劉桂琴，張海龍

(1.河南建筑職業(yè)技術(shù)學(xué)院土木工程系，河南鄭州 450064；2.中國(guó)科學(xué)院深?？茖W(xué)與工程研究所，海南三亞 572000)

0 前言

裝載機(jī)體積小、可靈活作業(yè)，并且滿足多種基礎(chǔ)設(shè)施建設(shè)工作裝置的使用需求。由于國(guó)內(nèi)廠商開(kāi)發(fā)裝載機(jī)時(shí)，只對(duì)整車(chē)靜態(tài)指標(biāo)進(jìn)行分析，但并未對(duì)整車(chē)動(dòng)態(tài)性能開(kāi)展深入分析，在實(shí)際選擇裝載機(jī)時(shí)無(wú)法實(shí)現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)和液壓系統(tǒng)驅(qū)動(dòng)功率的良好匹配，會(huì)導(dǎo)致單位功率燃油消耗大幅增加，降低了國(guó)內(nèi)裝載機(jī)的市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)力。當(dāng)前，國(guó)外學(xué)者主要關(guān)注整機(jī)能量分配過(guò)程與功率調(diào)控，以實(shí)現(xiàn)提升車(chē)輛能量利用效率與降低油耗的目的。楊世平等重點(diǎn)分析了液壓挖掘機(jī)運(yùn)行階段存在的高能耗影響因素，同時(shí)建立了相應(yīng)的模糊控制算法。裝載機(jī)在工程作業(yè)中，整機(jī)節(jié)能效果和低排放要求隨著工況復(fù)雜度提高而不斷提升，多是采用增強(qiáng)發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力控制性能的方式來(lái)改善燃油經(jīng)濟(jì)性的功能。目前，很少有針對(duì)整車(chē)外部負(fù)載開(kāi)展的研究。本文作者設(shè)計(jì)一種行走變排量液壓系統(tǒng)，并開(kāi)展行走系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)仿真及實(shí)驗(yàn)分析。

1 行走液壓系統(tǒng)原理

圖1所示為實(shí)驗(yàn)中選擇的裝載機(jī)靜壓驅(qū)動(dòng)結(jié)構(gòu)。其中，液壓泵是以同軸串聯(lián)方式構(gòu)成變量柱塞泵，通過(guò)溢流閥對(duì)系統(tǒng)壓力進(jìn)行調(diào)節(jié),由此實(shí)現(xiàn)對(duì)變量泵排量調(diào)節(jié)的功能，實(shí)現(xiàn)對(duì)裝載機(jī)運(yùn)動(dòng)速度與轉(zhuǎn)向的控制。

圖1 裝載機(jī)液壓驅(qū)動(dòng)結(jié)構(gòu)示意

裝載機(jī)在運(yùn)行期間通過(guò)行走液壓系統(tǒng)實(shí)現(xiàn)整車(chē)行走、雙速馬達(dá)轉(zhuǎn)換、補(bǔ)油等運(yùn)行環(huán)節(jié)的調(diào)控功能。進(jìn)行雙速馬達(dá)工作模式轉(zhuǎn)換時(shí)，裝載機(jī)會(huì)根據(jù)特定路面條件，調(diào)控兩側(cè)馬達(dá)根據(jù)各自排量運(yùn)行。其中，整車(chē)運(yùn)行在復(fù)雜路面時(shí)，馬達(dá)7達(dá)到了最高的排量，行走馬達(dá)則保持低轉(zhuǎn)速運(yùn)行，同時(shí)輸出較大的扭矩；整車(chē)運(yùn)行在平坦路面時(shí)，馬達(dá)7處于一個(gè)較小的排量工作模式，行走馬達(dá)則達(dá)到了一個(gè)較高的轉(zhuǎn)速，并保持低扭矩輸出。

整個(gè)補(bǔ)油系統(tǒng)由單向補(bǔ)油溢流閥3、DA閥4、補(bǔ)油泵6共同構(gòu)成，能夠快速將油液補(bǔ)充到行走液壓系統(tǒng)中，從而形成相對(duì)穩(wěn)定的油路壓力，還可以根據(jù)不同的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速實(shí)現(xiàn)變量泵排量的控制功能，最終實(shí)現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)與不同外負(fù)載之間的優(yōu)異匹配性能。

2 功率分析

假定車(chē)輛行駛的地面滿足平整、均勻、硬質(zhì)的特征；不考慮離心作用產(chǎn)生的干擾；所有車(chē)輪都受到相同的徑向載荷；只對(duì)車(chē)輪靜止時(shí)受到載荷作用后徑向變形的程度進(jìn)行分析。

裝載機(jī)在行駛階段的運(yùn)動(dòng)過(guò)程動(dòng)力學(xué)分析如圖2所示?？梢詫⑤喬ミ\(yùn)動(dòng)過(guò)程分成以下幾種類(lèi)型：在整車(chē)前進(jìn)方向上發(fā)生滑移；沿接地中心發(fā)生轉(zhuǎn)動(dòng);與前進(jìn)方向垂直側(cè)向上發(fā)生滑動(dòng)。

圖2 裝載機(jī)運(yùn)動(dòng)學(xué)分析

(1) 裝載機(jī)保持直線運(yùn)行狀態(tài)時(shí)，車(chē)輪運(yùn)動(dòng)形式為沿前進(jìn)方向發(fā)生滑移。將車(chē)輪速度表示為

(2) 裝載機(jī)轉(zhuǎn)向過(guò)程中，當(dāng)輪胎側(cè)向力低于地面對(duì)輪胎產(chǎn)生的附著力時(shí)，根據(jù)車(chē)輪受力情況，將其速度表示為

(3) 如果轉(zhuǎn)向階段的輪胎側(cè)向力比地面附著力大，車(chē)輛發(fā)生側(cè)滑，可將這種運(yùn)行條件下的車(chē)輪速度表示為

式中：、分別為左側(cè)、右側(cè)輪胎沿側(cè)向發(fā)生滑動(dòng)的速度；、分別為左側(cè)與兩側(cè)輪胎運(yùn)行過(guò)程中的輪邊線速度；為車(chē)輪沿接地中心點(diǎn)發(fā)生轉(zhuǎn)動(dòng)的角速度；為輪距；為前進(jìn)速度；為側(cè)向滑動(dòng)速度；為轉(zhuǎn)向半徑；、分別為左側(cè)、右側(cè)車(chē)輪的滑轉(zhuǎn)率。

3 仿真與實(shí)驗(yàn)研究方案

3.1 仿真分析

綜合運(yùn)用AMESim和VirtualLabMotion動(dòng)力仿真軟件完成聯(lián)合仿真測(cè)試，實(shí)現(xiàn)液壓控制結(jié)構(gòu)和行走結(jié)構(gòu)的聯(lián)合分析，實(shí)現(xiàn)對(duì)整車(chē)行駛階段的功率特征進(jìn)行準(zhǔn)確分析。圖3所示為行走液壓系統(tǒng)仿真模型。

圖3 行走液壓系統(tǒng)仿真模型

此次測(cè)試的裝載機(jī)運(yùn)行工況為直線行駛過(guò)程，設(shè)定載荷為12 kN，發(fā)動(dòng)機(jī)保持2 400 r/min的額定轉(zhuǎn)速，將階躍信號(hào)發(fā)送給前進(jìn)先導(dǎo)閥?？梢悦黠@發(fā)現(xiàn)，變量泵迅速提高到最大排量，發(fā)生小幅波動(dòng)后，先導(dǎo)閥位移階躍達(dá)到0，然后完成整車(chē)的啟動(dòng)、行駛與制動(dòng)。

3.2 實(shí)驗(yàn)研究

為行走液壓系統(tǒng)配備壓力探測(cè)器，實(shí)現(xiàn)行走液壓系統(tǒng)壓力的測(cè)試功能。將壓力測(cè)試點(diǎn)設(shè)定在變量泵油液的進(jìn)出口、行走泵變量油缸以及補(bǔ)油泵的出口位置。圖4所示為行走液壓系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)方案布置，信號(hào)控制及接收系統(tǒng)由無(wú)線接收模塊、上位機(jī)、24 V直流電源、示波器、啟動(dòng)電源和電纜盤(pán)組成。

圖4 行走液壓系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)方案布置

表1所示為直線行駛時(shí)的仿真與實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)比?？芍褐本€行駛工況時(shí)，仿真和實(shí)驗(yàn)結(jié)果相近。經(jīng)測(cè)試發(fā)現(xiàn)，系統(tǒng)啟動(dòng)后形成的峰值壓力以及油路壓差與仿真結(jié)果相比都更大。這是由于現(xiàn)階段關(guān)于輪胎尚未建立統(tǒng)一的國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)，缺乏出廠測(cè)試檢驗(yàn)判斷過(guò)程，因此進(jìn)行仿真測(cè)試時(shí)，如果根據(jù)汽車(chē)制造行業(yè)的相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)參數(shù)設(shè)置輪胎剛度等條件，將會(huì)偏離實(shí)際情況。

表1 直線行駛過(guò)程仿真與實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

從總體上看，仿真能夠較好地反映直線行駛的運(yùn)行工況，仿真和實(shí)驗(yàn)結(jié)果一致性較好，表明文中模型能夠滿足實(shí)際精度要求。

4 仿真結(jié)果分析

4.1 直線行駛

裝載機(jī)直線行駛時(shí)整車(chē)功率仿真結(jié)果如圖5所示?？芍寒?dāng)裝載機(jī)進(jìn)入啟動(dòng)階段后，發(fā)動(dòng)機(jī)保持58 kW的額定功率，同時(shí)單側(cè)行走變量泵達(dá)到25 kW最高功率；進(jìn)入勻速運(yùn)行階段后，發(fā)動(dòng)機(jī)輸出功率16.7 kW，相對(duì)額定功率顯著降低，單側(cè)行走泵達(dá)到4.12 kW的平均功率，工作泵輸出功率接近于0；進(jìn)入制動(dòng)過(guò)程時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)在行走變量單側(cè)泵拖動(dòng)下發(fā)生反向旋轉(zhuǎn)，這時(shí)系統(tǒng)輸出負(fù)功率。

圖5 直線行駛液壓系統(tǒng)功率特征

4.2 單邊轉(zhuǎn)向

對(duì)裝載機(jī)處于單邊轉(zhuǎn)向狀態(tài)下的整車(chē)功率變化過(guò)程進(jìn)行測(cè)試，仿真期間的裝載機(jī)保持空載狀態(tài)，發(fā)動(dòng)機(jī)保持2 400 r/min的額定轉(zhuǎn)速，結(jié)果如圖6所示。可知：此時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)功率和左泵功率最大值分別為33.4、25.1 kW。

圖6 單邊轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)功率分布

裝載機(jī)進(jìn)入單邊轉(zhuǎn)向運(yùn)行階段時(shí)，在內(nèi)側(cè)車(chē)輪馬達(dá)上形成了泄漏的現(xiàn)象，進(jìn)入滾動(dòng)階段時(shí)，內(nèi)側(cè)車(chē)輪的變量泵受到馬達(dá)帶動(dòng)，形成了高壓油液以及部分流量，柱塞泵進(jìn)入泵-馬達(dá)運(yùn)行工況，并形成了一定程度的寄生功率。

4.3 雙邊轉(zhuǎn)向

利用仿真模型測(cè)試裝載機(jī)進(jìn)入雙邊轉(zhuǎn)向階段時(shí)形成的整車(chē)功率，這時(shí)裝載機(jī)以空載狀態(tài)運(yùn)行，同時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)開(kāi)始進(jìn)入額定轉(zhuǎn)速狀態(tài)，兩側(cè)泵壓差一直保持穩(wěn)定狀態(tài)仿真測(cè)試結(jié)果如圖7所示?？芍貉b載機(jī)以雙邊轉(zhuǎn)向運(yùn)行時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)生59 kW輸出功率；此時(shí)對(duì)應(yīng)的左、右兩側(cè)行走變量泵分別輸出27 kW與24 kW的功率。同時(shí)發(fā)現(xiàn)，裝載機(jī)按照勻速狀態(tài)進(jìn)行雙邊轉(zhuǎn)向的過(guò)程中，內(nèi)、外側(cè)車(chē)輪克服的轉(zhuǎn)向阻力也存在差異，從而實(shí)現(xiàn)各類(lèi)工況都達(dá)到良好行駛狀態(tài)的功能。

圖7 雙邊轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)功率分布

根據(jù)表2可知，處于典型工況下時(shí)，當(dāng)雙邊轉(zhuǎn)向半徑縮小后，行走液壓系統(tǒng)輸出了更大的功率，此時(shí)行走系統(tǒng)受到了更大轉(zhuǎn)向阻力作用。進(jìn)入單邊轉(zhuǎn)向階段時(shí)，內(nèi)側(cè)車(chē)輪發(fā)生制動(dòng)，此時(shí)在內(nèi)側(cè)車(chē)輪變量泵中形成高壓油液與部分流量，并且產(chǎn)生了寄生功率，符合預(yù)測(cè)結(jié)果。

表2 液壓系統(tǒng)輸出功率統(tǒng)計(jì) 單位:kW

5 結(jié)論

(1)從總體上看，仿真結(jié)果能夠較好地反映直線行駛的運(yùn)行工況，仿真和實(shí)驗(yàn)結(jié)果達(dá)到了良好的一致性，表明所提模型能夠滿足實(shí)際精度要求；

(2)處于單邊轉(zhuǎn)向狀態(tài)下時(shí)，裝載機(jī)內(nèi)側(cè)車(chē)輪馬達(dá)發(fā)生泄漏，向前滾動(dòng)的過(guò)程中，位于內(nèi)側(cè)的變量泵在馬達(dá)帶動(dòng)下，形成了高壓油液以及部分流量，柱塞泵進(jìn)入泵-馬達(dá)運(yùn)行工況，并形成了一定的寄生功率；

(3)處于勻速雙邊轉(zhuǎn)向狀態(tài)下時(shí)，內(nèi)、外側(cè)車(chē)輪可以根據(jù)各自的轉(zhuǎn)向阻力進(jìn)行調(diào)節(jié)，從而實(shí)現(xiàn)各類(lèi)工況都達(dá)到良好行駛狀態(tài)的功能。進(jìn)入單邊轉(zhuǎn)向模式后，內(nèi)側(cè)車(chē)輪進(jìn)入制動(dòng)過(guò)程，由此產(chǎn)生高壓油液與部分流量。