旋轉閥式液壓振動沉拔樁機實驗系統特性分析

李小彭，趙光輝，梁亞敏，聞邦椿

(東北大學 機械工程與自動化學院，沈陽 110819)

隨著高層建筑對樁基礎要求和社會對建筑施工環境要求的不斷提高，液壓振動沉拔樁機憑借其獨特的性能和優勢，已逐漸成為各種研究和發展的重點［1］。作為樁機的核心，液壓系統的工作性能對樁機的動態性能起著至關重要的作用。因此，對液壓系統進行動態特性研究，尋找提高動態特性的方法和途徑，實現優化匹配和最優控制，具有重要的工程意義［2－3］。

為了提高液壓系統動態性能，以提高沉樁效果，國內外眾多學者進行了大量的研究［4－6］。聞邦椿等［7－9］提出了值得深入研究和發展的新學科“振動摩擦學”，建立了新型液壓振動沉拔樁機實驗系統，將振動利用延伸到振動摩擦機理及動力學特性研究領域。胡均平等［10］在液壓靜力沉樁機的液壓系統中添加一個振動油路，得以實現振動壓樁，并利用功率鍵合圖建立了該油路的動態力學模型。Sasaki等［11］提出了由一個比例螺旋閥和一個高速啟閉的螺旋閥控制2個單桿活塞的液壓振動系統，并研究通過調節壓力、頻率和電壓等實現對振動頻率、振幅等參數的控制。

本文在前期研究基礎上［12－13］，基于振動沉拔樁機力學模型，建立了以旋轉閥為核心的新型液壓振動沉拔樁機實驗系統模型，并仿真分析了旋轉閥參數對系統動態性能和沉樁的影響，得到了旋轉閥最佳參數，為實際建筑工程施工中合理選擇參數，提高工作效率提供依據。

1 振動沉拔樁機動力學建模

振動沉拔樁機與土體相互作用，構成了一個振動系統，由于土體的參振，該系統具有來自于土的沉樁阻力。在液壓激振力的作用下，基座和樁體可視為作兩自由度的受迫振動。根據文獻［14］的假設，建立如圖1所示的力學模型。其中，液壓激振力F(t)=F0sin wt;m1為樁機機座的總質量;m2為樁的質量;k0為隔振彈簧剛度;k1為液壓缸剛度系數;k2為樁周土彈性變形系數;c1為液壓缸粘滯阻尼系數;c2為樁周土粘滯阻尼系數;x1為機座位移;x2為樁體位移;f(x2，x·2)為沉樁阻力。樁在下沉過程中，分別受到了樁端阻力、樁側摩擦力以及動剛度和阻尼的作用，參考作者前期研究結果［15］，樁端阻力可以表達為

樁側摩擦力以及動剛度和阻尼可以表達為

圖1 振動沉樁系統的力學模型Fig.1 Mechanical model of vibratory piling machine-soil system

2 振動沉拔樁機實驗系統模型

2.1 周期激勵液壓系統模塊

液壓振動沉拔樁機是靠液壓激振力和振動原理將樁打入地下的，液壓激振系統應能產生穩定的周期激振力，并能夠控制振動沉拔樁機的振動頻率和振幅。為了得到周期性流量曲線，在AMESim中設計周期激勵液壓系統模塊，模型如圖2所示。

圖中換向閥7的輸入信號為周期信號，其平均值為1，頻率為20 Hz，換向閥8的輸入信號為階躍信號，其平均值為0，頻率為10 Hz。周期信號和階躍信號相乘得到如圖3所示的激勵信號，此激勵信號帶動換向閥7變換方向，是液壓系統得到相應的周期液壓激勵。

2.2 旋轉閥超模塊

旋轉閥是一類特殊用途閥門，為了實現樁機的連續沉樁，并獲得周期振動激勵，建立如圖4所示的樁機用柱塞式旋轉閥模型。

圖2 周期激勵液壓系統模塊模型Fig.2 Module model of periodically excited hydraulic system

圖3 換向閥7激勵信號Fig.3 Excitation signal of the reversing valve 7

圖4 樁機用旋轉閥結構圖Fig.4 Structure diagram of rotary valve

圖5 旋轉閥超模塊Fig.5 Super module of rotary valve

圖4 中，閥芯上有五個通孔，其中1、2、4為壓力油孔，3、5為回油孔。閥套在通孔位置對應有五個圓孔，分別在閥芯一定位置時與閥芯通孔相通。在上述周期液壓激勵作用下，可以得到周期流量曲線，并實現液壓流量的改變，完成了旋轉閥的功能，可以作為旋轉閥的替代模型。為了使樁機實驗系統的仿真模型更加簡單明了，并接近以旋轉閥為核心的實際運行情況，利用AMESim中的超模塊工具，建立旋轉閥超模塊，如圖5所示。其中圖中的1－6接口分別與圖2中的(1)－(6)接口一一對應。

旋轉閥油孔1、4與液壓缸上腔連接，油孔2與液壓缸下腔連接。旋轉閥旋轉的一個周期為四個階段:第一階段中，油孔1、4連通，振動泵和沉樁泵提供的液壓油都進入液壓缸上腔，使液壓桿下降，完成沉樁。液壓缸下腔的液壓油通過旋轉閥的孔5流回油箱;第二階段中，油孔1、4關閉，孔2連通，此時只有振動泵提供的液壓油流入液壓缸下腔，使液壓桿上升，完成拔樁，經過第一階段和第二階段，樁完成一次振動。第三階段和第四階段與前兩個階段完全相同。因此，旋轉閥完成一次旋轉，樁振動兩次。

2.3 振動沉拔樁機實驗系統模型

根據上述基礎及樁機動力學模型，在AMESim中建立樁機實驗系統模型，如圖6所示。

圖6 振動沉拔樁機實驗系統模型Fig.6 Experiment system model of vibratory piling machine

圖6 中，振動泵1為系統持續提供液壓油，沉樁泵2間斷地為系統提供液壓油，與旋轉閥4共同為系統提供振動激勵。液壓缸10為上層液壓缸，液壓缸19為下層液壓缸。當換向閥7處于右位，換向閥8處于左位時，液壓油分別進入上，下兩層液壓缸，實現雙沉樁;當換向閥7處于右位，換向閥8處于中位時，液壓油通過閥7的B口進入上層液壓缸10，使上層液壓缸沉樁，液壓缸10下口流出的液壓油進入下層液壓缸19的下口，使液壓缸19回程，實現上沉樁，下回程;當換向閥7處于左位，換向閥8處于中位時，液壓油通過閥7的A口和閥8的A口進入下層液壓缸19，使其沉樁，缸19下口流出的液壓油進入上層液壓缸10的下口，使其回程，實現上回程，下沉樁。從而通過換向閥7、8工作位置的不同，共同實現系統的連續沉樁。圖中17、22為樁側摩擦力F2函數，18、23為樁端阻力F1函數，與速度和位移傳感器、節點等共同組成了樁在下沉過程中的受力情況。

3 實驗系統模型的數值仿真分析

為了分析旋轉閥各參數對系統沉樁的影響，分別改變旋轉閥的孔徑大小和旋轉頻率，得到各組關系曲線并進行分析，以求得到旋轉閥以及系統工作的最佳參數。

為了方便研究各參數對振動沉樁的影響，將下面的參數設置為初始值。液壓缸內徑D=80 mm，活塞桿直徑d=56 mm，缸筒厚度 δ=10 mm，活塞行程 S=12/5 mm;振動泵轉速 n1=2 400 r/min，排量 v1=80 mL/r;沉樁泵轉速n2=1 500 r/min，排量v2=32 mL/r;蓄能器容積為0.4 L，公稱壓力為31.5 MPa;激振力幅值F0=100 kN;機座質量為m1=193.237 kg;夾樁箱質量為 m2=45.204 kg。

3.1 旋轉閥孔徑對系統沉樁的影響

旋轉閥在裝置中的作用相當于一個計量泵，旋轉閥閥體入口段和出口段相當于一個離心泵的吸水室和壓水室，其結構形狀對整機效率影響很大。閥體入口段孔徑過大則會造成旋轉閥下方的液壓油向上泄漏量加大，在入口段形成較大的回流，阻礙液壓油的流通;孔徑過小，同樣也會阻礙液壓油的流動，降低系統工作效率。在此研究系統振動頻率為10 Hz的情況下，分別取旋轉閥孔徑為8、10和15 mm，得到各孔徑下旋轉閥的流量曲線和沉樁位移曲線如圖7和圖8所示。

由圖7(a)、(b)和(c)可以看出，在孔徑為8 mm和10 mm時，a口的流量較為穩定，沒有明顯的振動，當孔徑為15 mm時，每逢開口達到最大時，流量就會有一定的振動;由圖7(d)、(e)和(f)可以看出，每逢孔徑開口為最大時，流量都會有一定的振動，但是隨著孔徑的增大，流量振動就有所減小。通過綜合比較，當孔徑為10 mm時，系統穩定性最好。由圖8可以看出，3種口徑時最大沉樁量基本相同，但是孔徑越大，沉樁效率越高，到達最大沉樁量的時間越短。

通過綜合比較旋轉閥孔徑對系統流量和沉樁的影響，當孔徑為10 mm時，旋轉閥的流量比較穩定，系統沉樁的穩定性也較好。所以在工程實際中，建議選擇旋轉閥孔徑為10 mm，以使系統擁有更好的工作特性和更高的穩定性。

圖7 不同孔徑下旋轉閥的流量曲線Fig.7 Flow curves of rotary valve in different apertures

圖8 不同孔徑下系統的最大沉樁位移曲線Fig.8 Maximum displacement curves of system in different apertures

3.2 旋轉閥頻率對系統沉樁的影響

研究旋轉閥孔徑為10 mm的情況下，分別取旋轉閥頻率為10、20和30 Hz，得到各頻率下旋轉閥的流量曲線和沉樁位移曲線如圖9和圖10所示。

由圖9(a)、(d)可知，頻率為10 Hz時，雖然系統很快達到穩定狀態，但是每當b口開啟最大時，系統都會有一定的波動;圖9(c)、(f)可知，頻率為30 Hz時，旋轉閥a口、b口的流量一直處于不穩定狀態;頻率為20 Hz時，雖然旋轉閥從起始狀態到穩定狀態所經歷的時間較長，但是進入穩定狀態后，流量沒有明顯的波動，一直比較穩定。從圖10可以看出，頻率為20 Hz時，樁的位移最大，頻率為30 Hz時樁的位移最小。整體分析，雖然20 Hz時樁進入穩定狀態時間比10 Hz時較慢，但是在最大沉樁量上有更大的優勢。

綜合比較頻率對流量和沉樁的影響，當頻率為20 Hz時，旋轉閥流量比較穩定，沒有明顯的波動，可以保證系統更高的穩定性;同時，在沉樁過程中，樁能很快從起振狀態進入穩定狀態，而且沉樁量也最大，所以在工程實際中，建議旋轉閥工作頻率為20 Hz。

4 實驗研究

通過實驗來驗證五口旋轉閥式振動沉拔樁機的可行性，通過B＆K數據采集分析系統測得相關數據并進行分析，驗證旋轉閥對系統沉樁的動態特性的影響。試驗系統由液壓系統、傳感系統和測控系統組成，實物圖如圖11所示。

油泵采用LSJ－4×400型拉伸機油泵;旋轉閥為四通旋轉閥，孔徑為10 mm;旋轉閥驅動電機型號為Y100L－2，技術規格如下:頻率:50 Hz，轉速:2 880 r/min，功率:3 kw;傳感器為4506型加速度傳感器;測控系統采用丹麥B＆K公司研發的3560 Pulse數據采集分析系統，由于旋轉閥通流周期為10 ms，所以設定采樣周期為2 ms，采樣時間為120 ms。得到液壓桿的加速度曲線如圖12所示。

圖9 不同頻率下旋轉閥的流量曲線Fig.9 Flow curves of rotary valve in different frequencies

圖10 不同頻率下系統的最大沉樁位移曲線Fig.10 Maximum displacement curves of system in different frequencies

圖11 實驗系統實物圖Fig.11 Real graph of the experimental system

由圖12可以看出，兩條加速度曲線周期性非常明顯，周期都為10 ms，頻率為100 Hz。旋轉閥控制電機的頻率為50 Hz，但是由于旋轉閥旋轉一周，閥孔接通兩次，所以旋轉閥的連通頻率為100 Hz，這與實驗結果相符。(b)比(a)周期規律更明顯，這是由于旋轉閥閥孔的開通狀態與關閉狀態交替出現，周期規律變化正是旋轉閥的閥孔從開通到關閉一個周期過程中液壓桿的加速度變化規律。其它不規律的震蕩是由于在關閉區間油路壓力較大，旋轉閥出現泄露現象所致。液壓桿進程時的加速度變化振動較大，回程時的加速度比較平穩，這一方面是由于進程時承受載荷所致，另一方面回程時液壓油進入有桿腔，在流量一定的情況下，由于有桿腔橫截面積小，所以回程時加速度會更大。這樣，更能縮短液壓桿回程的時間，提高工作效率。

圖12 液壓桿的加速度曲線Fig.12 Acceleration curves of hydraulic piston-rod

5 結論

(1)以周期振動理論為基礎，設計了樁機用五口旋轉閥模型，實現了連續沉樁，可以有效地提高系統的工作穩定性。

(2)對樁機實驗系統的工作過程進行了仿真，得到了旋轉閥各參數對系統動態性能和沉樁的影響，當旋轉閥孔徑為10 mm，旋轉頻率為20 Hz時，系統工作特性最好，沉樁效率最高。

(3)在旋轉閥的閥孔從開通到關閉一個周期過程中，液壓桿的加速度呈周期規律變化。此結果與預期結果基本相符，驗證了旋轉閥式液壓激振系統的可行性和旋轉閥理論分析的正確性。

［1］劉偉.液壓振動沉拔樁機沉樁機理及其振幅和頻率調節系統研究［D］.長沙:中南大學，2004.

［2］石紅雁，許純新，付連宇.基于Simulink的液壓系統動態仿真［J］.農業機械學報，2000，31(5):94－96.SHI Hong-yan， XU Chun-xin， FU Lian-yu. Study on dynamical simulation of hydraulic system based on simulink［J］.Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery，2000，31(5):94－96.

［3］李自光，游張平.基于Simulink的液壓伺服系統動態仿真［J］.中國工程機械學報，2004，2(1):30－34.LI Zi-guang， YOU Zhang-ping. Study on dynamical simulation of hydraulic servo system based on simulink［J］.Chinese Journal of Construction Machinary，2004，2(1):30－34.

［4］Astashev V K，Tresvyatskij A N.Hydraulic self-sustained vibrations exciter for vibrating technological devices［J］.Problemy Prochnosti Nadezhnosti Mashin，1993，6:52－59.

［5］Du Plooy N F，Heyns P S.Using a vibration absorber to reduce vibratory screen structural loading［J］.Proceedings of SPIE-The International Society for Optical Engineering，2002，4753(2):1313－1317.

［6］李蓉，劉混舉.交流液壓沖擊系統測試方案設計［J］.機械工程與自動化，2007，2:103 －105.LI Rong，LIU Hun-ju.Tesing plan design of the pulsatingflow hydraulic system［J］.Mechanical Engineering ＆Automation，2007，2:103－105.

［7 ］ TENG Yun-nan，LI Xiao-peng，MA Hui，et al.Study on vibration friction mechanism and vibration response analysis based on vibration compaction system ［J］. Applied Mechanics and Materials，2009，16(19):84 －87.

［8］ WEN Bang-chun，LI He，REN Zhao-hui，et al.Friction characteristics between two bodies under the vibration working condition and their applications［J］. Key Engineering Materials，2007，353－358:758－761.

［9］聞邦椿.“振動利用工程”學科近期的發展［J］，振動工程學報，2007，20(5):427 －434.WEN Bang-chun.Recent development of the course vibratory utilization engineering［J］.Journal of Vibration Engineering，2007，20(5):427－434.

［10］胡均平，李建強.液壓振動壓樁系統的仿真研究［J］.礦冶工程，2003，23(1):65 －67.HUJun-ping，LIJian-qiang.Simulation of hydraulic vibration pile-driving system-A study［J］.Mining and Metallurgical Engineering，2003，23(1):65－67.

［11］ Sasaki Y，Takahashi Y. Fundamental properties of oil hydraulic vibration cylinder［J］.The Third International Conference on Automation，Robotics and Computer Vision，1994，3:1928－1932.

［12］李小彭，段澤亮，李濤，等.振動沉樁過程的動力學仿真分析［J］.振動與沖擊，2012，31(7):24－26.LI Xiao-peng，DUAN Ze-liang，LI Tao，et al.Dynamic simulation of a vibratory pile driving process［J］.Journal of Vibration and Shock，2012，31(7):24－26.

［13］ LI Xiao-peng，LI He，HAN Qing-kai，et al. Study on characteristics of vibration friction for pile-soil system［J］.Key Engineering Materials，2007，353－358:762－765.

［14］謝小娟.振動沉樁過程中的樁－土相互作用的動力學［D］.沈陽:東北大學，2010.

［15］ LI Xiao-peng，LI Tao，DUAN Ze-liang，et al.Influence of vibration on interface friction of pile-soil system ［J］.Advanced Materials Research，2011，243 － 249:6079－6082.