劉伯祥， 劉 振， 劉 堅， 李建華， 黃興華

(1.中聯(lián)重科股份有限公司 環(huán)境產(chǎn)業(yè)公司，長沙 410013； 2.上海電機學(xué)院 機械學(xué)院，上海 201306)

?

全液壓掃路機的DA泵控行走液壓系統(tǒng)

劉伯祥1， 劉 振1， 劉 堅1， 李建華1， 黃興華2

(1.中聯(lián)重科股份有限公司 環(huán)境產(chǎn)業(yè)公司，長沙 410013； 2.上海電機學(xué)院 機械學(xué)院，上海 201306)

介紹了全液壓小型掃路機的行走液壓系統(tǒng)的工作原理和DA閥的結(jié)構(gòu)，基于AMEsim軟件建立仿真模型，通過仿真與實驗測試該液壓系統(tǒng)和DA閥的動態(tài)特性。結(jié)果表明：掃路機DA泵控行走液壓系統(tǒng)的仿真結(jié)果與試驗結(jié)果較吻合，系統(tǒng)的AMESim模型正確可用，該行走系統(tǒng)可使發(fā)動機功率自適應(yīng)外界負載的變化，全液壓小型掃路機具備良好的控制性能。

全液壓小型掃路機； DA閥； 功率匹配； 行走液壓系統(tǒng)； AMEsim

全液壓小型掃路機主要適用于市內(nèi)街道、公園、小區(qū)、廣場、倉庫等通道狹小，對作業(yè)噪聲和排放控制較嚴的場所[1]。掃路機作業(yè)時間長且作業(yè)過程中穿梭進退、曲折迂回，對調(diào)速、換向、低速穩(wěn)定行駛性能、操作舒適性要求比較高；同時，掃路機需用一臺發(fā)動機驅(qū)動行走、轉(zhuǎn)向和所有工作機構(gòu)，因此，整機液壓元件需布局方便、結(jié)構(gòu)緊湊?，F(xiàn)有的行走傳動方式主要有純機械傳動、液力傳動、電力傳動、靜壓傳動4種[2-3]。其中，純機械傳動方式效率高，但調(diào)速方式復(fù)雜且不線性，元件布局受限；液力傳動方式能無級調(diào)速，但變矩范圍小，傳動效率低，逆向工作能力差，且速度隨負載波動大；電力傳動布局靈活且調(diào)節(jié)性能好，但其功率密度小、系統(tǒng)發(fā)熱量大；靜壓傳動方式功率密度大，元件布局靈活，無級調(diào)速范圍廣，能實現(xiàn)方向、速度、力矩的精準控制[2-3]。綜合考慮，靜液壓行走系統(tǒng)更適合全液壓小型掃路機。

本文結(jié)合AMEsim軟件與掃路機行走液壓系統(tǒng)原理圖、DA閥的結(jié)構(gòu)，建立了系統(tǒng)仿真模型，仿真分析與試驗測試了該系統(tǒng)的動態(tài)特性。結(jié)果表明：采用該行走液壓系統(tǒng)的掃路機具備良好的行走特性，掃路機發(fā)動機功率可以得到合理利用且能防過載。

1 全液壓小型掃路機的行走液壓系統(tǒng)

1.1 系統(tǒng)原理

全液壓小型掃路機的行走液壓系統(tǒng)是由主變量泵、高壓溢流閥、DA閥、補油單向閥、補油泵、液壓電動機等組成。圖1為全液壓小型掃路機行走液壓系統(tǒng)原理圖。

1-腳踏板；2-主變量泵；3-高壓溢流閥；4-DA閥；5-壓力切斷閥；6-補油泵；7-沖洗閥；

當掃路機處于轉(zhuǎn)場模式時(高速行走不執(zhí)行其他工作)，腳踏板的輸出信號只控制發(fā)動機轉(zhuǎn)速，電子控制單位(Electronic Control Unit, ECU)輸出最大控制電流給主變量泵的電比例閥，此時，電比例閥開口保持最大；當發(fā)動機怠速時，補油泵的油液經(jīng)過DA閥全部流回油箱，無控制油進入電比例閥和變量缸，此時，變量泵的理論排量為零，掃路機靜止不動。緩慢踩下腳踏板，當發(fā)動機轉(zhuǎn)速增加至一定轉(zhuǎn)速后，補油泵的部分油液經(jīng)過DA閥流入主變量泵的電比例閥和變量缸，此時，主變量泵的排量增加，其輸出壓力油驅(qū)動液壓電動機旋轉(zhuǎn)。主變量泵的流量隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速產(chǎn)生連續(xù)變化，從而實現(xiàn)行走的無級變速；此外，可通過控制主變量泵的斜盤過零點來實現(xiàn)液壓電動機旋轉(zhuǎn)方向的改變。補油泵既提供壓力油給主變量泵的變量機構(gòu)，又補償電動機、主變量泵的容積損失，高壓溢流閥限制系統(tǒng)的壓力沖擊[4-5]。

1.2 DA閥工作原理

速度敏感控制器又稱DA閥，其結(jié)構(gòu)原理如圖2所示。DA閥由調(diào)節(jié)螺釘1、彈簧2、閥芯3、閥座4、阻尼片5等零件組成[6-8]。

圖2 DA閥的結(jié)構(gòu)原理圖

輔助泵的流量q1流進阻尼片5，在其前、后產(chǎn)生壓差Δp，阻尼片前、后壓力為p1、p2。該壓差Δp作用在閥芯3上，當壓差Δp增大到一定值后，推動閥芯3克服彈簧2的反作用力Ft向左移動，當閥芯3的行程x超過遮蓋量后，控制油路打開，控制壓力油進入主變量泵的變量機構(gòu)，進而改變主變量泵的輸出流量。同時，控制壓力油作用在閥芯3的環(huán)形面積上，產(chǎn)生方向向右的反作用力，與由Δp產(chǎn)生的向左推動力相抗衡，從而使閥芯3穩(wěn)定在平衡位置。閥芯3工作時的平衡方程為[9-10]

(1)

式中，p3為控制油壓力；D為閥座4的內(nèi)圓直徑；d2為閥芯3階梯口的外圓直徑。

當DA閥的阻尼片5選定后，Δp主要受輔助泵流量q1的影響，即

(2)

式中，ρ為油液的密度；d為阻尼片薄壁孔的直徑；Cq1為阻尼片薄壁孔流量系數(shù)。

輔助定量泵的流量q1與掃路車發(fā)動機轉(zhuǎn)速n成正比，為

q1=nVp/1 000

(3)

式中，Vp為泵的排量。

控制壓力油的壓力值p3與閥芯3可變節(jié)流口的開度x、控制壓力油的流量q3有關(guān)[11-12]，即

(4)

式中，Cq2為閥芯可變節(jié)流孔流量系數(shù)。

綜上所述，深踩油門，發(fā)動機轉(zhuǎn)速n升高，q1增大，Δp增大，推動力增大，閥芯3左移，其可變節(jié)流口變大，控制壓力p3增大，彈簧2和控制壓力油的反作用力增大，直至閥芯3恢復(fù)平衡，主變量泵排量與輸出流量增大；松開油門，發(fā)動機轉(zhuǎn)速n降低，q1減小，Δp減小，推動力減小，閥芯3右移，其可變節(jié)流口變小，控制壓力p3減小，彈簧2和控制壓力油的反作用力減小，直至閥芯2恢復(fù)平衡，主變量泵排量與輸出流量減小。改變彈簧2的預(yù)壓縮量，可改變DA閥限矩特性曲線起點值大??；改變阻尼片薄壁小孔的孔徑可整體降低或升高DA閥限矩特性曲線。

2 基于AMEsim軟件的行走系統(tǒng)仿真

基于全液壓掃路機行走液壓系統(tǒng)原理圖和式(1)～(4)，建立該系統(tǒng)的AMEsim模型，如圖3所示。

圖3 全液壓小型掃路機行走液壓系統(tǒng)AMEsim模型

圖中，發(fā)動機為功率30 kW的柴油機，主變量泵為軸向柱塞變量泵(EP電控帶DA閥)，馬達為徑向內(nèi)曲線電動機。

該模型主要由發(fā)動機模塊、DA閥模塊、主變量泵模塊、補油泵模塊、行走電動機及負載模塊組成[13-15]。為了降低仿真建模的難度與可靠性，做以下優(yōu)化：① 省略主變量泵的沖洗閥模塊；② 忽略油液溫度、管路彈性模量對系統(tǒng)的影響；③ 主變量泵的變量機構(gòu)由數(shù)學(xué)模塊進行簡化處理；④ 主變量泵與行走電動機的容積效率固定，不考慮其他因素的影響。

簡化系統(tǒng)，用一個變量信號模塊模擬發(fā)動機轉(zhuǎn)速的變化，負載模塊輸出設(shè)置為0，仿真分析控制油壓力pPs隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速變化的特性，其仿真特性曲線如圖4所示。

圖4 DA閥pPs-n的仿真曲線

將負載模塊輸出設(shè)置為一固定值，仿真分析掃路機的行走特性，其仿真特性曲線如圖5所示。圖中，v為車速；pMa、pPs為主變量泵Ma和Ps口的壓力。

圖5 掃路機行走液壓系統(tǒng)的仿真曲線

3 樣機的試驗論證及對比分析

基于全液壓小型掃路機樣機，進行DA閥性能測試與行走性能測試，記錄并分析掃路機DA泵控靜液壓驅(qū)動行走系統(tǒng)的動態(tài)特性。試驗測試時，上位機通過CAN總線直接從樣機ECU中讀取發(fā)動機轉(zhuǎn)速與主泵的脈沖寬度調(diào)制(Pulse Width Modulation, PMW)電流信號，其余壓力與轉(zhuǎn)速信號通過數(shù)據(jù)采集儀采集后再傳輸給上位機，試驗測試設(shè)備信息如表1所示。

表1 試驗測試設(shè)備信息

3.1 DA閥性能試驗

調(diào)節(jié)好DA閥的彈簧壓縮量，選擇合適的節(jié)流孔板，測量得到DA閥Ps口控制壓力隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速變化的曲線如圖6所示。

對比圖4、6可知，仿真曲線與實測曲線的趨勢基本相同，Ps口壓力與發(fā)動機轉(zhuǎn)速近似成二次方程關(guān)系；但因仿真模型中主變量泵的殼體壓力油直接回油箱，而試驗樣車主變量泵的殼體壓力為0.2 MPa，故仿真曲線比試驗曲線下降約80 kPa，但兩曲線的宏觀形狀一致性較好，進而驗證了DA閥仿真模型的準確性，這有助于其他機型DA閥參數(shù)的預(yù)選。

圖6 DA閥Ps壓力-發(fā)動機轉(zhuǎn)速的實測特性曲線

3.2 行走試驗

調(diào)節(jié)好DA閥后，ECU輸出最大PMWI電流信號給主變量泵的電比例閥，操作掃路機進行行走試驗(慢速起步、快速停車)，測量發(fā)動機轉(zhuǎn)速n、車速v、主變量泵接收到的PMWI電流信號I以及主變量泵Ma、Mb、Ps、X1、X2、G口壓力pMa、pMb、pPs、pX1、pX2、pG，結(jié)果如圖7所示。

圖7 掃路機靜液壓行走系統(tǒng)的實測特性曲線

由圖7可知，ECU輸出1.150 A電流給主變量泵的電比例閥。當t=0～3 s時，踏板無信號，n=1 100 r/min為怠速，pPs=0.5 MPa，v= 0 km/h；當t= 3～6 s時，n隨油門踏板信號緩慢增加到1 450 r/min，pPs從0.5 MPa增加到0.75 MPa，但pPs<0.75 MPa不足以使主變量泵的變量機構(gòu)變量，車速v仍保持為0 km/h；當t= 6～29 s時，n從1 450 r/min增加到2 700 r/min，pPs從0.75 MPa增加到2.5 MPa，主變量泵的變量機構(gòu)開始工作，v也從0 km/h加速到31 km/h；當t=29～38 s時，n維持2 700 r/min不變，pPs也維持在2.5 MPa不變，主變量泵排量保持最大，v維持31 km/h不變；當t=38～45 s時，n從2 700 r/min快速降低到怠速，pPs從2.5 MPa減小到0.5 MPa，主變量泵的排量也逐漸從最大降低到0(理論)，同樣v也從31 km/h降低到0 km/h；當t=45～51 s時，n=1 100 r/min為怠速，pPs維持在0.5 MPa左右，掃路機靜止不動。由圖7可見，n隨油門踏板信號成正比變化，pPs隨n增加而增加，進而控制主變量泵排量隨n變化，最終引起掃路機v隨n自適應(yīng)變化。

對比圖5與圖7可知，仿真曲線與實測曲線的趨勢基本相同。受駕駛員操作油門踏板穩(wěn)定性的影響，實測曲線的局部出現(xiàn)波動性變化；同時，由于實驗場地的平整度一直較差，當t=17～27 s時，負載相對其他時段整體增大；但兩曲線的宏觀形狀一致性較好，驗證了該行走液壓系統(tǒng)仿真模型的準確性，可用該模型進一步仿真分析掃路機行走制動力矩、沖洗閥流量的動態(tài)響應(yīng)。

4 結(jié) 論

本文介紹了全液壓小型掃路機的行走液壓系統(tǒng)的工作原理和DA閥的結(jié)構(gòu)，基于AMEsim軟件建模并經(jīng)過仿真與試驗測試了該系統(tǒng)和DA閥的動態(tài)特性。由仿真與試驗結(jié)果分析可得到以下結(jié)論：

(1) 全液壓小型掃路機的DA泵控閉式行走液壓系統(tǒng)的AMEsim模型基本正確，可用于分析和優(yōu)化掃路機行走系統(tǒng)的動態(tài)特性；

(2) 當采用DA泵控行走液壓系統(tǒng)時，全液壓小型掃路機的車速v可隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速n自適應(yīng)變化，具備良好的控制性能；

(3) 當掃路機行駛驅(qū)動阻力增加時，發(fā)動機轉(zhuǎn)速下降，主泵排量下降，可避免發(fā)動機因負載過大而熄火；當行駛驅(qū)動阻力減小時，發(fā)動機轉(zhuǎn)速升高，主泵排量上升，可避免發(fā)動機的功率浪費。全液壓小掃路機采用DA泵控行走液壓系統(tǒng)可以使發(fā)動機功率自適應(yīng)外界負荷的變化，功率得到合理利用并不過載。

[1] 劉伯祥. 中聯(lián)重科SHZ22型全液壓掃路機 [J].筑路機械與施工機械化，2008(5):32.

[2] 王意.車輛與行走機械的靜液壓驅(qū)動 [M]. 北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2014：10-22.

[3] 王巖,張永龍,秦緒情,等.車輛靜液傳動液壓系統(tǒng)研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 [J].機床與液壓，2015,43(13):149-155.

[4] 姜皓. 靜液壓傳動式車輛驅(qū)動系統(tǒng)的研究 [D].北京:北京理工大學(xué),2016：18.

[5] 趙金光,劉彬,陳巖,等. 移動機械發(fā)動機與靜液壓系統(tǒng)優(yōu)化控制研究 [J].液壓氣動與密封，2016(11):71-75.

[6] 卞永明,寧曉賢,趙芳偉. DA-HA閉式控制系統(tǒng)在工程機械中的應(yīng)用 [J].中國工程機械學(xué)報，2012,10(1):58-63.

[7] 張久林.工程機械液壓行走系統(tǒng)的設(shè)計及理論研究[D].上海:同濟大學(xué),2007：73.

[8] 孫崇智.帶DA閥的AV4G軸向柱塞泵的控制原理分析 [J].甘肅科技，2014,30(24):66-69.

[9] 吳曉明,高殿榮.液壓變量泵(馬達)變量調(diào)節(jié)原理與應(yīng)用 [M].北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2012: 166.

[10] 馬登成,馬登慧,蔣小明,等.基于液壓泵DA與馬達HA聯(lián)合控制的工程機械波動載荷抑制及節(jié)能 [J].中國公路學(xué)報，2014,27(1):120-126.

[11] 王積偉,章宏甲,黃誼. 液壓傳動 [M].北京:機械工業(yè)出版社,2007: 42-49.

[12] 梁貴萍,何曉暉.DA閥的控制原理分析與應(yīng)用 [J].貴陽學(xué)院學(xué)報(自然科學(xué)版)，2009,4(4):11-12，25.

[13] 付永領(lǐng),祁曉野.LMS Imagine.Lab AMESim系統(tǒng)建模和仿真參考手冊 [M].北京:北京航空大學(xué)出版社,2012: 32-59.

[14] 元萬榮.滑移裝載機閉式行走系統(tǒng)研究 [D].長春:吉林大學(xué),2013: 39-48.

[15] 李倩雯.自動裝載移動式攪拌站機液復(fù)合傳動系統(tǒng)研究 [D]. 長春:吉林大學(xué),2015: 56-58.

DA Travel Hydraulic System of Miniature Full Hydraulic Sweeper

LIU Boxiang1, LIU Zhen1, LIU Jian1, LI Jianhua1, HUANG Xinghua2

(1. Zoomlion Environmental Industry Branch, Zoomlion Heavy Industry Science & Technology Co., Ltd., Changsha 410013，China;2. School of Mechanical Engineering, Shanghai Dianji University, Shanghai 201306, China)

The working principle of the travel hydraulic system of a miniature full hydraulic sweeper and the structure of its DA valve is introduced. The hydrostatic transmission system is modeled with AMEsim. Dynamic characteristics of the transmission system and the DA valve are tested by simulation and experiment. The experiments and simulation results agree with each other, showing that the simulation model is correct. With the travel hydraulic system, the engine power automatically suits the load changes. Therefore, the control performance of the miniature full hydraulic sweeper is satisfactory.

miniature full hydraulic sweeper; DA valve; power match; hydrostatic transmission system; AMEsim

2017 -04 -16

上海市科技攻關(guān)計劃項目資助(12231202502)

劉伯祥(1968-)，男，工程師，主要研究方向為流體傳動與控制，E-mail:1721950113@qq.com

李建華(1959-)，男，高級工程師，主要研究方向為清掃設(shè)備，E-mail:ljh2jv22@sina.cn

2095 - 0020(2017)03 -0175 - 06

U 469.691

A