螺旋钻机回转液压系统冲击控制特性分析

娄 磊， 吴万荣, 倪寿勇， 栾云广， 许 东

(1.南京工业职业技术学院机械工程学院， 江苏南京 210023； 2.中南大学机电工程学院， 湖南长沙 410083； 3.郑州宛东智能科技有限公司， 河南郑州 450000)

引言

螺旋钻机回转平台运动属于大惯性负载运动，具有高压、大流量等特点，其回转工作过程如下：

回转换向阀开启，液压油进入回转马达，由于螺旋钻机回转平台质量大、惯性大，回转平台不能立即转动，回转马达进油腔油压持续升高，当油压克服回转平台的各种阻力时，回转平台开始转动，回转马达进油腔油压急剧减小。螺旋钻机回转系统的油压波动峰值通常比正常工作时的压力高很多，并伴随有较大的振动和噪声，造成密封装置、管道及液压元件的使用寿命下降和性能降低，严重时会造成翻机事故。因此，研究螺旋钻机回转启动冲击的成因，并采取相应措施控制液压冲击，是十分必要的。

针对大惯性负载启制动平稳性问题，顾临怡等[1]在大惯性负载系统中采用了压力特性负载敏感调制阀代替传统节流阀，该阀的特点是：在阀芯位移较小时降低其出口处的压力，将原来的压力阶跃信号变成一个压力斜坡信号，从而改善负载的启制动特性，但该阀的机械结构比较复杂，制造成本高。吴万荣等[2]和肖清[3]分析了大惯性负载液压系统启动冲击的成因，通过在液压马达两腔并联回转缓冲阀或设定溢流阀的开启规律来减缓液压系统的启动冲击。王成宾等[4-5]通过主动变阻尼及在系统中加蓄能器的方法来抑制大惯性负载的换向冲击[6-7]。张齐生等[8]、李艳利等[9]及牟东等[10]分别对绞吸式挖泥船、旋挖钻机及硬岩掘进机液压系统的冲击现象进行了分析并采取了相应的控制方法。王建利等[11]、张振等[12]分别研究了液压冲击对五星式径向柱塞马达及EHA系统中液压元器件的影响，结果表明液压冲击对液压元器件的损坏起主要作用。由于液压系统的振动与噪声与液压控制阀的启闭特性有关，胡均平等[13]根据液压打桩锤主控阀结构特点，分析了主控阀的换向冲击特性。冀宏等[14-15]对换向阀芯上不同形状节流槽的节流特性进行了研究。

上述学者对某些工程机械中的液压冲击现象进行了详细研究，但液压系统应用范围广，不同系统有不同特点。针对螺旋钻机回转系统换向冲击的问题，本研究采用控制比例阀瞬时流入液压马达工作腔流量的方法来减缓比例阀换向时液压马达工作腔的压力冲击，加工了相应单节及双节U形节流阀芯，对比研究不同节流面积阀芯换向时，螺旋钻机回转液压系统的换向冲击。

1 回转系统工作原理及冲击特性

螺旋钻机回转系统液压原理图如图1所示，主要由电机1、定量泵2、先导泵3、先导溢流阀4、主溢流阀5、先导电磁阀8、蓄能器9、比例阀6、平衡阀12、液压马达13、减压阀10和制动液压缸14组成。

工作时定量泵向比例阀供油，先导泵向先导电磁阀供油，先导电磁阀控制比例阀的换向，比例阀控制回转马达的正反转，平衡阀12主要给液压马达提供背压，起到一定的缓冲作用。图2为螺旋钻机结构实物图，主要由回转马达、回转平台和行走履带装置组成。

螺旋钻机回转平台转动时，由于其质量较大，在比例阀换向的瞬间往往造成液压马达左右腔油压剧烈振荡。由图1可知，当比例阀向左换向时，高压油通过比例阀A口经平衡阀中的单向阀流入液压马达左腔，此时由于负载的大惯性作用，液压马达不能立即反转，如果比例阀换向时突然流入液压马达左腔的流量较大，则液压马达左腔的压力会急剧增大并发生振荡。如减小比例阀换向瞬间流入液压马达左腔(或右腔)的油液流量，可减弱液压马达左右腔油压的冲击振荡。为此对不同节流阀芯换向瞬间的流量特性进行研究并将其应用于螺旋钻机回转系统进行相关试验。

1.电机 2.定量泵 3.先导泵 4.先导溢流阀 5.主溢流阀 6.比例阀 7.单向阀 8.先导电磁阀 9.蓄能器 10.减压阀 11.梭阀 12.平衡阀 13.回转马达 14.制动液压缸图1 螺旋钻机回转液压系统原理图

1.回转马达 2.回转平台 3.行走履带图2 螺旋钻机回转平台实物图

2 回转冲击控制模型建立

2.1 比例阀口流量特性

螺旋钻机采用液控比例阀对液压马达进行换向控制。比例阀的流量特性为：

q=CAΔpφ

(1)

式中，C—— 由节流口形状、流体流态等因素决定的系数

A—— 节流口的通流截面积

φ—— 节流阀指数，其值在0.5～1.0之间

Δp—— 阀口两端的压差

由于回转系统启动瞬间的冲击主要是由于通过节流阀口的流量控制的，故可通过控制节流阀口两端的压差和节流阀口的面积来控制启动瞬间的系统冲击。本研究采用控制节流阀口的面积的方法来研究液压马达的换向冲击。

2.2 比例阀口节流控制模型

螺旋钻机回转系统冲击现象仅发生在系统的换向阶段，阀芯刚刚打开时，回转系统的冲击现象尤为严重，故需详细分析不同结构节流阀芯开启瞬间对回转系统冲击的影响。图3、图4分别为单节及双节U形节流阀芯的结构[14-15]。由图3可得单节U形节流阀芯不同位移时的节流阀口面积公式(单节U形槽的尺寸参数和双节U形槽的第二节U形槽的尺寸参数相等)：

图3 不同开口度下单节U形节流阀槽口面积简图

当阀口开度x

(2)

(3)

(4)

由图4可得双节U形节流阀芯不同位移时的节流阀口面积公式：

当阀口开度x

(5)

(6)

A2=0

(7)

B2=0

(8)

图4 不同开口度下双节U形节流阀槽口面积简图

当阀口开度L1/2

(9)

(10)

(11)

(12)

(13)

(14)

式中,x—— 阀口开度

R—— 阀芯半径

r1—— 双节U形节流槽的第一节节流槽前端半圆槽的半径

r2—— 第二节节流槽的前端半圆槽的半径

L1—— 节流槽长度，第一节和第二节U形节流槽的长度相等

A2—— 第二节矩形槽截面积

B2—— 第二节矩形槽表面积

A1—— 第一节矩形槽的截面积

B1—— 第一节矩形槽表面积

W1—— 第一节U形节流槽宽

W2—— 第二节U形节流槽宽

D1—— 第一节U形槽深度

D2—— 第二节U形槽深度

AU1——A1和B1串联后的等效面积

AUU——AU1与B2并联后再与A2串联后的等效面积

根据式(4)、式(13)、式(18)可计算出阀芯开口面积随阀芯位移x的变化曲线。

3 回转冲击控制实验研究

螺旋钻机回转系统液压原理图如图1所示，实验系统主要参数为：主溢流阀设定压力为28 MPa，先导溢流阀设定压力为4 MPa，油源最大输出流量100 L/min，马达排量120 mL/r，马达额定转速900 r/min，总转动惯量12000 kg·m2，试验时先导电磁阀控制比例阀6的换向，通过装在马达进回油腔的压力传感器检测比例阀换向时马达进回油腔的压力。图5为单节及双节U形节流阀芯的电液比例多路阀装配图，图6为螺旋钻机回转系统换向冲击测试系统。

图5 单节及双节U形节流阀芯装配

图7为根据本研究模型计算得到的不同节流阀芯的开启面积曲线,节流阀槽的总长度为10 mm，曲线1为单节U形节流阀芯在不同位移时的开启面积曲线，曲线2为双节U形节流阀芯在不同位移时的开启面积曲线。当阀芯位移小于5 mm时，双节U形节流阀芯的面积曲线明显小于单节U形节流阀芯。故在相同阀芯位移时，双节U形节流阀口的过流面积明显较小，更有利于控制通过阀口的油液流量。

图6 实验测试系统

图7 不同U形节流阀芯开启面积对比

图8为单节U形节流阀芯控制时，马达进出油口压力曲线图。从图8中可知，比例阀换向时，马达回油腔A变为进油腔，A口接通压力油，由回油压力4 MPa剧烈升高至21 MPa，在换向的瞬间,A口的压力有约0.6 s的压力冲击，最大冲击压力高达27 MPa。压力波动范围约为10 MPa。马达的进油腔B变为回油腔，B腔接通回油箱，B腔压力由工作压力21 MPa，经过0.7 s后变为回油压力4 MPa。

图8 单节U形节流阀控制时，马达进出油腔压力曲线

图9为双节U形节流阀芯控制时，马达进出油口压力曲线图。从图9中可知，比例阀换向时，马达回油腔A变为进油腔，A口接通压力油，由回油压力4 MPa剧烈升高至21 MPa，在换向的瞬间,A口的压力有约0.4 s的压力冲击，最大冲击压力高达23 MPa。压力波动范围约为4 MPa。马达的进油腔B变为回油腔，B腔接通回油箱，B腔压力由工作压力21 MPa经过0.3 s 后变为回油压力4 MPa。

图9 双节U形节流阀控制时，马达进出油腔压力曲线

对比图8和图9，可以看出在相同的控制条件下，双节U形节流阀芯能显著减小螺旋钻机回转系统的换向冲击范围及冲击时间。

4 结论

(1) 建立了螺旋钻机回转系统的冲击控制模型，推导了单节、双节U形节流阀芯不同位移时阀口的通流面积公式，并绘制了阀芯不同位移时阀口的通流面积曲线，结果表明：阀芯相同位移时，单节U形节流阀口的通流面积较双节U形节流阀口通流面积小；

(2) 根据螺旋钻机的回转工况，加工了单节、双节U形节流阀芯，并对其进行了回转节流试验，实验结果表明：采用双节U形节流阀芯的回转系统在换向瞬间，回转马达进油腔的最高冲击压力和压力波动幅值均较单节U形节流阀芯低，双节U形节流阀芯能有效的控制螺旋钻机回转系统换向瞬间的冲击波动。