混凝土泵車擺閥換向沖擊影響因素研究

賈建輝，蘇艷玲

（徐州徐工施維英機械有限公司，江蘇 徐州 221000）

混凝土輸送泵泵送作業的過程是：混凝土活塞在混凝土缸內做往復運動，并在 S 閥的配合下完成混凝土的吸入和排出。而擺動液壓系統的主要作用是驅動 S 閥的往復換向。由于擺動換向閥換向頻繁且速度較快，在換向時擺動系統管道中的液壓油因突然改變運動方向而導致動能向壓力能的瞬時轉變，造成壓力超調，產生液壓沖擊。在工作過程中，液壓沖擊不僅產生噪音，還會造成系統中電磁閥、插裝閥等損壞。本文以徐工某經典泵車為例，重點研究擺動換向液壓沖擊，在擺動液壓系統中增加節流閥，可以實現減小系統液壓沖擊及振動的目的。

1 擺動換向液壓系統的工作原理

徐工某經典混凝土泵車擺動液壓系統原理如圖 1 所示，恒壓泵將高壓油經過單向閥，將壓力油一路壓入蓄能器，當壓力到達 19MPa 時，恒壓泵斜盤擺角回復零位，停止供油，蓄能器進入保壓狀態。另一股控制油經液控換向閥 7 和電磁閥 6 進入擺動換向閥 4 兩端的 XA口（或 XB 口），擺閥左位或右位接通，壓力油通過擺閥 4 進入右擺動油缸（或左擺動油缸），隨著液控換向閥兩端控制油 P1 和 P2 的交替為壓力油，兩擺動油缸交替擺動，從而帶動 S 閥的左右擺動，配合兩泵送主油缸的周期伸縮，實現泵送混凝土泵送過程。

2 擺動控制油沖擊對電磁閥的影響

如圖 1 所示，隨著液控換向閥 7 兩端壓力油 P1 和P2 交替為壓力油，電磁閥 6 的 P、T 口交替承受恒壓泵壓力，雖然恒壓泵 19MPa 壓力在電磁閥 P、T 口的額定工作壓力范圍內，但是由于控制油作用在液控換向閥兩端 XA 和 XB 口時，會產生一定的液壓沖擊，則很容易會造成電磁閥的損壞。

圖1 擺動換向液壓系統工作原理

如徐工某經典泵車，在泵送幾個小時后，電磁閥處會出現不同程度的滲漏油現象。當擰緊固定螺釘后滲漏油現象依然沒改善。擺閥兩端控制油壓力曲線如圖 2。

如圖 2 所示，在擺閥換向后瞬間，控制壓力油XA、XB 壓力沖擊瞬間達到將近 300bar，而狄普馬DS3-TB/11N-SD24K1 電磁閥 T 口能承受的最大壓力為210bar，由于系統擺閥每分鐘換向二十多次，換向較頻繁，每換一次向，則電磁閥 T 口就會承受一次超載荷沖擊，這大大減少了電磁閥壽命，以至于在使用很短的時間內，造成電磁閥內部的滲漏油現象。

圖2 擺閥兩端控制油壓力曲線

3 減小控制油壓力沖擊的措施

液控換向閥換向時間是指從控制油作用到閥芯至閥芯換向終止的時間，縮短換向時間對提高工作效率有利，但會引起液壓沖擊。液控換向閥的最低控制壓力是指在額定壓力和額定流量下，使閥能正常換向的最低控制壓力。在確保閥的工作可靠性前提下，最低控制壓力越低越好。高壓大流量下工作的液動換向閥，如果換向時間短，油路切換迅速，往往會造成油路的壓力沖擊。換向平穩性和換向動作迅速是一對矛盾體。

一般在換向平穩性要求較高的場合，可通過在主閥芯兩端控制油路上設置阻尼調節器等措施來減緩或消除換向沖擊。

在該車型中在擺動換向閥兩端控制油進油處，分別設置兩個薄壁節流孔，做為阻尼孔，由液壓流體力學，薄壁小孔的直徑為：

式中：

Cd——流量系數，取 Cd= 0.62；

Q——流過薄壁小孔的流量，m3/s；

Δp——薄壁小孔進出油口兩端壓差，MPa；

ρ——油液密度，取 ρ = 900kg/m3。

在該車的擺閥控制油口直徑 φd分別取 2.5mm 和3.5mm。

測得壓力擺閥兩端壓力曲線如圖 3～4 所示。

圖3 φ2.5 節流口擺閥兩端控制油壓力曲線 圖 4 φ3.5 節流口擺閥兩端控制油壓力曲線

如圖 3、4 所示，當擺閥兩端控制油口為 φ2.5 時，擺閥兩端控制油壓力沖擊為 190bar；當控制油口為 φ3.5時，控制油壓力沖擊為 250bar；對比圖 2，當擺閥兩端不加節流口時，壓力沖擊接近 300bar。由此可見，當節流口越小，壓力沖擊越小，但要保證閥的換向時間和換向可靠性，所以不能無限減小，則將節流口定為 φd=2.5mm，此時壓力沖擊小于擺動電磁閥 T 口能承受的最大壓力范圍之內。

4 結論

通過理論和測試結果分析可知：

（1）擺動換向閥兩端控制壓力油壓力頻繁沖擊會對電磁閥有很大危害。

（1）擺閥兩端阻尼孔越小，控制油壓力沖擊越小。

通過本文對擺閥控制油壓力沖擊的研究，可以通過匹配的阻尼的方式，對整車液壓系統進行進一步優化，從而可以提高整車系統性能。