螺旋鉆機回轉液壓系統沖擊控制特性分析

婁 磊， 吳萬榮, 倪壽勇， 欒云廣， 許 東

(1.南京工業職業技術學院機械工程學院， 江蘇南京 210023； 2.中南大學機電工程學院， 湖南長沙 410083； 3.鄭州宛東智能科技有限公司， 河南鄭州 450000)

引言

螺旋鉆機回轉平臺運動屬于大慣性負載運動，具有高壓、大流量等特點，其回轉工作過程如下：

回轉換向閥開啟，液壓油進入回轉馬達，由于螺旋鉆機回轉平臺質量大、慣性大，回轉平臺不能立即轉動，回轉馬達進油腔油壓持續升高，當油壓克服回轉平臺的各種阻力時，回轉平臺開始轉動，回轉馬達進油腔油壓急劇減小。螺旋鉆機回轉系統的油壓波動峰值通常比正常工作時的壓力高很多，并伴隨有較大的振動和噪聲，造成密封裝置、管道及液壓元件的使用壽命下降和性能降低，嚴重時會造成翻機事故。因此，研究螺旋鉆機回轉啟動沖擊的成因，并采取相應措施控制液壓沖擊，是十分必要的。

針對大慣性負載啟制動平穩性問題，顧臨怡等[1]在大慣性負載系統中采用了壓力特性負載敏感調制閥代替傳統節流閥，該閥的特點是：在閥芯位移較小時降低其出口處的壓力，將原來的壓力階躍信號變成一個壓力斜坡信號，從而改善負載的啟制動特性，但該閥的機械結構比較復雜，制造成本高。吳萬榮等[2]和肖清[3]分析了大慣性負載液壓系統啟動沖擊的成因，通過在液壓馬達兩腔并聯回轉緩沖閥或設定溢流閥的開啟規律來減緩液壓系統的啟動沖擊。王成賓等[4-5]通過主動變阻尼及在系統中加蓄能器的方法來抑制大慣性負載的換向沖擊[6-7]。張齊生等[8]、李艷利等[9]及牟東等[10]分別對絞吸式挖泥船、旋挖鉆機及硬巖掘進機液壓系統的沖擊現象進行了分析并采取了相應的控制方法。王建利等[11]、張振等[12]分別研究了液壓沖擊對五星式徑向柱塞馬達及EHA系統中液壓元器件的影響，結果表明液壓沖擊對液壓元器件的損壞起主要作用。由于液壓系統的振動與噪聲與液壓控制閥的啟閉特性有關，胡均平等[13]根據液壓打樁錘主控閥結構特點，分析了主控閥的換向沖擊特性。冀宏等[14-15]對換向閥芯上不同形狀節流槽的節流特性進行了研究。

上述學者對某些工程機械中的液壓沖擊現象進行了詳細研究，但液壓系統應用范圍廣，不同系統有不同特點。針對螺旋鉆機回轉系統換向沖擊的問題，本研究采用控制比例閥瞬時流入液壓馬達工作腔流量的方法來減緩比例閥換向時液壓馬達工作腔的壓力沖擊，加工了相應單節及雙節U形節流閥芯，對比研究不同節流面積閥芯換向時，螺旋鉆機回轉液壓系統的換向沖擊。

1 回轉系統工作原理及沖擊特性

螺旋鉆機回轉系統液壓原理圖如圖1所示，主要由電機1、定量泵2、先導泵3、先導溢流閥4、主溢流閥5、先導電磁閥8、蓄能器9、比例閥6、平衡閥12、液壓馬達13、減壓閥10和制動液壓缸14組成。

工作時定量泵向比例閥供油，先導泵向先導電磁閥供油，先導電磁閥控制比例閥的換向，比例閥控制回轉馬達的正反轉，平衡閥12主要給液壓馬達提供背壓，起到一定的緩沖作用。圖2為螺旋鉆機結構實物圖，主要由回轉馬達、回轉平臺和行走履帶裝置組成。

螺旋鉆機回轉平臺轉動時，由于其質量較大，在比例閥換向的瞬間往往造成液壓馬達左右腔油壓劇烈振蕩。由圖1可知，當比例閥向左換向時，高壓油通過比例閥A口經平衡閥中的單向閥流入液壓馬達左腔，此時由于負載的大慣性作用，液壓馬達不能立即反轉，如果比例閥換向時突然流入液壓馬達左腔的流量較大，則液壓馬達左腔的壓力會急劇增大并發生振蕩。如減小比例閥換向瞬間流入液壓馬達左腔(或右腔)的油液流量，可減弱液壓馬達左右腔油壓的沖擊振蕩。為此對不同節流閥芯換向瞬間的流量特性進行研究并將其應用于螺旋鉆機回轉系統進行相關試驗。

1.電機 2.定量泵 3.先導泵 4.先導溢流閥 5.主溢流閥 6.比例閥 7.單向閥 8.先導電磁閥 9.蓄能器 10.減壓閥 11.梭閥 12.平衡閥 13.回轉馬達 14.制動液壓缸圖1 螺旋鉆機回轉液壓系統原理圖

1.回轉馬達 2.回轉平臺 3.行走履帶圖2 螺旋鉆機回轉平臺實物圖

2 回轉沖擊控制模型建立

2.1 比例閥口流量特性

螺旋鉆機采用液控比例閥對液壓馬達進行換向控制。比例閥的流量特性為：

q=CAΔpφ

(1)

式中，C—— 由節流口形狀、流體流態等因素決定的系數

A—— 節流口的通流截面積

φ—— 節流閥指數，其值在0.5～1.0之間

Δp—— 閥口兩端的壓差

由于回轉系統啟動瞬間的沖擊主要是由于通過節流閥口的流量控制的，故可通過控制節流閥口兩端的壓差和節流閥口的面積來控制啟動瞬間的系統沖擊。本研究采用控制節流閥口的面積的方法來研究液壓馬達的換向沖擊。

2.2 比例閥口節流控制模型

螺旋鉆機回轉系統沖擊現象僅發生在系統的換向階段，閥芯剛剛打開時，回轉系統的沖擊現象尤為嚴重，故需詳細分析不同結構節流閥芯開啟瞬間對回轉系統沖擊的影響。圖3、圖4分別為單節及雙節U形節流閥芯的結構[14-15]。由圖3可得單節U形節流閥芯不同位移時的節流閥口面積公式(單節U形槽的尺寸參數和雙節U形槽的第二節U形槽的尺寸參數相等)：

圖3 不同開口度下單節U形節流閥槽口面積簡圖

當閥口開度x

(2)

(3)

(4)

由圖4可得雙節U形節流閥芯不同位移時的節流閥口面積公式：

當閥口開度x

(5)

(6)

A2=0

(7)

B2=0

(8)

圖4 不同開口度下雙節U形節流閥槽口面積簡圖

當閥口開度L1/2

(9)

(10)

(11)

(12)

(13)

(14)

式中,x—— 閥口開度

R—— 閥芯半徑

r1—— 雙節U形節流槽的第一節節流槽前端半圓槽的半徑

r2—— 第二節節流槽的前端半圓槽的半徑

L1—— 節流槽長度，第一節和第二節U形節流槽的長度相等

A2—— 第二節矩形槽截面積

B2—— 第二節矩形槽表面積

A1—— 第一節矩形槽的截面積

B1—— 第一節矩形槽表面積

W1—— 第一節U形節流槽寬

W2—— 第二節U形節流槽寬

D1—— 第一節U形槽深度

D2—— 第二節U形槽深度

AU1——A1和B1串聯后的等效面積

AUU——AU1與B2并聯后再與A2串聯后的等效面積

根據式(4)、式(13)、式(18)可計算出閥芯開口面積隨閥芯位移x的變化曲線。

3 回轉沖擊控制實驗研究

螺旋鉆機回轉系統液壓原理圖如圖1所示，實驗系統主要參數為：主溢流閥設定壓力為28 MPa，先導溢流閥設定壓力為4 MPa，油源最大輸出流量100 L/min，馬達排量120 mL/r，馬達額定轉速900 r/min，總轉動慣量12000 kg·m2，試驗時先導電磁閥控制比例閥6的換向，通過裝在馬達進回油腔的壓力傳感器檢測比例閥換向時馬達進回油腔的壓力。圖5為單節及雙節U形節流閥芯的電液比例多路閥裝配圖，圖6為螺旋鉆機回轉系統換向沖擊測試系統。

圖5 單節及雙節U形節流閥芯裝配

圖7為根據本研究模型計算得到的不同節流閥芯的開啟面積曲線,節流閥槽的總長度為10 mm，曲線1為單節U形節流閥芯在不同位移時的開啟面積曲線，曲線2為雙節U形節流閥芯在不同位移時的開啟面積曲線。當閥芯位移小于5 mm時，雙節U形節流閥芯的面積曲線明顯小于單節U形節流閥芯。故在相同閥芯位移時，雙節U形節流閥口的過流面積明顯較小，更有利于控制通過閥口的油液流量。

圖6 實驗測試系統

圖7 不同U形節流閥芯開啟面積對比

圖8為單節U形節流閥芯控制時，馬達進出油口壓力曲線圖。從圖8中可知，比例閥換向時，馬達回油腔A變為進油腔，A口接通壓力油，由回油壓力4 MPa劇烈升高至21 MPa，在換向的瞬間,A口的壓力有約0.6 s的壓力沖擊，最大沖擊壓力高達27 MPa。壓力波動范圍約為10 MPa。馬達的進油腔B變為回油腔，B腔接通回油箱，B腔壓力由工作壓力21 MPa，經過0.7 s后變為回油壓力4 MPa。

圖8 單節U形節流閥控制時，馬達進出油腔壓力曲線

圖9為雙節U形節流閥芯控制時，馬達進出油口壓力曲線圖。從圖9中可知，比例閥換向時，馬達回油腔A變為進油腔，A口接通壓力油，由回油壓力4 MPa劇烈升高至21 MPa，在換向的瞬間,A口的壓力有約0.4 s的壓力沖擊，最大沖擊壓力高達23 MPa。壓力波動范圍約為4 MPa。馬達的進油腔B變為回油腔，B腔接通回油箱，B腔壓力由工作壓力21 MPa經過0.3 s 后變為回油壓力4 MPa。

圖9 雙節U形節流閥控制時，馬達進出油腔壓力曲線

對比圖8和圖9，可以看出在相同的控制條件下，雙節U形節流閥芯能顯著減小螺旋鉆機回轉系統的換向沖擊范圍及沖擊時間。

4 結論

(1) 建立了螺旋鉆機回轉系統的沖擊控制模型，推導了單節、雙節U形節流閥芯不同位移時閥口的通流面積公式，并繪制了閥芯不同位移時閥口的通流面積曲線，結果表明：閥芯相同位移時，單節U形節流閥口的通流面積較雙節U形節流閥口通流面積小；

(2) 根據螺旋鉆機的回轉工況，加工了單節、雙節U形節流閥芯，并對其進行了回轉節流試驗，實驗結果表明：采用雙節U形節流閥芯的回轉系統在換向瞬間，回轉馬達進油腔的最高沖擊壓力和壓力波動幅值均較單節U形節流閥芯低，雙節U形節流閥芯能有效的控制螺旋鉆機回轉系統換向瞬間的沖擊波動。