胡均平，王遠(yuǎn)祥，劉成沛

（中南大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，長沙 410083）

0 引言

液壓靜力壓樁機(jī)是利用高壓油產(chǎn)生的靜壓力、機(jī)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(jī)械，工作流量大。與其他的樁工機(jī)械相比，液壓靜力壓樁機(jī)具有具有高效、安全、無污染等特點(diǎn)，使用日益廣泛。壓樁系統(tǒng)作為靜力壓樁機(jī)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(jī)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(yùn)動(dòng)不能保持同步?，F(xiàn)在保證壓樁油缸同步動(dòng)作是通過夾樁箱上的上下各8個(gè)導(dǎo)向輪限制在8個(gè)立柱導(dǎo)軌面上運(yùn)動(dòng)來實(shí)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(gè)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(yùn)動(dòng)不同步會使導(dǎo)軌面和導(dǎo)向輪快速磨損，進(jìn)而使精度不高的導(dǎo)軌導(dǎo)向精度進(jìn)一步快速降低。實(shí)踐中很多壓樁機(jī)開始一段時(shí)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(shí)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(shí)現(xiàn)自動(dòng)控制和高效節(jié)能的優(yōu)點(diǎn)，適用于大流量工況。為此本文以ZYB600型液壓靜力壓樁機(jī)為研究對象，設(shè)計(jì)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(jī)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(dòng)作同步，同時(shí)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(shí)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(jī)負(fù)載敏感同步控制液壓系統(tǒng)原理設(shè)計(jì)

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(bǔ)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(dòng)調(diào)節(jié)排量的能力，實(shí)現(xiàn)按需供應(yīng)流量，避免多余流量溢流。壓力補(bǔ)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(dòng)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(qiáng)、精確控制負(fù)載速度、性能穩(wěn)定等優(yōu)點(diǎn)。

圖1 靜力壓樁機(jī)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(shí)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(dá)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(hù)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(shí)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(jìn)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(dòng)態(tài)調(diào)整，直到LS閥的閥芯達(dá)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(shí)，負(fù)載敏感LS閥處于右位，變量油缸有桿腔進(jìn)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(jī)負(fù)載敏感同步控制液壓系統(tǒng)原理

壓樁工作時(shí)，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(shí)壓力補(bǔ)償閥將起調(diào)節(jié)作用，閥芯朝閥口面積減小方向移動(dòng)，使得作用在壓力補(bǔ)償閥的壓差增大，節(jié)流閥進(jìn)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(bǔ)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(gè)執(zhí)行機(jī)構(gòu)就能達(dá)到精確同步。

該系統(tǒng)當(dāng)操縱閥都在中位時(shí)，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(jìn)入伺服缸，由于操縱閥中位封閉，泵通向伺服缸作用油壓達(dá)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(shí)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(dòng)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(shí)：

斜盤擺角增大時(shí)：

式中：QC為進(jìn)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(dòng)時(shí)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(shí)：

斜盤擺角增大時(shí)：

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

2.2 壓力補(bǔ)償閥數(shù)學(xué)模型建立

壓力補(bǔ)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(bǔ)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(jìn)油流量：

式中：Qg為壓樁液壓油缸無桿腔進(jìn)油流量；AD1為活塞無桿腔有效面積；y為活塞位移；Vg為進(jìn)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(yùn)動(dòng)同步誤差

式中：Qg1、Qg2分別為液壓缸1和液壓缸2的進(jìn)口流量；QS為泵輸出流量。

3 系統(tǒng)建模與仿真及實(shí)驗(yàn)結(jié)果分析

3.1 系統(tǒng)AMESim模型的建立

根據(jù)靜力壓樁機(jī)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(jī)的實(shí)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(bǔ)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(shí)驗(yàn)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(yùn)行，負(fù)載差異不明顯，因此本文僅就壓樁過程進(jìn)行仿真及實(shí)驗(yàn)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(jī)性能現(xiàn)場實(shí)驗(yàn)測試

由圖6泵輸出壓力及液壓缸進(jìn)口壓力隨時(shí)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(dá)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(dòng)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(jìn)口壓力變化曲線

圖7所示為泵輸出流量和液壓缸進(jìn)口流量隨時(shí)間變化曲線。由圖可知，在初始階段，油缸無壓力油進(jìn)入，對應(yīng)于泵的準(zhǔn)備工況，泵輸出流量用于補(bǔ)償系統(tǒng)內(nèi)部泄漏損失。在0.12S時(shí)刻，液壓缸2開始進(jìn)油，此時(shí)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(bǔ)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(jìn)油。隨后進(jìn)油量達(dá)到穩(wěn)定，兩油缸進(jìn)流量均保持為泵輸出流量的二分之一，在1S時(shí)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(jìn)油量基本相等，保證油缸同步運(yùn)行。

圖7 泵輸出流量及液壓缸進(jìn)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(shí)驗(yàn)結(jié)果的相對誤差為3%，油缸活塞運(yùn)動(dòng)速度仿真與實(shí)驗(yàn)結(jié)果的相對誤差為2%，兩油缸運(yùn)動(dòng)相對同步誤差仿真與實(shí)驗(yàn)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(yùn)動(dòng)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(shí)驗(yàn)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(shí)，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(yùn)行，通過控制節(jié)流閥的開口度可以調(diào)整油缸動(dòng)作速度，同時(shí)泵的輸出壓力和流量能自動(dòng)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(dá)到節(jié)能的效果。

圖8 壓樁油缸活塞位移仿真與實(shí)驗(yàn)結(jié)果對比

圖9 壓樁油缸活塞運(yùn)動(dòng)速度仿真與實(shí)驗(yàn)結(jié)果對比

圖10 壓樁油缸運(yùn)動(dòng)相對同步誤差與實(shí)驗(yàn)結(jié)果對比

4 結(jié)語

1）針對液壓靜力壓樁機(jī)在工作過程中由于油缸運(yùn)動(dòng)不同步從而壓偏樁的問題，通過對壓樁機(jī)工作原理的分析，選擇負(fù)載敏感驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)，設(shè)計(jì)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(dòng)作同步精度高等優(yōu)點(diǎn)。

2）根據(jù)系統(tǒng)建立了負(fù)載敏感泵、壓力補(bǔ)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(jìn)行了動(dòng)態(tài)仿真分析，并對搭載該系統(tǒng)的設(shè)備進(jìn)行現(xiàn)場性能測試實(shí)驗(yàn)，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(shí)驗(yàn)驗(yàn)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(yùn)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(dòng)作速度，同時(shí)可以使得泵的輸出壓力和流量自動(dòng)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。