11 水泥混凝土泵车振动性能与结构优化设计研究.doc

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1、11 水泥混凝土泵车振动性能与结构优化设计研究1.1本文的工程背景水泥混凝土输送泵车是一种用于输送和浇筑混凝土的专用机械，它配有特殊的管道，可以将混凝土沿管道连续输送到浇筑现场，尤其是在高层建筑、地下建筑和大混凝土建筑物的施工过程中，以其高质量、高效率、低消耗、低成本、施工周期短、劳动强度低等优点，逐步成为建筑施工中不可缺少的关键设备l一3】。德国是世界上混凝土泵车最大生产国之一，它拥有一批规模大、技术水平高的混凝土泵车制造企业，它们是施维英(Sehwing)、普茨迈斯特(putzrneister)、埃尔巴(Elba)、特卡(介ke)、菜西(Reich)、LsB、威欣(waitzi雌er)、利

2、勃海尔(Lrebherr)、威格特(Winggent)等。美国是继德国之后发展混凝土泵车最早的国家之一，亦拥有不少混凝土泵车制造企业。如罗斯(Rose)、伊利(Erie)、霍内(Hormet)、瑞德(Reed)、福来纳(Freightliner)、摩根(Morgen)、汤姆逊(Thomsem)等。日本是亚洲混凝土泵车发展最早、最快的国家，其混凝土泵车制造企业有日本石川岛重工、三菱公司、新泻铁工、首场(Kayaba)、光泽(Koyo)、日工困i昧。)、田中(Th砍a)等14一6。我国自50年代就从国外引进混凝土泵，但直到80年代中期，在国家建设部的推动下，沈阳工程机械厂、湖北省建筑机械厂先后引进

3、国际著名混凝土泵生产公司的技术，我国才开始进入生产混凝土泵车时代。国内生产混凝土泵的厂家有:长沙中联重科、三一重工、湖北建设机械股份有限公司、山东方圆集团、徐州混凝土机械厂、山东建设机械股份有限公司、深圳重科和沈阳盛港机械有限公司14一6。目前，我国混凝土泵车生产技术主要是引进国外技术，所生产的混凝土泵车布料杆垂直高度有17m、Zlm、27m、32m、36m、37m、42m等;臂架节数有三节和四节两种;混凝土输送泵som3爪、ssm3爪、2om3爪、115m3爪、一Zom3小等;混凝土输出压力4.68.2MPa。主要选用日本五十铃、国产北方奔驰、斯太尔等汽车底盘，底盘驱动形式有4xZ和6x4两

4、种型号。泵车的臂架、底架、支腿、转台等主要钢结构件均采用6Okg级高强钢板。液压系统有开式和闭式两种，其中对主油缸(混凝土活塞的驱动油缸)与阀油缸(混凝土分配阀驱动油缸)的控制，采用了顺序回路和卸荷回路。液压系统中使用的各种阀的安装形式有分立式、集成式和插装式等多种。主油缸活塞的密封有多种形式，主要采用“U”型密封、矩形密封、活塞环密封1516l。10多年来，我国在引进、消化、吸收国外混凝土泵车技术后.混凝土泵车制造技术取得了长足的进步，但与发达国家企业相比，产品系列化程度不高、研究开发新产品速度缓慢，仍有相当大的差距。主要原因是国内生产企业只重视引进技术及产品的产量，忽视对产品技术水平提高和

5、发展。国产泵车生产设计中照抄照搬国外参数，关键部位加厚加粗，造成设计参数不合理，液压系统不匹配的现状。在使用过程中，存在着两个主要问题:第一，泵送工作中臂架机构振动和摆动过大，使得输送管末端的软管在浇筑时无法定位，影响施工质量。第二，泵车使用较短的时间，关键部位就会出现疲劳裂纹，直接影响了泵车的使用寿命，威胁生产安全。本文以某企业生产的37m水泥硅泵车为研究对象，进行了系统振动特性研究和结构强度研究，找出振动过大及早期裂纹出现的原因，并进行了结构动态优化设计，使其在质量几乎不变的情况下，性能大为改善，在满足强度要求的情况下，得到结构优化设计方案。图1一1为泵车简图。它由底盘车、料斗、输送泵、支

6、腿、转塔座、转塔台、转塔、料管、臂架、支撑油缸、端部软管以及臂架之间的连接件组成。该机配备四节伸缩自如的全液压臂架，臂架采用进口优质高强度钢板加工而成，可360“任意旋转施工。泵送图1一1混凝土翰送泵车简图l一混凝土泵;2一布料杆回转支承装呈;3一布料杆嘴架;4、5、6雀制布料杆摆动的油缸;、8、9、10墉送管;1卜株胶软管系统具有高压和低压两种泵送方式，并可根据施工需要进行自动切换。泵车工作前，先把支腿呈X形支撑起来，底盘车离地，以减小泵车工作时对汽车的振动作用。在输送泵的作用下，混凝土经输送料管7、8、9、10和软管11送到指定的地方。臂架四末端的软管在工作时应尽可能接近浇筑部位，以防止混

7、凝土离析。工作完毕后，支腿收回，并由油缸固定在不影响运输的位置。1.2问题分析本论文的主要任务是针对泵车振动问题及早期疲劳裂纹问题进行分析、计算、仿真试验，找出主要原因，在原有机型基础上进行结构动力修改及优化设计，解决工程实际问题并使此型号泵车结构性能达到最优。通过深入系统的研究，建立一套泵车结构动态性能研究及优化设计的方法。对于振动问题，可能由于两方面的原因造成，一方面是液压冲击，另一方面可能是结构动力学设计不足引起的。对于早期疲劳裂纹的产生，可能是动静强度不足引起的，也可能是瞬时冲击载荷或热处理工艺不当引起的局部应力集中问题。液压冲击在古典的水力学中称为水锤现象，是在液压传动系统中，由于某

8、种原因引起液压力在瞬间突然急剧上升，其压力峰值比稳态值高好多倍，并同时产生噪声和振动，它会使液压系统产生温升，损坏密封装置、管道、液压元件，引起振动和噪声126】。液压冲击产生的原因有多种，对泵车而言，其液压系统是大功率大流量的开式液压系统，泵送工作是依靠摆动油缸配合泵送油缸的往复换向运动来实现的。油缸的频繁换向必然会产生液压冲击，对于臂架的振动有可能是因为其臂架所承受的冲击动载所引起的。液压系统较为复杂，并且存在固有非线性，用传统的建模方法来分析液压系统的动特性是很困难的。近年来发展起来的功率键合图法I卜3】，是建立液压系统数学模型和动态仿真的简便而有效的方法。随着计算机技术的飞速发展，仿真

9、技术得到广泛使用，Matlab/Simulinkl41是一个用来对动态系统进行建模、仿真和分析的软件包，它提供了一种图形化的交互环境，可以利用鼠标在模型窗口上画出所需要的控制系统模型，甚至不需要编写一行代码，即可利用该软件提供的功能来对系统直接进行仿真。为此我们可以采用功率键合图法建立液压系统的键合图模型、状态方程，用Matlab/Simulink进行系统动态特性的仿真，分析液压冲击，提出改进方案。工程结构一般按静强度概念设计，依据动强度进行校核，然后再用动力学试验或验算对其修改【51。一个复杂的结构从初步设计到建造完成，需很长时间，耗费大量人力和物力，因此结构设计往往存在试验修改不能反复进行

10、，设计不够成熟的情况，结构在运行过程中，不可避免的会产生振动过大或振动故障。为提高结构设计水平，对以动载为主的结构进行结构动力学设计。实际结构动力学优化设计的目标可以是结构质量、结构固有频率、结构某几点的动应力、动响应的特定要求，而其约束包括特征频率、动应力、动响应、结构参数尺寸限制等51。通常动力学问题的研究方法有试验研究和理论分析。采用前者只能得到研究对象在部分工况下的动力特性，费时费力而且费用昂贵。理论分析时，系统运动方程求解困难，特别是系统自由度数目较大时困难更大。随着计算机技术的发展及结构有限元理论和方法的产生与应用，借助计算机强大的数据处理功能结构分析理论与方法在最近40多年得到了

11、前所未有的发展。ADAMsl“l是集实体建模、结构参数优化、动态编辑于一体的机构动力学仿真软件。利用ADAMS进行动力学仿真，可以从理论上分析机构运动过程中的作用机理，给设计人员设计提供参考数据和建议意见，达到降低泵车臂架系统工作中振动的目的，确保方案设计一次成功。工程结构在交变的随机载荷下服役，疲劳破坏是其主要失效形式，产品设计已经实现了从传统的静态设计方法转变为抗疲劳设计141。结构疲劳寿命的分析方法分为时域分析方法和频域分析方法两大类。时域分析方法是最为广泛使用的分析方法，它是通过有限元分析、模态分析、静强度试验和对结构的实际受力状况分析，确定构件可能的大应力部位，然后根据现场实测构件各

12、部位的应力一时间历程，借助数字信号处理、雨流循环计数、疲劳累积损伤计算等，从而确定结构的真正危险部位，并对其疲劳寿命进行评估或根据有关评定标准，对其结构的疲劳强度进行评估4l151。对于泵车关键部位裂纹的形成，我们采用Mse.NAsTRANI71与MsC.EAIIGuEI91软件，建立有限元分析模型，利用有限元分析理论及方法，对其进行模态分析、强度分析及疲劳寿命设计。目前许多工程结构都是高柔性结构形式，其结构的大型化、复杂化和工作环境日益复杂化，导致结构静、动强度问题普遍存在。因此，能指导工程结构设计、运行管理的结构力学的研究和应用范畴，从结构动力分析、结构动力修改、结构动力学设计向结构动力学

13、优化纵横延拓4lsl。在以上分析基础上，找到振动及裂纹形成的原因，利用优化设计理论，明确设计中出现的最优化问题，将其用数学形式模型化后加以计算，再进行数学上合理设计的构想，进行“最优化设计(oPtimulnorOPtlmalDesign)”。1.3本文完成的主要工作针对泵车工程实际中振动过大问题，本文从结构固有频率与液压冲击方面进行计算、仿真、分析与试验研究，找出原因，提出改进建议;针对裂纹问题，进行动静强度计算与动静应力试验研究，并进行疲劳寿命计算，为结构改进提供依据;最后综合前两项分析结果，进行结构优化设计。本文主要工作如下:1.利用功率键合图法建立液压系统分析模型，用Matlab/sim

14、ullnk进行仿真分析，提出减小液压冲击的方案;2.建立泵车有限元计算模型，应用MCS.NASTRAN进行模态分析、静强度计算、动强度计算及疲劳寿命计算;3.建立泵车多刚体动力学分析模型，利用ADAMS软件进行臂架机构动力学仿真，掌握相关参数对振动特性的影响;4.进行液压系统冲击试验、模态试验、静应力试验、动应力试验及材料疲劳性能试验研究，根据研究结果，验证分析计算结果的正确性，得出相关结论;5.建立泵车臂架机构动态优化数学模型，利用有限元软件对模型结构进行多变量的优化设计，得出优化设计方案。第二章泵车液压系统冲击仿真与试验研究本章对泵车液压系统冲击20一23进行了理论分析，用功率键合图法”一

15、31建立了液压系统数学模型，用Matlab/simulink软件l41进行了仿真分析，并对液压系统进行了试验研究，找出了泵车工作时振动过大的重要原因液压冲击，找出了减小液压冲击的途径，提出了改进方案。2.1泵车液压系统冲击分析2.1.1泵车液压系统水泥混凝土输送泵车的液压系统由泵送回路、分配回路以及搅拌、清洗、冷却回路组成124一271，其液压系统原理图1281如图2一1所示。泵送回路包括:主油泵1，分配油泵2，溢流阀组4，液控换向阀5、6、19、20，电磁换向阀7、10、21，插装阀11、12、13、14、15、16，主油缸17、18和摆动油缸23、24等元件。主油泵1为带压力切断的恒功率变

16、量泵(N=P.Q)，最大排量为190mL，最大工作压力为35MPa。泵的输出流量Q随负载的大小而变化，若输送距离近，系统压力低，Q就高。溢流阀组4设定的系统压力为32MPa。当系统压力超过32MPa时，电磁溢流阀4自动溢流，以保护液压系统不受损坏。分配油泵2为恒压变量泵，设定压力16MPa。2.1.2正泵与反泵泵送工作分正泵和反泵。正泵是输送硅料的工作循环，反泵是将管道中的硷料吸回料斗，达到排堵的目的。图2一2为正泵工作过程示意图。a图为前半个工作循环，在主油泵压力P.作用下，主油缸l(l)中活塞以速度v前进，同时带动输送缸2(l)中的活塞前进，推动2(1)中的硅料通过“S”管进入输送管道。同

17、时，料斗中的硷料被2(2)中不断后退的活塞吸入输送缸2(2)。当输送缸2(1)、2(2)中活塞前进、后退到位以后，控制系统发出信号，摆阀油缸5换向，使S管切换到2(2)的出料口，如图b所示。S管切换后发出信号，使主油缸l(l)、1(2)换向，1(2)缸活塞前进，l(1)缸活塞后退。前半个循环吸入输送缸2(2)中的硅料被推入S管，进入输送管道，同时输送缸2(l)吸料。如此往复动作，完成水泥硅的泵送。反泵工作时，S管位置和正泵工作时位置相反。正泵(a图)时S管与2(l)相连，输送缸2(l)往输料管泵料，2(2)从料斗吸料。反泵时变为S管与2(2)相连，2(l)往料斗泵料，2(2)通过S管从输料管吸

18、料。LLL_份:)出料口前半个循环b后半个循环图2一2正泵工作循环l一主油缸2一输送缸3一进料口4一S管5一摆阀油缸6一摆嘴2.1.3液压系统泵送工作过程泵送液压系统是双泵双回路(泵送回路和分配回路)开式系统，各回路中换向阀5、19的动作由对方回路的液压油实现液动顺序互控。其控制过程如下:正泵时，电磁换向阀DTI、DTZ得电，电磁阀7工作于左位。DT4断电，电磁阀21工作于左位。DTS断电，电磁阀10工作于右位，插装阀11、14、15关闭，12、13、16导通。从分配油泵2引出的压力油经电磁阀7，液控阀6到液控M阀5的左端，推动阀芯右移，使液控M阀5工作于左位。此时，主泵1出口的高压油，经液控

19、M阀5、插装阀12进入泵送油缸18的有杆腔，无杆腔的液压油经插装阀16，到泵送油缸17的无杆腔，推动活塞前进，完成左缸泵送，右缸吸料工作。当活塞接近泵送油缸17行程终点时，主油缸末端的TR触发机构发出控制油信号，作用在分配回路液控阀20的右端，使其移到右位。从分配油泵2引来的压力油经电磁阀21，液控阀20到达液控M阀19的左位，推动阀芯右移，使其工作于左位。此时，分配油泵2和蓄能器25向摆阀油缸23提供大流量高压油，使分配阀快速切换，完成关闭“S”管的切换动作。当摆阀油缸23完成摆动动作后，液控M阀19仍工作于左位，此时变量泵2对蓄能器25补充流量，使分配回路系统的压力恒定在16MPa。待分配

20、回路的系统压力稳定后，从回路中A点引的压力油(设定压力为16MPa)和从B点引出的压力油(设定压力为IMPa)分别作用在液控阀6的左、右两端，其压差PAS使液控阀6换向，工作于左位，此时从变量泵2所引入的压力油经电磁阀7，液控阀6作用在换向阀5的右端，主泵l的高压油经换向阀5、插装阀13到泵送油缸17的有杆腔，泵送油缸17无杆腔的高压油经插装阀16到泵送油缸18的无杆腔，推动活塞前进，完成右缸泵送，左缸吸料工作。如此往复循环，完成连续泵送任务。高压泵送时，DTS得电，使插装阀11，14，15工作，主泵l的高压油首先进入泵送缸17或18的无杆腔，使其活塞的推动力较大，完成高压泵送。2.1.4泵车

21、液压冲击硅泵车液压缸交替泵送工作产生液压冲击。当一缸从泵料转换成吸料，另一缸则从吸料转换成泵料时，由于外载荷的突然变化，油管中的油压会从高压突然转化为低压，或从低压突然转化为高压，同时油液的流向也会发生突变，产生液压冲击。如果液压系统设计不合理，泵送回路和分配回路换向时间不协调，在泵料与吸料转换时，分配回路控制的“S”管阀的动作超前或滞后，都会引起液压系统中产生极大的峰值压力，这种峰值压力形成的液压冲击，对混凝土泵车的危害比较大。主要体现在如下三个方面:1.对液压系统的危害120一川由于液压冲击形成的瞬时压力比正常工作压力高很多，甚至超过正常工作压力的25倍以上，同时产生巨大的振动和噪声。若液

22、压系统长期处在这种交变的液压冲击作用下，会造成管道和元件的振动、密封装置和液压元件的损坏、或控制部件(如压力继电器、液压控制阀)产生误动作，导致设备损坏。另一方面，液压油吸收部分冲击波后，油温迅速上升，易造成液压油变质和系统泄漏，引起环境污染。2.对混凝土泵车的危害液压冲击会引起机体和臂架的振动。当臂架展开，进行泵送施工时，其臂架长达37米，机体的微小振动都会使臂架发生大幅度的摆动，尤其是当液压冲击频率与臂架的最低阶固有频率相重合时，会加剧臂架的摆动，从而引起臂架的早期疲劳裂纹，甚至引起臂架断裂，造成严重后果。另一方面，机体和臂架的振动，使泵车的稳定性变差，严重时，可能引起整机倾翻。3.对浇筑

23、工程的影响液压冲击引起臂架水平面上的摆动和垂直面上的振动，使得输送管末端的软管在浇筑时无法定位，尤其是在工作面较小的大型桥墩、高层房屋建筑施工时，更增加了施工难度，.影响施工质量。所以说，研究混凝土泵车的液压冲击，找出引起液压冲击原因，提出减小冲击的措施，消除在泵料、吸料时的压力峰值，对于提高机械设备的可靠性，延长液压元件的使用寿命，改善浇筑工程质量都具有十分重要的现实意义。2.2泵车液压系统仿真研究2.2.1功率键合图基本原理19一川功率键合图(powerBondGr即hs)是于1960年前后由美国的H.p盯nter教授提出的。功率键合图用于表示系统中的功率流程，是描述系统在各种因素的作用下

24、，动态过程中功率的流向、汇集、分配和能量转换等情况的一种因式表达方式。功率键合图的突出优点是可对所研究系统中的各种典型动态影响因素予以全面考虑和描述。使得所建立的仿真模型较其它方法更为详尽，且与系统实际特征更加相符，从而可更全面、更准确地揭示系统的动态特性及各部分的动态变化规律。2.2.1.1功率键合图的术语和符号1.功率口液压控制系统中，元件吸收和输出功率的接口称为功率口。如液压泵具有输入和输出两个功率口，四通换向阀有四个功率口。2.功率流功率流的大小可以用同时发生的两个变量的乘积表示，如液压功率流为压差乘以流量。两个变量中，一个为势变量(也称力变量)，如压力为势变量，势变量为功率流提供势能

25、。另一个为流变量，如流量为流变量。3.源系统中恒定的力变量或流变量称为源，用e表示压力源，f表示流量源。4.功率键功率流过的流程用一根直线表示称为功率键，每一根功率键上标明对F一Pv一Q应的力变量和流变量。如液压油路中压力与流量，力与速度分别表示为:5，功率转换器功率转换器表示系统中不同形式能量之间的相互转换。如液压缸*，、。去，I.二栩袂此*毖人固南二，、，幸二止尸TFF，。土二、古胡柱将液压能转化成机械能，在键合图中可以表示为:冬竹于，TF表示功率的转换。一IJ认”“一“一.一同一、一”/QA戈“一，一”、”“表示将P转换成F，将Q转换成戈，A为转换系数，即为液压缸的有效截面积。6.因果线

26、因果线表示功率流中势变量和流变量之间的因果关系。表示方法为:在功率键的一端加一短横杆，表示此端为势的方向，另一端为流的方向。当短横杆向着元件时，表示势为因，流为果，即户以e);当短横杆远离元件时表示流为因，势为果，即e=g仍O7.汇聚点功率键合图是双信号流图，有两种不同性质的汇聚结点。“0”结点，表示流变量的汇总，此结点处流变量的代数和为零，力变量相等，元件在结点处以并联的方式存在。“l结点，表示力变量的汇总，此结点处力变量的代数和为零，流变量相等，元件在结点处以串联的方式存在。2.2.1.2液压系统动态影响因素液压控制系统的动态响应因素主要有三种:阻性元，容性元，惯性元。1.阻尼型能量损耗元

27、件(阻性元)由力和流间的代数关系所决定的任何影响因素都可划归为阻性元，阻性元损耗能量。阻性元有:各种形式的摩擦、管路压降，各种控制口(如换向阀、溢流阀的控制口等)，在功率键合图中用“R”表示。2.容性型能量储存元件(容性元)如果流流入一个装置，引起内部力的增加，则该装置就是容性元。容性元储存能量。容性元件有:机械弹簧、液压蓄能器、承受扭转的驱动轴、液压软管、液压缸容积、滤油器等，在键合图中用“C”表示。3.惯性型能量储存元件(惯性元)当惯量被加速而储存动能时，就出现了惯性型能量储存。惯性元可看作“能量储存，在键合图中用“I表示。同容性元一样，惯性元的功率可为正或负，分别表示惯性元吸收能量或释放

28、能量。2.2.2泵送回路键合图模型的建立2.2.2.1泵送回路功率口原理图图2一1为泵送液压系统功率口原理图。由图可知发动机输出恒定的转速。，恒功率变量泵输出一定的流量G，经过控制阀、油管、液压缸、负载，最后以压力的形式只反馈回来，即泵的出口压力是由外负载所决定。发发动机机机机变量泵泵泵泵泵油管管管管液压缸缸缸缸负载载2.2.2.2图2一3功率口原理图液压元件的功率键合图模型l液压泵132一133-一台液压泵通常是连续运转的。研究时假定泵的输入转速是恒定的。对于定量泵，其转动部分的惯性及内摩擦可以忽略不计，其键合图如图2一所示。P，口R，4只fPP!)一二-叫1一1一箱卿卿卜一一一一一()卜一

29、一一尸pop图2礴泵的功率键合图对于一个变量泵，其每弧度的排量由一个适当的机构来调节，对于斜盘式变量泵在图中的岭应表示为:珠=叮e(2一l)式中:叮一斜盘转角为弧度时泵的每弧度排量;夕一从零位计算的斜盘倾角。2.换向阀34礴01换向阀是泵送系统中一个重要的组成元件，它在不同位置相互切换时，使系统产生较强的液压冲击，因此重点分析阀在切换过程中的功率键合图。泵送回路换向阀采用的是中位旁通式(M型)三位四通换向阀。此阀有四个功率进出的接口，一个口是从泵吸收功率作为输入，可称为供油口，另一个口通油箱，是功率输出口。其余两口连通液压缸的两个油口，是功率输出口。液压缸的运动方向就由阀芯运动方向来控制，液压

30、缸的运动速度则由阀的开口量大小来控制。换向阀在不同位置的相互切换主要是通过五个可变的非线性液阻即Rse、R，.凡、称、几来实现的。阀的原理图，流量一液阻图、键合图如图2一5所示。令。图2一5三位四通换向阀键合图图中:Qs，必一从阀外进入供油口S的流量，从排油口。排出的流量;g、O一通过控制口y和z的流量;戈，一阀心从中位起始的位移，控制阀口开度。蜘、O之一由阀口液阻心、Rsz控制的从油源s进入控制口y、:的流量;蜘、必e一由阀口液阻称、R即控制的从控制口y、:到排油口e的流量;口韶一由阀口液阻Rse控制的从油源口、到排油口的流量;Ps、Pe、凡、几-油源口:、排油口e、控制口y控制口z的压力。

31、当阀芯在中位时，液阻Rse是有限值，其余四个液阻R为无穷大，因此有G二Qse=Qe。当阀芯从中位向左位移动时，随着Xv的增加，Rse增大，心、R:e变为有限值，允许流量汤、汤通过，Rsz、Rye为无穷大，流量汤、外为零。当阀芯完全移到左位时，Rse为无穷大，Qse为零，R，、R二保持有限值，有g二口犷Qy及县二县e=Qe。当阀芯从中位向右移动时，情况与从中位移到左位相似。通过换向阀口的流量取决于阀口的面积和阀口前后的压降，可表示为:Q=f(A尸)(2一2)式中:Q，护一通过阀口的流量与压降;A一垂直于液流的阀口面积;m、相关指数。对于一个制造良好的直角滑阀口，方程(2一2)可表示为:Q二戈.J

32、丫八尸(2一3)式中:凡一阀口的综合系数，包括阀口周长和流量系数;尤一滑阀在阀体中从中位移动所形成的轴向开口值。3.液压缸134一40液压缸是将液压能(压力x流量)转化成机械能(力X活塞的速度)的转换元件。泵送系统采用双液压缸串联，正常工作时两油缸的无杆油腔相连，实现吸料和泵料的同时动作。其动态影响因素有:油腔的容性效应、摩擦、活塞的惯性、负载的惯性及摩擦、油缸两端的TR缓冲机构的液阻。图2一6为泵送缸原理图及功率键合图。不厂1了卜卜巧一l不3图中:马，、几2一管路与相连的液压缸的液容;分一两无杆油腔相连后的液容:Fa，凡一克服泵送阻力的主动力，克服吸料阻力的主动力;Ic，几一活塞杆与吸入混凝

33、土的惯性，活塞杆与泵送阻力的惯性;R。，、RcZ一TR缓冲机构的液阻。4.泵送负载泵送负载是混凝土在输送管道中的受力情况，混凝土以“宾汉姆体”柱塞栓的形式在管道中流动【3114l。泵送负载可模拟成带摩擦的质量系统，其摩擦阻力可表示为:界一和二(l+知小(2一)2.2.2.3泵送回路功率键合图模型建立泵送回路功率键合图模型时做如下简化与假设9一21134一401:1.假设主油泵是恒流源，功率随负载的变化而变化，在一定范围内可实现恒功率控制。2.溢流阀在正常工作的情况下是关闭的，在键合图模型中不予考虑。3.系统内部泄漏对换向时液压冲击的影响可以忽略。4.换向阀在不同的工作位置，阀的通、断情况各不相

34、同，其键合图模型也不相同。为保持模型的完整性，系统键合图模型是阀在三个工作位置时的完整图。在仿真模型中通过条件转换实现三个工作位置，各个工作点的切换。5.键合图中用f表示流(可能是流量、速度等)，用。表示势(可能是压力、力等)。基于以上简化假设，建立泵送回路功率键合图模型，如图2一7所示。根据功率键合图的双信号图、两种汇聚结节点的特性以及压力随负载变化的特性，对每根功率键可列出数学方程，泵送回路的数学模型如表2一1所示。表中，每根功率键分别对应有势变量和流变量二个方程，排在前面的为原因变量(输入)，后面的为结果变量(输出)。模型中的相关参数见附录A表A一1所示。分配回路是由恒压变量泵2，换向阀

35、19、20，摆动液压缸23、24和蓄能器25等组成的开式回路。液动换向阀20的控制信号来自TR机构的触发器，其控制过程是:泵送油缸17、18中的TR机构产生的触发信号作用在液动阀20的两端，使得液动阀20左右切换，此时从恒压变量泵2引来的高压油经电磁阀21，液动阀20，作用在换向阀19的两端，使得换向阀19在左右两位之间相互切换，当换向阀19导通后，蓄能器和变量泵2中的高压油，经换向阀19，向分配油缸23或24快速充油，完成S管阀的快速切换。当换向阀19导通后，主要是蓄能器25给系统提供高压油。因为变量泵2是恒压变量泵，系统压力达到设定压力值16MPa的同时，蓄能器的压力也达到最高压力值16M

36、Pa。变量泵自身的反馈装置使泵的斜盘倾角变小，输出极小流量用于弥补泵自身的内泄和维持系统压力的稳定。换向阀19导通时，系统的压力迅速降低，压差信号推动变量泵摇臂，使轴向柱塞泵的斜盘倾角变大，由于泵的动作有一定的滞后时间，而蓄能器响应较快，所以当换向阀19导通后，主要是由蓄能器向分配油缸提供高压油1301。因此，在分配回路的动特性分析中重点考虑了蓄能器的作用。2.2.3.1分配回路液压元件键合图模型1.换向阀分配回路中的换向阀是“o，型三位四通控制阀，有四个控制口，通过控制这些口的阻尼，可以控制摆动油缸的运动。就理想的“O，型控制阀而言，当滑阀处于中间位置时，每个控制口的阻尼随着Xv的增加而降低

37、，。其功率键合图与“M”型控制阀相似，所不同的是“O，型控制阀在中位是封闭的，没有液阻Rse。2.液压缸分配回路液压缸功率键合图如图2一8所示。摆动油缸推动S管阀往复摆动，S管阀在摆动过程中主要受到五种阻力矩的作用:(l)s管阀在摆动时，其侧面受混凝土直接作用而产生与摆动方向相反的阻力矩。(2)5管阀在摆动时与混凝土之间的剪切阻力矩。(3)S管阀摆动时的惯性阻力矩。(4)S管阀摆动时，切割环与眼镜板接触面的摩擦阻力矩。(5)5管阀摆动时，切割环切断混凝土流的剪切阻力矩。S管阀的动力特性方程为:爪siIVL一犬尹C=Jxe(2一81)式中:Fs广活塞的有效驱动力困);L一有效驱动力的力臂(m);

38、卜驱动力与与力臂L的夹角(rad);Jx-S管阀相对转动轴的转动惯量(kgmZ);卜-S管阀的角加速度(ra出52);P一泵送压力(Pa);C一阻力矩常数困S);K一转换系数(m，)，冷2.ssxlom，。2.2.3.2分配回路功率键合图模型基于前面假设，建立分配回路键合图模型如图2一9所示。模型中各个元件和结点的数学模型如表2一2所示，数学模型相关系数如附录A表A一2所示。御一Qve2.2.4液压系统仿真在Matlab/simulink仿真平台上，利用数值计算方法，对液压控制系统进行动态仿真分析。对于泵送回路主要分析在不同的输入流量和不同的换向时间下，主泵1出口的压力波动情况;对于分配回路，

39、主要分析系统的动态响应特性，即分析蓄能器的容量对系统响应速度的影响。2.2.4.1建立仿真模型Matlab/simulink仿真模块库142一461包含有如下子模块库:source(源库)、sinks(接受库)、Continous(连续库)、Diserete(离散库)、Math(数学函数库)、FunctionsTables(函数与表库)、Nonlinear(非线性库)、51助als&systems(信号与系统库)、subsystems(子系统库)。在每一个子模型库中包含有相应的功能模块，用户可以定制和创建适合自己需要的模块。Simulink仿真模块库如图2一10所示。图2一10Simulink

40、子模块库使用simulink进行仿真，将功率键合图模型转化为Simulink方块图仿真模型。在模型转化过程中遵循如下三条规则3211371471148:1.功率键合图中的“0”结点、，l”结点和状态方程，可分别转化成方块图模型中代数求和模块与状态方程模块;2.根据键合图中功率流向和因果关系，确定方块图中何者为输入，何者为输出;3.功率键合图是双流信号图，而方块图是单流信号图。在方块图中是通过状态模块来实现不同信号的相互转化，即流变量转化为力变量，或力变量转化为流变量。根据表2一1和表2一2中的数学模型，从Simulink模块库中拖动相应模块，生成泵送回路和分配回路的仿真模型如图2一n图2一12

41、所示。.2.4.2液压系统仿真分析为了分析泵送回路的压力冲击，设定不同的输入流量进行液压冲击及泵送油缸活塞杆位移仿真。图2一13一图2一16分别为设定流量为240L/min、3o0L/min、360L/min和380L/min下的泵出口压力波形图。图2一17一图2一18分别为较大液压冲击及平稳运行两种情况下，活塞杆位移曲线图。22根据仿真结果可以看出:1.由仿真曲线可以看出，设定流量增加，泵出口的工作压力降低，例如，设定流量为38OL/min时，压力为gMPa左右，如图2一13所示。设定流量为300L/min时，压力为10.SMPa左右，如图2一15所示。符合所建恒功率变量泵的工作原理，说明所

42、建仿真模型正确。2.系统在流量较低及较高的情况下均产生液压冲击，流量在360L/min300L/min之间为平稳工作区。例如:在设定流量为38OL/min时，液压冲击压力峰值约为稳态压力的350%左右，如图2一13所示。在设定流量为240L/Inin时，液压冲击压力峰值约为稳态压力的150%左右，如图2一16所示。在设定流量为360Umin及300L/min时，液压系统压力平稳，如图2一14、图2一15所示。3.将图2一13、图2一15分别与图2一17、图2一18对照分析，可以得出液压冲击产生的原因。在设定流量为380L/min时，泵送缸活塞杆2.70秒时达到其终点行程，并持续一段很短的时间，

43、此时系统压力急剧升高，在2.75秒时，最高压力可达35MPa左右，出现“憋死”现象。当活塞开始返回，系统的压力又急剧下降，形成极大的液压冲击。在设定流量为300L/min时，泵送缸的活塞在3.30秒时达到最大的行程，此后，由于在0.505内摆缸及换向阀5完成了换向，活塞开始返回。换向时，系统压力波动较平缓，最高压力为gMPa左右。因此进一步验证了前面理论分析液压冲击产生的原因，即分配回路的换向时间与泵送回路的换向时间不协调，引起液压“憋死”，产生了较大的液压冲击。2.3泵车液压系统冲击试验研究为解决振动问题，根据液压系统仿真分析结果，本文在不同的工况及泵送频率下，对液压系统的流量、压力、温度、

44、工作频率等参数进行测试试验，以研究臂架振动与液压系统工作参数之间的关系，分析系统的压力波动情况与泵送频率的相互关系及冲击烈度的大小。2.3.1测试系统组成试验所采用的测试仪器如图2一19所示。包括ParkSem一300(Sensoreon枉Dl)图2一19测试仪器一23手持测量仪、测试系统数据处理软件Sensorwin、笔记本电脑三个重要组成部分。SCM一300Sensorcontrol手持测量仪是德国Parker公司的高科产品，可以用来测量压力、温度、流量、转速、电流和电压等参数。该测量仪自身具有转换功能，能将测量数据按设定单位以曲线的形式(时间为横坐标，所测量的为纵坐标)存储输出l49。该

45、仪器的基本情况如下149:1.输入:配备有sCpT-600一0一02压力传感器(p.Range=o佑oobar，pmax“1ooobar)、SCFT-300一01一02流量传感器(Q一Range=15一300L/min)、SCT-300一3一20温度传感器(T-Range=一50一+250)。可进行单值测量、差值测量，也可同时采集3路信号。能将采集到的模拟信号转化成数字信号并存储。2.测量:支持在线测量(Online)和存储器测量(Memory)两种测量方式。3.输出:测量仪与SCPR一100热敏打印机相连，或者利用SCDA一100装置同普通打印机相联，可将存储的数据以曲线或表格的形式打印。也

46、可将测量仪与PC机相联，通过Sensorwin软件将测量数据输入到计算机中。图2一20为测试系统组成框图。测试模块接在主泵1出口的二路并联软管中的任一路上，同时采集系统的压力、流量、温度三路信号，由于采集的数据较多，采用存储测量方法，通过Sensorwin2.0软件将数据传输到PC机上进行分析，存储设置时间为30秒，采样周期为0.067秒。主主泵11111测试模块块块换向阀阀阀泵送油缸缸压压力传感器器器流量传感器器器温度传感器器SSSCM一300手持测量仪仪仪PC机机图2一20测试系统组成框图2.3.2试验工况确定受施工场地限制，选取4种典型工况进行试验，工况位置如图2一21所示。2.3.3测试结果及数据处理对于四种工况，在不同的设定流量下，测得的压力、流量、温度曲线如图2一222一29所示，图中曲线1为压力一时间历程曲线，曲线2为流量一时间历程曲线，曲线3为温。玉长厂理_了夕/:洲工况1水平工况前抖倾工况配/兄兄/J到/工靓/示/兄工试验1勺2工况3前倾工况侧向工况度一时间历程曲线。利用Sensorwin软件对测试