn)定在0 MPa；壓力pL2在3.9 ms時(shí)開(kāi)始上升，在5.2 ms時(shí)穩(wěn)定在21 MPa。主控閥在1～2 s向左運(yùn)動(dòng)至右位時(shí)，壓力pL1在1.004 2 s時(shí)開(kāi)始上升，在1.058 6 s時(shí)穩(wěn)定在21 MPa。壓力pL2在1.003 6 s時(shí)開(kāi)始下降，在1.005 4 s時(shí)穩(wěn)定在0 MPa。在0～1 s內(nèi)，仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果完全相同。但是在1～2 s內(nèi)，主控閥向左運(yùn)動(dòng)的過(guò)程中，仿真結(jié)果與測(cè)量結(jié)果差了大約24 ms。實(shí)驗(yàn)采用的電磁閥動(dòng)作的延時(shí)時(shí)間為0～30 ms[15-16]，而仿真過(guò)程的控制壓力由矩形波模擬沒(méi)有考慮電磁閥動(dòng)作的延時(shí)，因此忽略電磁閥動(dòng)作的影響仿真結(jié)果和實(shí)驗(yàn)結(jié)果是完全符合的，該模型可以用來(lái)模擬主控閥的換向過(guò)程。

4 換向性能影響因素

實(shí)現(xiàn)主控閥對(duì)柔性沖擊換向系統(tǒng)的快速控制，主控閥的最大流量要求達(dá)到400～600 L/min。而主控閥的最大通流量由閥芯直徑 dsp，開(kāi)口 g0和閥芯最大位移Smax決定，因此為保證對(duì)主控閥通流能力的要求，不考慮這3個(gè)因素對(duì)主控閥換向性能的影響。對(duì)主控閥向右運(yùn)動(dòng)換向至左位進(jìn)行仿真，通過(guò)插裝閥7控制腔壓力pL1的變化考察內(nèi)腔大徑D，彈簧剛度K，閥體內(nèi)反饋油孔直徑 dr1和油孔長(zhǎng)度 L對(duì)主控閥換向快速性的影響。

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

圖8 內(nèi)腔大徑D對(duì)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(duì)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(shí)間減短，但是彈簧剛度K對(duì)主控閥換向時(shí)間的影響較小。

圖9 彈簧剛度K對(duì)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(duì)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(zhǎng)度L對(duì)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(zhǎng)度L對(duì)主控閥換向的影響。反饋油孔的直徑dr1和長(zhǎng)度L對(duì)主控閥的換向時(shí)間的影響比較明顯，隨著dr1的增大主控閥換向所需時(shí)間縮短，隨著L的減小主控閥換向所需時(shí)間也縮短。

5 結(jié)論

(1) 結(jié)合液壓打樁錘的工作特點(diǎn)，分析主控閥的工作原理和結(jié)構(gòu)。該主控閥的應(yīng)用實(shí)現(xiàn)了打樁過(guò)程的柔性換向和打擊能，打擊頻率的無(wú)級(jí)調(diào)節(jié)。

(2) 根據(jù)主控閥換向性能實(shí)驗(yàn)的數(shù)學(xué)模型，采用Matlab和Stateflow建立的仿真模型進(jìn)行仿真分析。仿真和實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，忽略電磁閥動(dòng)作的影響仿真結(jié)果和實(shí)驗(yàn)結(jié)果是完全符合。

(3) 主控閥換向所需時(shí)間隨著內(nèi)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(qū)動(dòng)系統(tǒng)[J].吉林大學(xué)學(xué)報(bào): 工學(xué)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(shù)值分析[J]. 中國(guó)公路學(xué)報(bào), 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(píng)價(jià)體系及其試驗(yàn)方法研究[J]. 農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào), 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(yīng)變動(dòng)力試樁重錘[J]. 中南大學(xué)學(xué)報(bào): 自然科學(xué)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(lián)合液壓打樁錘的仿真研究[J]. 計(jì)算機(jī)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(guó)平. 能獨(dú)立調(diào)頻調(diào)能液壓沖擊器的研究[J]. 湖南科技大學(xué)學(xué)報(bào): 自然科學(xué)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(shè)計(jì)[M]. 西安: 西北工業(yè)大學(xué)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(wèn)司, 巫輝燕, 陳麗娜, 等. 單相交流液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)及特性分[J]. 中南大學(xué)學(xué)報(bào): 自然科學(xué)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(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)—液壓傳動(dòng)[M]. 北京: 化學(xué)工業(yè)出版,2004: 497-502.CHENG Da-xian. Handbook of mechanic design—Hydraulic transmission[M]. Beijing: Chemical Industry Press, 2004:497-502.