工程機(jī)械通用液壓行走系統(tǒng)三變量實(shí)驗(yàn)臺(tái)設(shè)計(jì)

宋恩哲，陰美梁，孫軍，王亞芳，王晶博

1．哈爾濱工程大學(xué)動(dòng)力與能源工程學(xué)院，黑龍江哈爾濱150001 2．派芬自控（上海）股份有限公司工程實(shí)驗(yàn)部上海200000

工程機(jī)械通用液壓行走系統(tǒng)三變量實(shí)驗(yàn)臺(tái)設(shè)計(jì)

宋恩哲1，陰美梁1，孫軍1，王亞芳1，王晶博2

1．哈爾濱工程大學(xué)動(dòng)力與能源工程學(xué)院，黑龍江哈爾濱150001 2．派芬自控（上海）股份有限公司工程實(shí)驗(yàn)部上海200000

為研究工程機(jī)械中泵排量和馬達(dá)排量及柴油機(jī)供油量三者之間的最優(yōu)匹配，以實(shí)際工程機(jī)械液壓行走驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)為原型，對(duì)真實(shí)液壓行走驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行適當(dāng)簡(jiǎn)化，進(jìn)而提出實(shí)驗(yàn)臺(tái)建設(shè)方案，并根據(jù)實(shí)際要求就主要設(shè)備的選型進(jìn)行說(shuō)明和計(jì)算。在此基礎(chǔ)上建立了工程機(jī)械通用液壓行走驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)，并進(jìn)行了空載、變負(fù)荷、變排量等不同工況下的實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，實(shí)驗(yàn)結(jié)果符合設(shè)計(jì)要求。本實(shí)驗(yàn)臺(tái)的建設(shè)可以為各種工程機(jī)械的液壓行走驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)提供實(shí)驗(yàn)研究條件。

工程機(jī)械；液壓；行走系統(tǒng)；選型計(jì)算；校核實(shí)驗(yàn)

工程機(jī)械的行走動(dòng)力驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)是工程機(jī)械的重要部分，行走動(dòng)力驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)需要及時(shí)響應(yīng)大扭矩負(fù)載的頻繁變化，并且要求其有較高的效率和較長(zhǎng)的壽命。在變調(diào)速、差速及反向傳輸動(dòng)力等方面需要具有良好的能力。目前，各種工程機(jī)械行走動(dòng)力驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的控制方法是控制泵的排量，馬達(dá)大部分選用定量馬達(dá)，即便選用變量馬達(dá)也只是控制馬達(dá)在最大排量或最小排量2種工作情況。而柴油機(jī)的控制并沒(méi)有良好匹配泵馬達(dá)液壓系統(tǒng)，一直處在較大供油量狀態(tài)，沒(méi)有充分利用柴油機(jī)的功率，柴油機(jī)的經(jīng)濟(jì)性差，整個(gè)裝置的效率低；液壓系統(tǒng)壓力波動(dòng)大，工作效率低，液壓件的使用壽命短。為了解決以上問(wèn)題，通過(guò)研究柴油機(jī)與液壓系統(tǒng)的匹配，尋求柴油機(jī)供油量、泵排量、馬達(dá)排量三者之間的最優(yōu)控制策略，設(shè)計(jì)了一種工程機(jī)械通用液壓行走動(dòng)力驅(qū)動(dòng)的實(shí)驗(yàn)臺(tái)［1?3］。

1 實(shí)驗(yàn)臺(tái)設(shè)計(jì)方案

1．1 總體要求

在工程機(jī)械的行走動(dòng)力驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)中存在2種模式：一種是以履帶車(chē)為代表的，通過(guò)控制左右兩側(cè)的馬達(dá)速度來(lái)實(shí)現(xiàn)直線行走和轉(zhuǎn)向，這需要有2個(gè)相對(duì)獨(dú)立的液壓系統(tǒng)；還有一種是以平板車(chē)為代表的，并不需要兩側(cè)車(chē)輪差速來(lái)實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向，而是需要兩側(cè)車(chē)輪的轉(zhuǎn)速保持一致以實(shí)現(xiàn)直線行走，這樣就需要有一個(gè)整體的液壓系統(tǒng)為兩側(cè)馬達(dá)一起供油，以保證兩側(cè)轉(zhuǎn)速嚴(yán)格一致。

本實(shí)驗(yàn)臺(tái)的目的是結(jié)合實(shí)際情況和實(shí)驗(yàn)條件，在真實(shí)反映工程機(jī)械行走系統(tǒng)的條件下，為了研究的方便和節(jié)約成本［4］，盡可能地簡(jiǎn)化系統(tǒng)；能夠改變負(fù)載以模擬工程機(jī)械遇到的不同工況，并能實(shí)現(xiàn)自動(dòng)加載且具有較高靈活性；為了尋求柴油機(jī)供油量、泵排量、馬達(dá)排量三者之間的最優(yōu)匹配，能實(shí)時(shí)監(jiān)測(cè)實(shí)驗(yàn)臺(tái)上所需要的各種數(shù)據(jù)，并可以對(duì)某些參數(shù)進(jìn)行在線修改；為了能涵蓋工程機(jī)械通用的液壓行走系統(tǒng)，能進(jìn)行單回路和雙回路的切換。

1．2 實(shí)驗(yàn)臺(tái)構(gòu)建方案

工程機(jī)械行走系統(tǒng)復(fù)雜，為了便于研究，行走驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)主要部件簡(jiǎn)化為1個(gè)柴油機(jī)，2個(gè)變量泵，2個(gè)變量馬達(dá)，2個(gè)測(cè)功機(jī)。圖1為實(shí)驗(yàn)臺(tái)原理圖，通過(guò)2個(gè)回路之間的2個(gè)閥可以控制2個(gè)液壓回路的聯(lián)通或關(guān)閉。當(dāng)閥1、2全部關(guān)閉時(shí)，1個(gè)泵和1個(gè)馬達(dá)成為一個(gè)獨(dú)立的回路，這樣整個(gè)系統(tǒng)有2個(gè)獨(dú)立的回路，用來(lái)模擬以履帶式工程機(jī)械為代表的行走驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)；當(dāng)閥1、2全部開(kāi)啟時(shí)，2個(gè)泵聯(lián)合為2個(gè)馬達(dá)供油，整個(gè)系統(tǒng)成為一個(gè)大的回路，2個(gè)馬達(dá)的高、低壓側(cè)壓力全部一致，這樣的結(jié)構(gòu)用來(lái)模擬以平板車(chē)為代表的行走驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)［5］。

圖1 實(shí)驗(yàn)臺(tái)架原理

2 實(shí)驗(yàn)臺(tái)主要設(shè)備選型

在此可以根據(jù)上海派芬有限公司給出的實(shí)際情況提出以下的設(shè)計(jì)要求：轉(zhuǎn)速可達(dá)4 000 r／min以上，最高可達(dá)5 000 r／min；負(fù)載扭矩在120 N·m時(shí)，馬達(dá)轉(zhuǎn)速可達(dá)3 000 r／min；雙回路同時(shí)工作時(shí)，單個(gè)回路最大輸出扭矩可達(dá)210 N·m。

2．1 馬達(dá)的選型計(jì)算

選擇sauer danfoss公司的51系列斜軸變量馬達(dá)作為馬達(dá)的選型庫(kù)。

當(dāng)負(fù)載扭矩為210 N·m時(shí)，驗(yàn)證系統(tǒng)的壓差和馬達(dá)的轉(zhuǎn)速在合理的范圍，即系統(tǒng)的最大壓力小于馬達(dá)的最大相對(duì)壓力48 MPa，且馬達(dá)轉(zhuǎn)速應(yīng)滿足系統(tǒng)最高轉(zhuǎn)速需求［6］。根據(jù)51系列斜軸馬達(dá)參數(shù)表選取型號(hào)為060（排量范圍12～60 cm3、額定流量216 L／min、最大流量264 L／min、最大排量和最小排量處額定速度分別為速度3 600r／min和5 600 r／min）的馬達(dá)，根據(jù)公式算出：

式中：M為馬達(dá)輸出扭矩，N·m；V為馬達(dá)排量，mL／r；ΔP為液壓系統(tǒng)高壓側(cè)與低壓側(cè)的壓差，MPa；η為馬達(dá)的機(jī)械效率。

考慮到波動(dòng)載荷液壓系統(tǒng)最高工作壓力應(yīng)為Pmax的1．8倍［7］，由ΔP推算出系統(tǒng)最高工作壓力為Pmax＝1．8×（ΔP＋30）＝46．188 MPa＜48 MPa。

型號(hào)060的馬達(dá)最小排量處額定轉(zhuǎn)速5 600 r／min，可滿足輕載4 000 r／min左右的要求。

2．2 泵的選型計(jì)算

為了與馬達(dá)匹配和選型方便，泵也選用sauer danfoss公司的H1系列閉式軸向柱塞泵。由馬達(dá)參數(shù)可知，馬達(dá)最大流量是264 L／min，泵的流量應(yīng)能夠滿足馬達(dá)最大流量，并且因?yàn)橹坝?jì)算系統(tǒng)最高壓力在46 MPa左右，并且馬達(dá)的排量在12～60 mL，考慮轉(zhuǎn)速情況和液壓系統(tǒng)損失后，根據(jù)H1系列軸向柱塞泵參數(shù)表選擇型號(hào)為H1P078（排量78 cm3、轉(zhuǎn)速范圍500～4 000 r／min、額定轉(zhuǎn)速3 500 r／min、額定壓力40 MPa、最高壓力45 MPa、理論流量273 L／min）的泵，進(jìn)行如下驗(yàn)證。

按扭矩120 N·m時(shí)匹配系統(tǒng)效率最高點(diǎn)壓力，算出此時(shí)馬達(dá)的排量大?。?/p>

式中：Me為負(fù)載扭矩，N·m。

選取泵在適合的轉(zhuǎn)速，確定泵的輸出流量［8］。本實(shí)驗(yàn)臺(tái)、液壓泵與發(fā)動(dòng)機(jī)同軸連接，泵和發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速一致。通常情況下柴油機(jī)標(biāo)定轉(zhuǎn)速在2 000～3 000 r／min，工程機(jī)械用柴油機(jī)轉(zhuǎn)速普遍低于車(chē)用柴油機(jī)［9］，假定負(fù)載120 N·m時(shí)滿足馬達(dá)轉(zhuǎn)速3 000 r／min的最低柴油機(jī)轉(zhuǎn)速在2000 r／min。

根據(jù)泵輸出流量計(jì)算公式，驗(yàn)證負(fù)載120 N·m時(shí)，馬達(dá)的轉(zhuǎn)速是否可達(dá)3000 r／min。

式中：Qe為泵的輸出流量，L／min；np為泵的轉(zhuǎn)速，r／min；ηpv為泵的容積效率；Vp為泵的排量，mL／r。

由以上驗(yàn)證計(jì)算可以看出，即便在液壓系統(tǒng)有損失的情況下，馬達(dá)轉(zhuǎn)速也可以滿足設(shè)計(jì)要求，所選用sauer danfoss生產(chǎn)的型號(hào)為H1P078的泵符合設(shè)計(jì)要求。

2．3 發(fā)動(dòng)機(jī)的選型計(jì)算

根據(jù)馬達(dá)輸出功率公式Pe＝Men／9 550可估算出2回路同時(shí)工作時(shí)馬達(dá)的最大輸出功率總和為Pe＝66 kW。

考慮整個(gè)液壓系統(tǒng)的效率和功率余量，選擇額定功率在140 kW左右的柴油機(jī)。根據(jù)玉柴YC4E系列發(fā)動(dòng)機(jī)的主要機(jī)型和參數(shù)，選取型號(hào)為E2100（標(biāo)定功率132 kW、標(biāo)定轉(zhuǎn)速2 500 r／min、最大扭矩630 N·m、最高空載轉(zhuǎn)速2 800 r／min、全負(fù)荷最低油耗205 g／（kW·h）、最大扭矩點(diǎn)轉(zhuǎn)速1600 r／min）的發(fā)動(dòng)機(jī)滿足系統(tǒng)要求。

2．4測(cè)功機(jī)的選型計(jì)算

根據(jù)馬達(dá)在低轉(zhuǎn)速承受大扭矩的特點(diǎn)，選擇一款高速電力測(cè)功機(jī)。經(jīng)過(guò)對(duì)比篩選并兼顧單泵單馬達(dá)研究情況，最后選擇型號(hào)為AC120G的高速電力測(cè)功機(jī)，其額定轉(zhuǎn)速3000r／min、最高轉(zhuǎn)速9 000 r／min、額定功率120 kW、額定扭矩380 N·m。

3 實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

本實(shí)驗(yàn)臺(tái)架主要可以通過(guò)3個(gè)磁電式轉(zhuǎn)速傳感器監(jiān)測(cè)柴油機(jī)和2個(gè)變量泵的實(shí)時(shí)轉(zhuǎn)速、通過(guò)6個(gè)壓力傳感器分別監(jiān)測(cè)2個(gè)變量泵的進(jìn)出口和補(bǔ)油壓力、通過(guò)2個(gè)溫度傳感器分別測(cè)量柴油機(jī)水溫和液壓油溫度，采集到這些傳感器信號(hào)后通過(guò)TTC200控制器對(duì)這些信號(hào)進(jìn)行處理，然后傳送給STC顯示器，這樣就可以通過(guò)圖2中的實(shí)驗(yàn)臺(tái)監(jiān)測(cè)控制柜左上的顯示器顯示監(jiān)測(cè)參數(shù)［10］。

圖2 液壓系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)

安裝實(shí)驗(yàn)臺(tái)之前，先在實(shí)驗(yàn)臺(tái)上對(duì)玉柴柴油機(jī)進(jìn)行標(biāo)定試驗(yàn)，確定柴油機(jī)各轉(zhuǎn)速下可輸出最大功率和最大扭矩。經(jīng)過(guò)標(biāo)定此型號(hào)柴油機(jī)功率略高于說(shuō)明書(shū)上數(shù)據(jù)。

之后在組建好的實(shí)驗(yàn)臺(tái)架（圖2）和實(shí)驗(yàn)臺(tái)監(jiān)測(cè)控制柜（圖3）上進(jìn)行校核和監(jiān)測(cè)控制。首先進(jìn)行空載下標(biāo)定轉(zhuǎn)速實(shí)驗(yàn)，在泵排量和馬達(dá)排量開(kāi)到最大的情況下測(cè)馬達(dá)轉(zhuǎn)速隨柴油機(jī)轉(zhuǎn)速的變化，在此選兩馬達(dá)中偏差較大的數(shù)據(jù)進(jìn)行說(shuō)明。其結(jié)果如圖4所示，相差最大在7%以內(nèi)。然后在柴油機(jī)1 000 r／min時(shí)測(cè)馬達(dá)轉(zhuǎn)速隨馬達(dá)排量增加的變化，其結(jié)果如圖5所示，其計(jì)算轉(zhuǎn)速與實(shí)測(cè)轉(zhuǎn)速最大相差在10%以內(nèi)。

圖3 實(shí)驗(yàn)臺(tái)監(jiān)測(cè)控制柜

圖4 實(shí)驗(yàn)臺(tái)監(jiān)測(cè)控制柜

圖5 馬達(dá)轉(zhuǎn)速隨排量變化

由圖4、5可以看出空載時(shí)試驗(yàn)數(shù)據(jù)與理論計(jì)算相符合，誤差低。然后在各轉(zhuǎn)速下對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行加載試驗(yàn)，測(cè)得實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)。在此以柴油機(jī)1 600 r／min時(shí)的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行說(shuō)明。圖6是柴油機(jī)1 600 r／min左右時(shí)馬達(dá)輸出功率和左右泵的輸出功率以及左右馬達(dá)轉(zhuǎn)速曲線。在加載過(guò)程中，液壓系統(tǒng)壓力差從4 MPa增加到23 MPa左右。在1 600 r／min時(shí)泵端最大輸出功率之和在100 kW左右，泵端最大輸出扭矩之和在598 N·m左右，都在柴油機(jī)1 600 r時(shí)的標(biāo)定參數(shù)范圍之內(nèi)，并有10%左右余量。馬達(dá)端最大輸出功率之和在63 kW左右，整個(gè)液壓系統(tǒng)效率在60%左右。

圖6 柴油機(jī)1 600 r時(shí)加載曲線

圖7 各轉(zhuǎn)速最大扭矩負(fù)載試驗(yàn)

為測(cè)量柴油機(jī)各轉(zhuǎn)速下系統(tǒng)的最大輸出功率和扭矩，根據(jù)之前的柴油機(jī)標(biāo)定試驗(yàn)，進(jìn)行了各轉(zhuǎn)速下最大扭矩負(fù)載試驗(yàn)，如圖7所示液壓系統(tǒng)壓力差一直在23 MPa左右。在各轉(zhuǎn)速下最大扭矩時(shí)，泵端輸出功率之和接近之前柴油機(jī)標(biāo)定功率。在1 000～2 400 r／min時(shí)，各轉(zhuǎn)速下各回路負(fù)載扭矩均可達(dá)到或接近210 N·m。

在柴油機(jī)2 000 r／min、負(fù)載120 N·m時(shí)，調(diào)節(jié)一路馬達(dá)排量到38mL／r時(shí)，馬達(dá)轉(zhuǎn)速達(dá)到3 000 r／min，此時(shí)泵端輸出功率為65 kW，馬達(dá)輸出功率為37 kW，液壓系統(tǒng)壓差為23 MPa。

通過(guò)在各種工況下的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)與理論分析的比對(duì)，驗(yàn)證了此實(shí)驗(yàn)臺(tái)在各種條件下都較好地完成了設(shè)計(jì)預(yù)想，可以為柴油機(jī)、泵、馬達(dá)三變量的匹配研究提供了良好的實(shí)驗(yàn)條件。

4 結(jié)束語(yǔ)

針對(duì)工程機(jī)械行走系統(tǒng)的問(wèn)題，提出一種新的泵、馬達(dá)和柴油機(jī)聯(lián)合控制的策略。為了便于實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證這種控制方法建立了本實(shí)驗(yàn)臺(tái)。本實(shí)驗(yàn)臺(tái)經(jīng)過(guò)設(shè)備選型計(jì)算和實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，證明是一個(gè)可控可檢測(cè)的實(shí)驗(yàn)臺(tái)。本實(shí)驗(yàn)臺(tái)自動(dòng)化程度高，可對(duì)各種排量和供油量進(jìn)行自動(dòng)控制；通用性強(qiáng)，不但可以模擬單回路行走驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)，也可以模擬雙回路行走驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)，涵蓋了所有工程機(jī)械全液壓行走驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)。本實(shí)驗(yàn)臺(tái)的建立為泵、馬達(dá)和柴油機(jī)三種變量之間匹配的研究提供了實(shí)驗(yàn)條件。

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Design on three?variable test bench used for universal hydraulic traveling system of engineering machinery

SONG Enzhe1，YIN Meiliang1，SUN Jun1，WANG Yafang1，WANG Jingbo2

1．College of Power and Energy Engineering，Harbin Engineering University，Harbin 150001，China；2．Engineering Laboratory，Pal－Fin Automatic Control Technology（Shanghai）Co．，Ltd．，Shanghai 200000，China

In order to research the optimum match among the pump displacement，motor displacement and the oil sup?ply volume of a diesel engine in engineering machinery，with the actual hydraulic travelling driving system of engi?neering machinery as a prototype，the real hydraulic travelling driving system was simplified．Subsequently，the test bench construction scheme was proposed，and in addition，according to actual requirements，the description and cal?culation were carried out for the selection of equipment model．On the basis of this，a test bench for the universal hy?draulic travelling driving system of engineering machinery was established．Besides，under such different behaviors as empty load，variable load and variable displacement，experiments were conducted for demonstration．The test results conform to the design requirements．The construction of the test bench may provide experimental research conditions for the hydraulic travelling driving systems of various engineering machineries．

engineering machinery；hydraulic；traveling system；calculation on model selection；recheck experiment

TK42

A

1009?671X（2014）01?0080?05

10．3969／j．issn．1009?671X．201304012

2013?04?01．

日期：2013?12?04．

國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目（51279037）；新世紀(jì)優(yōu)秀人才支持計(jì)劃（NECT?11?0826）；中央高?；究蒲袠I(yè)務(wù)費(fèi)專項(xiàng)資金資助項(xiàng)目（HEUCF110301）．

宋恩哲（1973?），男，研究員．

宋恩哲，E?mail：sez2005＠sina．com．

http：／／www．cnki．net／kcms／detail／23．1191．U．20130704．1124．001．html