文澤軍 王 進 楊書儀 羅純知 郭光明

1.湖南科技大學(xué)機械設(shè)備健康維護湖南省重點實驗室，湘潭，411201

2.湘潭昌昇達精密機械有限公司，湘潭，411102

0 引言

打樁機是港口、橋梁、公路建設(shè)等工程項目中不可缺少的一類施工設(shè)備，它為加快工程進度、降低勞動強度提供了條件，是重要的一類工程機械。液壓打樁機具有無污染、振動小、噪聲低、能量利用率高等優(yōu)點，逐漸取代了蒸汽和柴油等其他動力類型打樁機，并占據(jù)主導(dǎo)地位。近年來，隨著經(jīng)濟建設(shè)的快速發(fā)展，打樁機應(yīng)用范圍進一步拓寬，新型液壓打樁機研究成為學(xué)者關(guān)注的課題。液壓沖擊器自誕生以來，經(jīng)各國學(xué)者幾十年的研究和改進，在工作原理、控制方法和結(jié)構(gòu)設(shè)計等方面已趨于成熟［1－3］，逐步發(fā)展衍變?yōu)橐环N通用型流體沖擊裝置，應(yīng)用范圍從最初的鑿巖領(lǐng)域擴展到破碎、夯實、打樁等其他領(lǐng)域。在液壓打樁機設(shè)計方面，李羊林等［4］提出采用YC25液壓錘開發(fā)防汛搶險用途的手持式打樁機，史繼江［5］在公路護欄樁打樁機設(shè)計中，選用了YC180型液壓錘。

水壓沖擊器是在傳統(tǒng)油壓型沖擊器基礎(chǔ)上發(fā)展起來的一種新型液壓沖擊器，它以水為傳動介質(zhì)，具有綠色環(huán)保、價格低廉的優(yōu)點。20世紀(jì)90年代初，南非、加拿大和瑞典等國開展了水壓沖擊器研究［6］，國內(nèi)研究始于2000年［7－8］，并在水壓沖擊器原理及其結(jié)構(gòu)設(shè)計等方面取得了階段性成果，但這僅限于沖擊鑿巖領(lǐng)域。然而，以水壓沖擊器作為動力裝置的水壓式打樁機研究，國內(nèi)外鮮見文獻報道。本文在分析水壓式打樁機工作原理的基礎(chǔ)上，首先建立水壓沖擊器液壓系統(tǒng)功率鍵合圖模型，再借助AMESim軟件將其轉(zhuǎn)化成仿真模型，以分析活塞和配流閥芯的運動規(guī)律，并進一步探討流量等參數(shù)對沖擊性能的影響規(guī)律，為水壓式打樁機沖擊器結(jié)構(gòu)設(shè)計與優(yōu)化提供理論依據(jù)。

1 水壓式打樁機結(jié)構(gòu)及工作原理

水壓式打樁機包括水壓沖擊器和打樁接頭兩大機構(gòu)，兩者采用螺栓連接固定。水壓沖擊器采用基于行程信號反饋的自配流工作方式［9－10］。由于水壓傳動泄漏比較嚴重，故密封結(jié)構(gòu)采用非等間隙設(shè)計，活塞與缸體之間的間隙大于活塞與支撐座的間隙，以減少對缸體的磨損；活塞前后支撐內(nèi)圈設(shè)置多道密封圈，以減少對外泄漏；活塞前后臺肩開有數(shù)道減壓槽，以減少沖擊器高低壓腔體之間的泄漏；另外配流閥芯與閥套之間采用柱面與錐面相結(jié)合的密封結(jié)構(gòu)，以改善閥體密封性能。水壓式打樁機結(jié)構(gòu)如圖1、圖2所示。

圖1 水壓打樁機機結(jié)構(gòu)原理圖

圖2 水壓打樁機內(nèi)部腔體及流道圖

水壓打樁機工作原理如下：高壓水流入閥左高壓腔b后，沿缸體內(nèi)部通道分別流入蓄能器8和活塞前腔i。此時，閥右恒高壓腔e通過閥孔K1、配流閥中心孔K2與閥左高壓腔b相通，e腔始終為高壓，而閥左交變腔a通過沖程信號孔K4、回水孔K5與閥回水腔d相通，b腔為低壓，故閥芯在e腔壓力作用下停在左位，使活塞后腔g與閥回水腔d相通，活塞后腔g為低壓?；钊麤_擊砧鐵后向右反彈為運動起始點，在i腔高壓驅(qū)動下向右做回程加速運動。當(dāng)活塞回程控制邊B1越過回程信號孔K3后，高壓水經(jīng)回程信號孔K3進入閥左交變腔a。此時缸體內(nèi)水流方向如圖3所示，其中虛線為低壓水，實線為高壓水。

圖3 回程信號孔打開時缸體內(nèi)部液流狀態(tài)

由于閥左交變腔a受壓面積大于閥右恒高壓腔e的受壓面積，故閥芯迅速切換到右位，切斷了活塞后腔g與閥回水腔d的通路，此時高壓水同時進入活塞前腔i和活塞后腔g。又由于活塞后腔g受壓面積大于活塞前腔i的受壓面積，故合力方向向左?；钊趹T性作用下先做回程減速運動直至速度為零，然后向左做沖程加速運動，最后沖擊砧鐵，活塞沖程加速運動結(jié)束并反彈，開始下輪沖擊。活塞沖程加速運動期間，當(dāng)沖程控制邊B2越過沖程信號孔K4后，閥左交變腔a再次與閥回水腔d相通，導(dǎo)致閥左交變腔a水壓迅速下降，配流閥又迅速回到左位。此時缸體內(nèi)部的水流方向如圖4所示。

圖4 沖程信號孔打開時缸體內(nèi)部液流狀態(tài)

由于活塞的沖擊作用，砧鐵上表面變形產(chǎn)生應(yīng)力并通過砧鐵自身均勻施加在樁頂，再沿樁體傳遞到樁尖，使樁克服阻力逐漸沉入土層。由于沖擊頻率較高，使得樁及樁周圍土壤顆粒一起振動甚至達到共振，減小了土壤顆粒之間的黏結(jié)力，從而使樁更容易沉入土層。

2 水壓沖擊器液壓系統(tǒng)功率鍵合圖

水壓式打樁機的性能取決水壓沖擊器液壓系統(tǒng)的輸出特性，而水壓沖擊器液壓系統(tǒng)與低速靜壓型液壓傳動系統(tǒng)不同，其系統(tǒng)內(nèi)部水流受配流閥和活塞的控制，水流方向變換快、頻率高、慣性大、壓力和流量變化劇烈、呈非恒定流動狀態(tài)，具有明顯的非線性特征，因此，通常的液壓分析方法不適合研究水壓沖擊器液壓系統(tǒng)。功率鍵合圖分析方法是一種系統(tǒng)動力學(xué)建模方法，適用于多輸入－多輸出的非線性系統(tǒng)，所構(gòu)建的模型能清晰地表明系統(tǒng)功率流向和能量轉(zhuǎn)化情況以及控制信號的因果關(guān)系，適合于分析水壓沖擊器液壓系統(tǒng)。據(jù)鍵合圖理論，液壓系統(tǒng)中各類功能部件和結(jié)構(gòu)被抽象成能源Sf（Se）、變換器TF、慣性I、容性C和阻性R五類元件。本文依據(jù)水壓沖擊器液壓系統(tǒng)各部分容腔的液容效應(yīng)和匯流特性，將各容腔沿程和局部壓力損失按阻性元件處理，且考慮活塞和閥芯與缸體之間的庫侖摩擦力等因素，建立水壓沖擊器液壓系統(tǒng)功率鍵合圖模型，如圖5所示。

圖5 水壓式打樁機沖擊器液壓系統(tǒng)鍵合圖模型

Sf表示水泵的輸出流量，Se表示回水管末端的背壓。C2表示儲能器液容，R4表示輸入水管液阻。0－6，7，8，9，10，64節(jié)點表征閥b腔各點水流壓力相等；C6表示閥b腔液容。0－26，27，28，29節(jié)點表征活塞h腔各點水流壓力相等；R60表示閥b腔到活塞i腔液阻，C27表示活塞i腔液容，R41表示活塞i腔到回水口的泄漏液阻。1－30，31，32，33，34，62節(jié)點表征活塞及其各腔體內(nèi)水流速相同，I31表示活塞的質(zhì)量，I32表示活塞腔體內(nèi)的水流速度，R62表示活塞運動時受到的黏性阻力，R33表示活塞所受庫侖摩擦力。m1表示活塞i腔有效面積，m2表示活塞g腔有效面積。0－25，34，35，36節(jié)點表征活塞g腔各點水流壓力相等，C36表示活塞g腔液容，R24表示閥b腔到活塞g腔的泄漏液阻，R38表示活塞g腔到閥芯c腔泄漏液阻。0－45，46，48節(jié)點表征閥芯a腔各點水流壓力相等，C45表示閥a腔液容，R43表示活塞i腔到閥a腔（包括孔K3）液阻，R47表示閥a腔到回水口泄漏（包括孔K5）液阻。0－55，42，57節(jié)點表征回水管壓力各點水流壓力相等，R58表示回水管液阻，C57表示回水口液容。m3表示閥b腔有效面積，m4表示閥e腔有效面積，m5表示閥a腔有效面積。0－16，22，54，61，66節(jié)點表征閥d腔各點液流壓力相等，R23表示閥d腔到回水口液阻，C61表示閥d腔液容。0－18，19，20節(jié)點表征閥e腔各點液流壓力相等，C19表示閥e腔液容，R17表示閥孔、閥芯中心孔液阻，R67表示閥e腔到回水腔d泄漏液阻。1－49，50，51，52，53，54，65節(jié)點表征閥芯速度及其各腔體內(nèi)水流速相同，I51表示閥芯的質(zhì)量，I53表示閥腔體內(nèi)的液流慣性，R50表示閥運動時受到的黏性阻力，R52表示閥芯受到的庫侖摩擦力。0－12，13，14，39節(jié)點表征閥c腔各點水流壓力相等，C13表示閥c腔液容，R11表示閥b腔到c腔的泄漏液阻，R15表示閥b腔到閥d腔液阻。

2.1 系統(tǒng)狀態(tài)變量與自變量

根據(jù)圖5，取I和C元件上的自變量積分為狀態(tài)變量，將鍵上的自變量和因變量之間的積分關(guān)系變成狀態(tài)變量和因變量之間的代數(shù)關(guān)系，這些狀態(tài)變量的一階導(dǎo)數(shù)就代表相應(yīng)的自變量。總共有11個自變量，分別為Q2、Q6、Q13、Q19、Q27、Q36、Q45、Q57、Q61、f51、f31，初始值為零，故有下列各表達式：

式中，Vx為容性元件由于水壓變化引起的液容變化；p31、p51分別為活塞、閥芯動量。

對應(yīng)狀態(tài)變量與因變量的關(guān)系如下：

式中，Px為容性元件壓力；v31、v51分別為活塞、閥芯速度。

2.2 建立狀態(tài)方程

根據(jù)鍵合圖的結(jié)構(gòu)特性和網(wǎng)絡(luò)串并聯(lián)原理得如下表達式：

式（1）～式（11）構(gòu)成水壓沖擊器的狀態(tài)方程，通過使用MATLAB，采用龍格－庫塔法可仿真計算得到各狀態(tài)參數(shù)。

3 水壓沖擊器液壓系統(tǒng)AMESim建模及仿真

3.1 水壓沖擊器液壓系統(tǒng)AMESim建模

由于上述狀態(tài)方程組系數(shù)需通過實驗測定，而設(shè)計階段往往還缺少樣機，故本節(jié)擬以基于鍵合圖原理的AMESim建模仿真軟件為研究平臺，將鍵合圖模型轉(zhuǎn)化成水壓沖擊器液壓系統(tǒng)仿真模型。AMESim建?；谌缦录僭O(shè)［11］：水泵流量恒定，系統(tǒng)壓力不變；水流溫度恒定，水的黏度不隨壓力的變化而變化；忽略蓄能器隔膜的質(zhì)量，且變形時無任何抗力；忽略沖擊器內(nèi)部通道的水流質(zhì)量；忽略活塞及閥芯運動時的機械摩擦阻力；忽略系統(tǒng)的內(nèi)部泄漏。建模過程中，僅考慮水壓式打樁機液壓系統(tǒng)，按照結(jié)構(gòu)原理圖，分別組裝水壓沖擊器沖擊和配流兩大功能模塊，水壓輸入部分由電機、水泵和溢流閥組成，并按實際通道連接各模塊和元件，仿真模型如圖6所示。

圖6 水壓式打樁機沖擊器液壓系統(tǒng)AMESim仿真模型

3.2 水壓沖擊器液壓系統(tǒng)AMESim模型參數(shù)設(shè)置

人工打樁作業(yè)靠沖錘沖擊力做功，錘重約10kg，提升高度在1m以內(nèi)，沖擊能量約39.2～98.0J［4］，因此設(shè)活塞沖擊能量約為100J，沖擊速度定為6m/s，頻率約為40Hz。參考文獻［8］，求得活塞具體參數(shù)并對相應(yīng)的模塊進行設(shè)置，其中活塞質(zhì)量為4.8kg；i腔內(nèi)活塞直徑為41mm，臺肩直徑為45mm；h腔內(nèi)活塞直徑為42mm，臺肩直徑為45mm；g腔內(nèi)活塞直徑為35mm，臺肩直徑為45mm。與油性介質(zhì)不同，水介質(zhì)模塊密度應(yīng)為1000kg/m3，體積彈性模量為2.18GPa，動力黏度為65.3×10－5Pa·s。溢流閥調(diào)定壓力為9.5MPa，水泵輸出流量為100L/min，在仿真模式下，設(shè)置采樣時間為0.2s和采樣間隔為10μs。

3.3 水壓沖擊器AMESim模型仿真結(jié)果分析

仿真得到活塞運動曲線如圖7～圖9所示。因為水泵流量較大，故活塞僅經(jīng)歷2個周期后運動狀態(tài)便穩(wěn)定，其行程約31.5mm，周期為24ms，對應(yīng)沖擊頻率為42Hz?；钊爻套畲笏俣葹?.35m/s，沖擊最大速度為6.17m/s。活塞運行過程中加速度變化很快，回程加速階段為545 m/s2，回程減速階段達到907m/s2且歷時僅2ms，沖程加速階段，加速度從732m/s2下降到655 m/s2，因此活塞處于非勻加速狀態(tài)。

圖7 活塞位移－時間曲線

圖8 活塞速度－時間曲線

圖9 活塞加速度－時間曲線

仿真得到閥芯運動曲線如圖10～圖12所示。閥芯換向瞬間完成，約為1.1ms，并在左右極限位置停頓24ms。閥芯換向時，回程換向速度達到11.6m/s，沖程換向速度達到12.1m/s?；爻虛Q向閥芯加速度為11 137.8m/s2，沖程換向閥芯加速度為12 801m/s2。由于活塞及閥芯換向頻率高，故閥口和信號孔開啟和閉合導(dǎo)致沖擊器內(nèi)部產(chǎn)生水壓沖擊現(xiàn)象，為了減弱水壓沖擊對系統(tǒng)的影響，液壓系統(tǒng)入口端增設(shè)了蓄能器。

圖10 閥芯位移－時間曲線

圖11 閥芯速度－時間曲

圖12 閥芯加速度－時間曲線

4 沖擊性能影響因素分析

水壓沖擊器能夠正常工作的必要條件是持續(xù)向系統(tǒng)供給高壓水，流量大小直接影響沖擊器的沖擊性能，而當(dāng)水壓沖擊機構(gòu)內(nèi)部壓力大于溢流閥調(diào)定壓力時，溢流閥被打開，部分高壓水將通過溢流閥流回水箱，導(dǎo)致水壓能損失，因此設(shè)置合理的溢流閥調(diào)定壓力與有效提高水壓沖擊器性能和沖擊效率密切相關(guān)。

4.1 流量對沖擊性能的影響規(guī)律

溢流閥調(diào)定壓力設(shè)為9MPa，在20L/min到100L/min范圍內(nèi)依次調(diào)節(jié)水泵輸出流量，得到流量與沖擊性能的關(guān)系如表1所示。

表1 流量對沖擊性能的影響

流量20L/min時，由于流量過小，導(dǎo)致系統(tǒng)內(nèi)部壓力過低，水壓沖擊器不能正常工作的，沒有列出相應(yīng)結(jié)果，此時活塞速度曲線如圖13所示。由表1可知，當(dāng)流量大于35L/min后，流量增大對沖擊能量幾乎沒有影響，而沖擊效率反而下降。這是因為流量滿足系統(tǒng)平衡后，系統(tǒng)內(nèi)部壓力達到溢流閥調(diào)定壓力，流量繼續(xù)增大時，過量的高壓水會通過溢流閥流回水箱，使系統(tǒng)水壓能損失增大。由于沖擊能量變化不大，而輸入功率增大，故沖擊效率下降。

圖13 流量為20L/min時活塞速度曲線

4.2 溢流閥調(diào)定壓力對沖擊性能的影響規(guī)律

AMESim仿真模型中，當(dāng)水泵流量為40 L/min時，在5～10MPa范圍內(nèi)依次設(shè)定溢流閥模塊調(diào)定壓力，得到壓力與沖擊性能關(guān)系，如表2所示。由表2可知，隨著溢流閥調(diào)定壓力的增大，水壓沖擊系統(tǒng)的沖擊效率、頻率和能量均會增大，但沒有最優(yōu)值。水壓沖擊器液壓系統(tǒng)中，當(dāng)內(nèi)部壓力小于溢流閥調(diào)定壓力時，溢流閥不會打開。因此，在考慮水泵的額定功率的基礎(chǔ)上，合理設(shè)置較高的調(diào)定壓力，能有效提高沖擊器性能和沖擊效率。當(dāng)調(diào)定壓力較低時，水壓沖擊系統(tǒng)流量損失較大且系統(tǒng)內(nèi)部壓力較低，導(dǎo)致活塞沖擊速度小，沖擊頻率低，如調(diào)定壓力為5MPa時，水壓沖擊器活塞處于不穩(wěn)定運行狀態(tài)，此時速度曲線如圖14所示。

表2 溢流閥調(diào)定壓力對沖擊性能的影響

圖14 溢流閥調(diào)定壓力為5MPa時活塞速度曲線

4.3 活塞質(zhì)量對沖擊性能的影響

依據(jù)動能計算公式，沖擊能量由活塞質(zhì)量和速度兩者共同確定，在仿真模型中，保持水泵流量和溢流閥調(diào)定壓力不變，依次改變活塞質(zhì)量，得到活塞質(zhì)量與沖擊性能的關(guān)系如表3所示。由表3可知，隨著活塞質(zhì)量增大，水壓沖擊系統(tǒng)沖擊效率、沖擊速度和沖擊頻率均減小，但沖擊能量幾乎不變。由此可知，活塞質(zhì)量在偏差范圍內(nèi)變化對沖擊能量的影響較小。流量達到平衡后，系統(tǒng)內(nèi)部壓力保持不變，質(zhì)量大的活塞慣性大，其加速度較小，速度增加較慢，活塞運動時間相對延長，故沖擊頻率下降。沖擊能量幾乎不變時，質(zhì)量輕的活塞因頻率較高，故單位時間內(nèi)輸出總功率較大，沖擊效率較高。

表3 活塞質(zhì)量對沖擊性能的影響

4.4 活塞前腔（i腔）閥口開口長度對沖擊性能的影響

AMESim仿真模型中閥口模型有圖15所示的三種開閉狀態(tài)：零開口、正開口和負開口［12］。負開口表示閥口處于閉合狀態(tài)；零開口為過渡狀態(tài)，表示閥口剛好閉合；正開口表示閥口處于打開狀態(tài)。

圖15 閥口模型開閉狀態(tài)圖

活塞前腔（i腔）閥口的開口長度相當(dāng)于回程控制邊B1與回程信號孔K3的距離，由于初始狀態(tài)為閉合狀態(tài)，故需設(shè)為取負值（表4為其絕對值），它與沖擊性能的關(guān)系如表4所示。由表4可知，前腔（i腔）閥口開口長度對沖擊性能的影響較大。隨著前腔閥口開口長度的增大，沖擊速度增大，沖擊效率上升，活塞行程增大，而沖擊頻率減小。原因是開口長度增大，延長了活塞的回程運動時間，使活塞行程增加，沖程時間相應(yīng)延長，沖擊速度增大，故沖擊能量較大，沖擊效率較高。活塞回程減速階段，活塞動能轉(zhuǎn)化成壓力能儲存在蓄能器中，并在活塞沖程加速階段將壓力能迅速釋放，這樣有效地提高了系統(tǒng)的能量利用率，這是蓄能器在水壓沖擊系統(tǒng)中的另一個重要作用。

表4 前腔閥口開口長度對沖擊性能的影響

4.5 活塞中腔（h腔）閥口開口長度對沖擊性能的影響

活塞中腔閥口開口長度相當(dāng)于沖程控制邊B2與沖程信號K4的距離。由于初始狀態(tài)處于打開狀態(tài)，因此設(shè)為正值?；钊星婚y口開口長度與沖擊性能的關(guān)系如表5所示。由表5可知，隨著活塞中腔閥口開口長度的增大，沖擊效率和速度反而下降，但沖擊頻率、活塞行程幾乎沒有變化。原因是如果前腔閥口開口長度不變化，活塞行程不會增加，但中腔閥口開口長度增大，縮短了活塞沖程加速時間，導(dǎo)致沖擊速度下降。由于沖擊頻率幾乎不變，沖擊速度較小時，沖擊能量相應(yīng)較小，故沖擊效率降低。同時中腔閥口開口長度增大，使水壓沖擊器流量損失增加，系統(tǒng)壓力損失增大，也會導(dǎo)致沖擊性能降低。

表5 中腔閥口開口長度對沖擊性能的影響

5 結(jié)論

（1）本文所提出的水壓式打樁機是一種全新概念打樁機械，與傳統(tǒng)的油壓式打樁機相比具有綠色、環(huán)保和節(jié)能等優(yōu)點。

（2）本文在分析水壓式打樁機沖擊器工作機理的基礎(chǔ)上，構(gòu)建了其液壓系統(tǒng)功率鍵合圖模型及AMESim仿真模型。

（3）通過AMESim模型仿真研究，得到了活塞、配流閥芯的運動曲線，并詳細分析了它們的運動規(guī)律。

（4）研究探討了流量、溢流閥調(diào)定壓力等因數(shù)對沖擊性能的影響規(guī)律。分析結(jié)果表明：溢流閥調(diào)定壓力對沖擊性能的影響較大；前腔開口長度增大可以提高沖擊性能，中腔閥口開口長度增大反而會降低沖擊性能。這些結(jié)論為水壓式打樁機沖擊器設(shè)計與優(yōu)化提供了理論依據(jù)。

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