靜力壓樁機負(fù)載敏感同步控制液壓系統(tǒng)設(shè)計研究

胡均平，王遠祥，劉成沛

（中南大學(xué) 機電工程學(xué)院，長沙 410083）

0 引言

液壓靜力壓樁機是利用高壓油產(chǎn)生的靜壓力、機器自重以及配重將預(yù)制樁逐節(jié)壓入土中的一種樁工機械，工作流量大。與其他的樁工機械相比，液壓靜力壓樁機具有具有高效、安全、無污染等特點，使用日益廣泛。壓樁系統(tǒng)作為靜力壓樁機的核心裝置，其工作性能對壓樁質(zhì)量和壓樁效率有著直接的影響。

壓樁機壓樁油缸必須同步伸縮，否則就會把樁壓偏，但由于油缸泄漏、非線性摩擦阻力及負(fù)荷偏載等因素的影響，各液壓缸運動不能保持同步。現(xiàn)在保證壓樁油缸同步動作是通過夾樁箱上的上下各8個導(dǎo)向輪限制在8個立柱導(dǎo)軌面上運動來實現(xiàn)。這種方法存在的問題是，一方面由于8導(dǎo)軌面只能通過配焊方式形成，8個導(dǎo)軌面的相互不平行度比較大，導(dǎo)軌的導(dǎo)向精度較低；另方面由于油缸運動不同步會使導(dǎo)軌面和導(dǎo)向輪快速磨損，進而使精度不高的導(dǎo)軌導(dǎo)向精度進一步快速降低。實踐中很多壓樁機開始一段時間施工的樁傾斜度都還可以滿足樁基礎(chǔ)標(biāo)準(zhǔn)要求，但使用一段時間后，就經(jīng)常出現(xiàn)壓偏樁的質(zhì)量問題，其主要原因就是壓樁油缸不同步伸縮導(dǎo)致導(dǎo)軌和導(dǎo)向輪嚴(yán)重磨損引起壓樁導(dǎo)向精度降低造成。

負(fù)載敏感液壓控制技術(shù)是一種比較理想的解決上述問題的方案，具有易于實現(xiàn)自動控制和高效節(jié)能的優(yōu)點，適用于大流量工況。為此本文以ZYB600型液壓靜力壓樁機為研究對象，設(shè)計一種新型的基于負(fù)載敏感泵的壓樁液壓控制系統(tǒng)，使壓樁機的壓樁過程更加平穩(wěn)可靠，各油缸在負(fù)載變化及偏載的情況下仍能保持速度穩(wěn)定和動作同步，同時該系統(tǒng)可以根據(jù)不同工況通過調(diào)節(jié)節(jié)流閥開口面積控制壓樁速度，彌足油缸泄漏帶來的誤差，同時負(fù)載敏感泵按需供給流量，大大提高了能量效率。

1 靜力壓樁機負(fù)載敏感同步控制液壓系統(tǒng)原理設(shè)計

負(fù)載敏感同步控制液壓系統(tǒng)工作原理如圖1所示。系統(tǒng)由負(fù)載敏感變量泵、梭閥、壓力補償閥、節(jié)流換向閥和液壓油缸組成。負(fù)載敏感泵具有根據(jù)負(fù)載要求自動調(diào)節(jié)排量的能力，實現(xiàn)按需供應(yīng)流量，避免多余流量溢流。壓力補償器通過保持節(jié)流閥壓降恒定，使流量不受負(fù)載影響，因此通過控制閥的流量僅取決于閥門的流通面積。該系統(tǒng)能保證液壓泵輸出壓力與負(fù)載壓力自動匹配，調(diào)節(jié)輸出流量的大小，具有高效節(jié)能、抗干擾性強、精確控制負(fù)載速度、性能穩(wěn)定等優(yōu)點。

圖1 靜力壓樁機負(fù)載敏感同步控制液壓系統(tǒng)原理圖

1.1 負(fù)載敏感變量泵工作原理

負(fù)載敏感泵的功能是控制泵的排量，使之剛好符合系統(tǒng)所需的實際流量，并且保持系統(tǒng)壓力裕度恒定（LS閥的調(diào)定壓力）。負(fù)載敏感泵工作原理如圖2所示。負(fù)載敏感LS閥左端受泵的輸出壓力PS作用，右端受最大負(fù)載壓力PL和彈簧力共同作用達到平衡。壓力切斷閥用來限定系統(tǒng)的最大工作壓力，起安全保護作用。

當(dāng)負(fù)載減小，由于泵存在滯后作用，泵此刻的輸出壓力保持不變，ΔP增大（ΔP=PS-PL），節(jié)流閥開口度不變，通過節(jié)流換向閥的流量增加，此時負(fù)載敏感LS閥閥芯左端受力大于右端，閥芯處于左位，系統(tǒng)壓力油進入變量油缸無桿腔，壓縮彈簧使泵斜盤擺角減小，泵輸出流量減小，致使通過節(jié)流換向閥的流量減小，經(jīng)過動態(tài)調(diào)整，直到LS閥的閥芯達到新的平衡。當(dāng)負(fù)載增大，ΔP減小，左端系統(tǒng)壓力作用力小于右端最大負(fù)載力和彈簧力作用力時，負(fù)載敏感LS閥處于右位，變量油缸有桿腔進油，在其彈簧力作用下處于最大排量位置，流量增加。

圖2 負(fù)載敏感變量泵原理圖

1.2 靜力壓樁機負(fù)載敏感同步控制液壓系統(tǒng)原理

壓樁工作時，最大負(fù)載壓力經(jīng)梭閥2和LS管路作用于LS閥右端。假設(shè)液壓缸1的工作壓力P1=25Mpa，液壓缸2的工作壓力P1=20Mpa，則經(jīng)梭閥作用后，負(fù)載壓力P1作用于LS閥右端，假設(shè)LS閥調(diào)定壓力為2Mpa，則經(jīng)LS閥調(diào)節(jié)后系統(tǒng)壓力Ps為27MPa，節(jié)流換向閥2的壓降大于節(jié)流換向閥1，此時壓力補償閥將起調(diào)節(jié)作用，閥芯朝閥口面積減小方向移動，使得作用在壓力補償閥的壓差增大，節(jié)流閥進口壓力減小，保證節(jié)流閥兩端的壓差恒定。因此無論負(fù)載壓力如何變化，壓力補償閥都能保證兩節(jié)流閥口的壓降相同。參考薄壁孔流量公式可知，保證壓降不變的情況下，通過節(jié)流口的流量只與節(jié)流口開口面積有關(guān)，只要控制各節(jié)流口面積相同，各個執(zhí)行機構(gòu)就能達到精確同步。

該系統(tǒng)當(dāng)操縱閥都在中位時，油泵壓力只需克服油泵調(diào)節(jié)閥彈簧力，就能使LS閥處于左位，壓力油進入伺服缸，由于操縱閥中位封閉，泵通向伺服缸作用油壓達到足夠高，使油泵排量變得最小，僅能維持系統(tǒng)自身內(nèi)泄露，實現(xiàn)中位卸載。

2 負(fù)載敏感同步控制液壓系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型建立

2.1 負(fù)載敏感變量泵動態(tài)特性分析[2]

1）LS閥力平衡方程

式中：ALS為LS閥控制面積；F0為LS閥彈簧預(yù)緊力；M為LS閥閥芯質(zhì)量；XLS為閥芯位移；KS為閥芯彈簧剛度；Bf為粘性阻尼系數(shù)。

2）LS閥流量方程

式中：QLS為通過LS閥的流量；Cd為流量系數(shù)；AL為LS閥口通流面積；ΔPLS為閥口壓降；ρ液壓油密度。

3）變量油缸無桿腔流量連續(xù)性方程

斜盤擺角減小時：

斜盤擺角增大時：

式中：QC為進入無桿腔流量；A1為活塞無桿腔有效工作面積；Xr為活塞位移；VC為油缸無桿腔容積；P3、P4分別為活塞向左、向右移動時的無桿腔壓力；C0為泄漏系數(shù)。

4）斜盤受力平衡方程

斜盤擺角減小時：

斜盤擺角增大時：

式中：A2為活塞有桿腔有效工作面積；J0為斜盤的轉(zhuǎn)動慣量；R0為活塞到斜盤中心的距離。

2.2 壓力補償閥數(shù)學(xué)模型建立

壓力補償閥由節(jié)流閥與定差減壓閥串聯(lián)組成，其結(jié)構(gòu)原理如圖3所示。

圖3 壓力補償閥原理圖

閥芯力平衡方程為：

由式(6)、式(7)可得：

節(jié)流閥流量方程：

式中：Fs為減壓閥彈簧預(yù)壓力；P6為節(jié)流閥入口壓力；P7為負(fù)載壓力；A7為大活塞面積；A5為小活塞面積；ΔP1為節(jié)流閥壓降；Q1為通過節(jié)流閥的流量；AV為節(jié)流閥開口面積。

2.3 壓樁液壓油缸數(shù)學(xué)模型建立

進油流量：

式中：Qg為壓樁液壓油缸無桿腔進油流量；AD1為活塞無桿腔有效面積；y為活塞位移；Vg為進油腔總?cè)莘e；β為彈性模量；Pg、Po分別為無桿腔和有桿腔的工作油壓；Cip為內(nèi)泄漏系數(shù)；Cop為外泄漏系數(shù)。

2.4 油缸運動同步誤差

式中：Qg1、Qg2分別為液壓缸1和液壓缸2的進口流量；QS為泵輸出流量。

3 系統(tǒng)建模與仿真及實驗結(jié)果分析

3.1 系統(tǒng)AMESim模型的建立

根據(jù)靜力壓樁機負(fù)載敏感液壓系統(tǒng)原理圖，基于AMESim軟件中的HCD庫搭建的系統(tǒng)仿真模型如圖4所示。

圖4 壓樁液壓系統(tǒng)Amesim仿真模型

根據(jù)ZYB600型液壓靜力壓樁機的實際參數(shù)以及上述數(shù)學(xué)模型，設(shè)置關(guān)鍵仿真參數(shù)如下：壓樁液壓缸缸徑360mm，活塞桿徑90mm，活塞行程1.5m；負(fù)載敏感泵最大輸出流量320L/min，負(fù)載敏感LS閥調(diào)定壓力2MPa，壓力切斷閥設(shè)定壓力28MPa；壓力補償閥開啟壓力1MPa；可變節(jié)流口最大開口直徑為10mm；彈性模量β取0.7×103Pa；液壓缸1的負(fù)載壓力保持2000KN不變，液壓缸2的負(fù)載壓力在2S內(nèi)由1600KN逐步上升至2400KN。

3.2 仿真結(jié)果與實驗結(jié)果分析

由于提樁過程油缸只需克服夾樁箱以及自身重力運行，負(fù)載差異不明顯，因此本文僅就壓樁過程進行仿真及實驗分析。圖5為搭載負(fù)載敏感泵的壓樁系統(tǒng)性能現(xiàn)場測試圖。

圖5 壓樁機性能現(xiàn)場實驗測試

由圖6泵輸出壓力及液壓缸進口壓力隨時間變化曲線可知，在0S～0.25S內(nèi)，泵處于建壓階段，壓力迅速上升，0.25S～2S則處于作業(yè)階段，達到穩(wěn)定狀態(tài)后泵出口壓力僅比最大負(fù)載壓力高出一定的壓力值，壓力裕度保持在2MPa左右，泵的輸出壓力得到平穩(wěn)控制。在最高的限壓范圍內(nèi)，泵的輸出壓力可以自動地適應(yīng)負(fù)載的變化，泵始終工作于與負(fù)載相匹配的狀況，能效更高。

圖6 泵輸出壓力及液壓缸進口壓力變化曲線

圖7所示為泵輸出流量和液壓缸進口流量隨時間變化曲線。由圖可知，在初始階段，油缸無壓力油進入，對應(yīng)于泵的準(zhǔn)備工況，泵輸出流量用于補償系統(tǒng)內(nèi)部泄漏損失。在0.12S時刻，液壓缸2開始進油，此時液壓缸2的負(fù)載壓力P2小于液壓缸1的負(fù)載壓力P1，由于壓力補償閥的滯后作用，節(jié)流閥2的壓降較節(jié)流閥1的大，因此液壓缸2率先進油。隨后進油量達到穩(wěn)定，兩油缸進流量均保持為泵輸出流量的二分之一，在1S時刻，由于最大負(fù)載壓力的增大，泵輸出壓力增大，泵輸出流量有略微增加，但無論負(fù)載如何變化，兩油缸的進油量基本相等，保證油缸同步運行。

圖7 泵輸出流量及液壓缸進口流量變化曲線

從圖8、圖9和圖10可以看出，油缸活塞位移仿真與實驗結(jié)果的相對誤差為3%，油缸活塞運動速度仿真與實驗結(jié)果的相對誤差為2%，兩油缸運動相對同步誤差仿真與實驗結(jié)果的相對誤差為3%，基本保持一致，說明搭建模型正確。隨著負(fù)載的變化，油缸運動基本保持一致，不受負(fù)載變化的影響，油缸相對同步誤差仿真結(jié)果最高不超過0.27%，實驗結(jié)果最大不超過0.41%，該同步精度足可以滿足壓樁工作技術(shù)要求。結(jié)果證實，該系統(tǒng)不僅能使油缸不受負(fù)載變化的影響，保持同步運行，通過控制節(jié)流閥的開口度可以調(diào)整油缸動作速度，同時泵的輸出壓力和流量能自動適應(yīng)負(fù)載要求，按需供油，避免多余的溢流及壓力損失，從而較大幅度地提高液壓系統(tǒng)效率，達到節(jié)能的效果。

圖8 壓樁油缸活塞位移仿真與實驗結(jié)果對比

圖9 壓樁油缸活塞運動速度仿真與實驗結(jié)果對比

圖10 壓樁油缸運動相對同步誤差與實驗結(jié)果對比

4 結(jié)語

1）針對液壓靜力壓樁機在工作過程中由于油缸運動不同步從而壓偏樁的問題，通過對壓樁機工作原理的分析，選擇負(fù)載敏感驅(qū)動系統(tǒng)，設(shè)計了一種新型的壓樁液壓系統(tǒng)，該系統(tǒng)具有能量效率高、工作性能穩(wěn)定、油缸動作同步精度高等優(yōu)點。

2）根據(jù)系統(tǒng)建立了負(fù)載敏感泵、壓力補償閥以及液壓油缸的數(shù)學(xué)模型，并通過AMESim軟件搭建了系統(tǒng)的仿真模型，對該系統(tǒng)進行了動態(tài)仿真分析，并對搭載該系統(tǒng)的設(shè)備進行現(xiàn)場性能測試實驗，結(jié)果基本保持一致，仿真結(jié)果的誤差控制在3%以內(nèi)，證明該模型搭建正確，為后續(xù)的研究提供了很好的依據(jù)。

3）通過實驗驗證，該系統(tǒng)不僅能使油缸不受負(fù)載變化的影響，保持同步運行，同步誤差僅為0.41%，并能通過調(diào)整節(jié)流閥的開口度控制油缸動作速度，同時可以使得泵的輸出壓力和流量自動地適應(yīng)負(fù)載要求，避免多余的溢流以及壓力損失，從而較大幅度地提高液壓系統(tǒng)效率。