液壓挖掘機(jī)動臂斗桿復(fù)合動作協(xié)調(diào)性研究

徐小龍， 周宏兵，， 賀繼林，， 張祥劍， 陳桂芳

（1.中南大學(xué) 高性能復(fù)雜制造國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，湖南 長沙 410012；2.山河智能裝備股份有限公司 國家級企業(yè)技術(shù)中心，湖南 長沙410100）

0 引 言

小型液壓挖掘機(jī)因其體積小、機(jī)動靈活、適應(yīng)性強(qiáng)的優(yōu)勢，在工程機(jī)械領(lǐng)域中得到廣泛應(yīng)用。主控制多路閥是小型挖掘機(jī)液壓系統(tǒng)的核心部分，它是集節(jié)流閥、換向閥和單向閥等于一體的多功能控制閥，其內(nèi)部的流量分配、壓力分布特性直接影響閥的性能及挖掘機(jī)動作的協(xié)調(diào)性。目前，國外公司多路閥的技術(shù)相對比較成熟，如德國的Rexroth公司、卡特彼勒公司和日本KYB公司等；而國內(nèi)多路閥技術(shù)發(fā)展比較緩慢，技術(shù)相對薄弱。

挖掘機(jī)單動作及復(fù)合動作的可行性和協(xié)調(diào)性極大影響了實(shí)際挖掘作業(yè)的效率，而且多路閥中節(jié)流閥的流量壓力特性對挖掘機(jī)性能有很大影響。文獻(xiàn)［1］對挖掘機(jī)動臂上升速度緩慢的原因進(jìn)行了分析并提出了解決方法；文獻(xiàn)［2］對動臂和復(fù)合回轉(zhuǎn)運(yùn)動的協(xié)調(diào)性進(jìn)行了研究，改進(jìn)了一種閥芯節(jié)流槽，指出壓力和流量對閥芯性能及各動作速度的影響；文獻(xiàn)［3－6］采用Fluent對流道流場仿真進(jìn)行了研究；文獻(xiàn)［7－8］對多路閥中節(jié)流閥等進(jìn)行了AMESim仿真，研究了各參數(shù)值對流量特性的影響；文獻(xiàn)［9］對中高壓多路閥局部流道壓力損失進(jìn)行了研究，提出了用流場仿真研究閥體內(nèi)壓力損失特性的方法。

本文采用優(yōu)化設(shè)計(jì)、流場仿真和實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證相結(jié)合的方法，首先設(shè)計(jì)一種新型節(jié)流閥，然后對小型液壓挖掘機(jī)多路閥動臂聯(lián)和斗桿聯(lián)進(jìn)行流場仿真分析，并對影響多路閥內(nèi)壓力及流量分布的節(jié)流閥進(jìn)行AMESim仿真，分析節(jié)流閥節(jié)流口直徑和流量特性關(guān)系對挖掘機(jī)復(fù)合動作的影響，最后確定設(shè)計(jì)尺寸。

1 挖掘機(jī)動臂斗桿復(fù)合動作基本原理

為解決復(fù)合動作動臂不能提升的問題（本文僅研究動臂提升、斗桿內(nèi)收的情況），采用對動臂和斗桿聯(lián)進(jìn)行流場仿真的方法，則必須了解動臂斗桿合流原理圖、主閥芯原理圖及內(nèi)部結(jié)構(gòu)圖。一般挖掘機(jī)液壓系統(tǒng)多采用雙泵合流的方法來解決多執(zhí)行器流量分配的問題，并且雙泵合流回收、利用多余的能量，起到了很大的節(jié)能作用。動臂斗桿復(fù)合動作原理如圖1所示。

圖1 動臂斗桿復(fù)合動作原理圖

圖1中，P1、P2為進(jìn)油口，T口與油箱連通，當(dāng)動臂提升、斗桿內(nèi)收復(fù)合動作時，BOOM1聯(lián)右位接通，P1泵的油沿A→E→F進(jìn)入到動臂大腔，此時在A處存在分流，P1泵流出的另一部分液壓油沿A→B→C→D進(jìn)入到斗桿大腔，而P2泵流出的液壓油也會沿著動臂輔助聯(lián)、斗桿聯(lián)而進(jìn)入到動臂和斗桿的大腔，這樣便完成了動臂斗桿復(fù)合動作時的合流，對于挖掘機(jī)工作效率有很大提高。

動臂聯(lián)閥芯及內(nèi)部結(jié)構(gòu)如圖2所示，其中，P口為進(jìn)油口，A、B口分別與油缸的動臂聯(lián)大、小腔相連，T口與油箱連通，閥芯存在6處節(jié)流口，節(jié)流口多為U型口。

圖2 動臂聯(lián)內(nèi)部結(jié)構(gòu)圖

2 復(fù)合動作時動臂不能提升原因分析

動臂的起升速度是決定工作循環(huán)時間的主要因素，動臂提升速度越快，循環(huán)時間就越短，機(jī)器的工作效率也就越高。由于動臂提升、斗桿內(nèi)收時，斗桿油腔壓力低、動臂油缸壓力高，導(dǎo)致P1泵的油全部供給斗桿，不能保證動臂動作。復(fù)合動作原理簡圖如圖3所示。

圖3 復(fù)合動作原理簡圖

通常導(dǎo)致動臂不能提升的原因有動臂起升先導(dǎo)控制閥工作不良、動臂控制閥與其合流閥工作不良、動臂缸油路壓力安全閥有問題等。在檢查確保不存在常見問題后，對多路閥元器件進(jìn)行設(shè)計(jì)改良，目的是通過改變閥體內(nèi)壓力分布來升高斗桿腔內(nèi)壓力，使動臂油缸與斗桿油缸壓差變小，從而使P1泵的油可以流向動臂油缸。

設(shè)計(jì)的新型節(jié)流閥結(jié)構(gòu)原理圖如圖4所示，在原有單向閥的基礎(chǔ)上以不同的直徑延長閥芯，當(dāng)單向閥完全打開時，延長出去的閥芯仍然會延伸至油道內(nèi)阻礙液壓油的流動，起到節(jié)流作用，如圖1和圖3中a處節(jié)流閥，所以在此壓力升高，使得斗桿大腔壓力相對動臂大腔壓力提高，壓差變小，這樣液壓油就不會完全流到斗桿腔，達(dá)到調(diào)節(jié)多路閥流量分配的目的。通過調(diào)節(jié)單向閥優(yōu)先節(jié)流孔面積來控制流量大小，相當(dāng)于在原結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上添加了節(jié)流閥，其原理是延伸部分直徑相對不同，會出現(xiàn)一個圓環(huán)部分，圓環(huán)面積大小可以等效為一個圓的面積，相當(dāng)于節(jié)流口。假設(shè)閥芯直徑為d1，末端圓柱直徑為d2，則閥芯面積S1＝，末端面積，等效節(jié)流孔面積 ＝圓環(huán)面積 ＝，得到d3≈。

圖4 新型節(jié)流閥結(jié)構(gòu)圖

3 數(shù)值模型

為了進(jìn)行Fluent流場仿真，必須確定數(shù)學(xué)模型。當(dāng)動臂斗桿復(fù)合動作時，此時主閥芯開口最大，整個閥體內(nèi)部可認(rèn)為是一個復(fù)雜流道，油液從主泵P1、P2輸入，經(jīng)過一段時間后形成相對穩(wěn)定的流動。

由于流場滿足定常、不可壓縮條件，其連續(xù)性方程為：

動量方程為：

其中，u＝ui＋vj＋wk，u、v、w為流速在x、y、z方向上的分量；p為流體微元體上的壓力；SMx、SMy、SMz為體源，是體積力對流體微元的影響；μ為液體的動力黏度。

RNGk－ε模型考慮湍流中渦流因素的影響和低雷諾數(shù)效應(yīng)，該模型在標(biāo)準(zhǔn)k－ε模型中附加一個額外項(xiàng)，其湍流能k和湍流耗散率ε方程為：

其中，Gk為由平均梯度引起的湍流能的產(chǎn)生項(xiàng)；Gb為浮力引起的湍流能產(chǎn)生項(xiàng)；YM為可壓縮湍流中的擴(kuò)張發(fā)散項(xiàng)；經(jīng)驗(yàn)常數(shù)C1ε＝1.42，C2ε＝1.68，C3ε＝0。

4 Fluent內(nèi)部流場仿真分析

4.1 三維模型建立

流場分析中的建模與其他模型建立方式是不同的，由于分析的是流體區(qū)域中的情況，所以必須建立閥體內(nèi)部流道的三維模型。本文建立模型分3個步驟：① 利用CATIA建立多路閥動臂聯(lián)和斗桿聯(lián)沒有閥芯的流體區(qū)域；② 建立閥芯實(shí)體模型，如圖5所示（僅給出動臂閥芯）；③ 將2個實(shí)體進(jìn)行布爾運(yùn)算，注意此時動臂為提升動作，斗桿內(nèi)收，要求無桿腔進(jìn)油，由于最大壓力流量時動臂不能提升，所以要求閥芯行程最大8mm，斗桿聯(lián)布爾操作后三維實(shí)體模型如圖6所示。

圖5 動臂聯(lián)閥芯實(shí)體

圖6 斗桿聯(lián)實(shí)體模型

4.2 網(wǎng)格劃分和邊界條件的設(shè)定

將整體流域模型導(dǎo)入到Gambit進(jìn)行網(wǎng)格劃分，由于動臂流域的模型比較復(fù)雜，而且任何空間區(qū)域都可以被以四面體為單元的網(wǎng)格所劃分，因此本文采用非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格方法對其進(jìn)行網(wǎng)格劃分。網(wǎng)格單元主要為四面體網(wǎng)格，同時對部分進(jìn)行網(wǎng)格加密，但合適位置也包含六面體楔體網(wǎng)格單元，最終得到的復(fù)合動作流域模型如圖7所示。

圖7 動臂斗桿復(fù)合動作流域模型

假設(shè)流體不可壓縮，動臂和閥芯在最大行程時存在分流，所以計(jì)算模型選用RNGk－ε湍流模型，此模型對于存在流體分離、漩渦等復(fù)雜湍流具有良好的適應(yīng)性。流體介質(zhì)為液壓油，油液密度ρ＝860kg／m3，運(yùn)動黏度υ＝0.041 4m2／s。邊界條件的設(shè)定：2個入口邊界條件為速度進(jìn)口，進(jìn)口速度由進(jìn)口流量除以進(jìn)口幾何面積計(jì)算獲得，水力直徑是11.6mm和14.3mm；出口邊界條件為壓力出口，水力直徑為18.6mm。運(yùn)用Fluent軟件求解時以進(jìn)口速度進(jìn)行初始化，對流域通入60 L／min進(jìn)行仿真，采用SIMPLEC算法進(jìn)行計(jì)算，所有壁面均為無滑移壁面，各流域之間采用交界面連接。

4.3 流場仿真分析

仿真是在動臂聯(lián)閥芯和斗桿聯(lián)閥芯位移最大8mm 處，直 徑d2取 10.23～10.47mm（以0.03mm為間隔）下進(jìn)行的，仿真結(jié)果如圖8所示，圖中給出了d2為10.41mm、優(yōu)先節(jié)流孔面積為1.48mm2、等效直徑為1.37mm的斗桿聯(lián)流場狀態(tài)。動臂聯(lián)內(nèi)壓力云圖如圖9所示。

通過分析d2不同時斗桿聯(lián)壓力和速度云圖以及動臂聯(lián)內(nèi)壓力云圖，可以得到斗桿聯(lián)內(nèi)節(jié)流閥閥口壓力和動臂聯(lián)內(nèi)壓力與等效直徑的關(guān)系，如圖10所示。分析結(jié)果表明：d2由小變大時，斗桿聯(lián)內(nèi)壓力逐漸減小，在1.58～1.96mm范圍內(nèi)比較平穩(wěn)，壓差滿足動臂提升要求；而動臂聯(lián)內(nèi)壓力逐漸增大，也在1.58～1.96mm范圍內(nèi)平穩(wěn)，此刻兩聯(lián)內(nèi)壓差Δp滿足系統(tǒng)要求，流量分配合理，使得P1泵流出的油流向了動臂大腔；與此同時分析動臂聯(lián)壓力云圖，研究對比發(fā)現(xiàn)當(dāng)?shù)刃е睆綖?.77mm左右時，斗桿聯(lián)流體經(jīng)過節(jié)流閥節(jié)流作用后閥前的液體壓力為9.4MPa，此時動臂聯(lián)油腔壓力為7.2MPa，壓差Δp為2.2MPa。所以當(dāng)?shù)刃е睆皆?.58～1.96mm范圍內(nèi)時，動臂提升壓力將保持在7～8MPa之間，滿足動臂上升所需壓力及流量的要求，若要確定具體尺寸，需要在等效直徑為1.58～1.96mm范圍內(nèi)深入研究。

圖8斗桿聯(lián)壓力云圖和速度云圖

圖9 動臂聯(lián)壓力云圖

圖10 等效直徑與壓力關(guān)系圖

4.4 仿真優(yōu)化研究

為了確定設(shè)計(jì)尺寸，采用AMESim搭建節(jié)流閥模型，調(diào)整節(jié)流孔尺寸參數(shù)，研究壓力損失及流量特性。由于在Hydraulic元件庫中沒有結(jié)構(gòu)相同的元件，因此運(yùn)用HCD庫中的基本元件搭建節(jié)流閥結(jié)構(gòu)，如圖11所示。

圖11 節(jié)流閥AMESim模型

AMESim仿真模型主要參數(shù)見表1所列。

表1 AMESim仿真模型主要參數(shù)

在其他條件不變時，改變節(jié)流孔直徑相當(dāng)于改變尾巴直徑，在節(jié)流孔直徑為1.58、1.77、1.96mm進(jìn)行仿真，得到節(jié)流口流量曲線如圖12所示。

圖12 節(jié)流閥流量曲線

由圖12可知，當(dāng)?shù)刃е睆綖?.58mm時，其超調(diào)量絕對值最大，穩(wěn)定效果不好；當(dāng)?shù)刃е睆綖?.96mm時，其穩(wěn)定時間與1.77mm時相近，但超調(diào)量絕對值相對較大，所以在等效直徑為1.77mm時，流量值為46L／min，滿足實(shí)際挖掘作業(yè)要求，并且相對最優(yōu)。由于元器件標(biāo)準(zhǔn)及加工工藝等其他原因，d1取10.5mm，所以最終確定設(shè)計(jì)直徑d2＝10.35mm，優(yōu)先節(jié)流孔面積為2.457mm2，等效直徑d3＝1.77mm。

5 動臂斗桿復(fù)合動作實(shí)驗(yàn)研究

5.1 實(shí)驗(yàn)方案

為了研究挖掘機(jī)作業(yè)時動臂斗桿復(fù)合動作的性能，將設(shè)計(jì)的新型節(jié)流閥應(yīng)用到某型7t級挖掘機(jī)，并設(shè)計(jì)如下測試方案：將挖掘機(jī)動臂無桿腔和斗桿無桿腔分別接入壓力接頭，并連接壓力傳感器，在P1、P2泵接入流量傳感器，同時另一端連接到由Hydrotechnik公司生產(chǎn)的8通道手持式液壓測試儀Multi－system 5060，然后挖掘機(jī)在不同擋位下，分別測量動臂上升、斗桿內(nèi)收以及動臂斗桿復(fù)合動作時動臂無桿腔和斗桿無桿腔的壓力和主泵流量（僅給出在2 200r／min擋位下各大腔壓力曲線），并分別記錄單動作和復(fù)合動作所用時間。

5.2 實(shí)驗(yàn)結(jié)果分析

通過7t級挖掘試驗(yàn)機(jī)上動臂和斗桿大腔壓力傳感器，采集了動臂提升、斗桿內(nèi)收以及動臂斗桿復(fù)合動作的無桿腔壓力，實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)如圖13所示。

由圖13可知，動臂提升時間大約為2.0s，壓力保持在7.5MPa上下；斗桿內(nèi)收時間約為2.7s，壓力由7.0MPa緩慢上升至8.9MPa，單動作溢流壓力均為23.0MPa。動臂斗桿復(fù)合動作時，動臂可以完成提升動作，說明所設(shè)計(jì)新型節(jié)流閥滿足工程實(shí)際要求，在多路閥內(nèi)，通過節(jié)流作用，使得斗桿腔壓力升高，壓力損失約為4MPa，由節(jié)流閥閥口流量特性（其中Cd為流量系數(shù)）可以得到流量分配特性，復(fù)合動作時間大約為3.2s，動臂大腔壓力穩(wěn)定在7.2MPa左右，斗桿大腔壓力穩(wěn)定在8.5MPa左右，溢流壓力為23.0MPa，實(shí)驗(yàn)結(jié)果達(dá)到預(yù)期要求，與等效直徑為1.77mm時的Fluent仿真結(jié)果吻合。

圖13 實(shí)驗(yàn)測試各動作無桿腔壓力關(guān)系

6 結(jié) 論

從設(shè)計(jì)和應(yīng)用的角度出發(fā)，在滿足復(fù)合動作時動臂可以提升的前提下，希望多路閥內(nèi)壓力分布及流量匹配較為合理，并且復(fù)合動作有較好的協(xié)調(diào)性，即動作時間滿足實(shí)際作業(yè)效率要求。由仿真和實(shí)驗(yàn)可以得出以下結(jié)論：

（1）現(xiàn)有解決多路閥內(nèi)壓力損失和流量分配的方法是改變流道或者優(yōu)化閥芯節(jié)流口來滿足要求的，而本文提出一種新思路，在多路閥插裝閥上進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，為多路閥設(shè)計(jì)提供參考。

（2）本文聯(lián)合動臂聯(lián)和斗桿聯(lián)進(jìn)行整體仿真，研究發(fā)現(xiàn)2無桿腔壓差過大是導(dǎo)致復(fù)合動作動臂不能提升的根本原因，同時壓差Δp對多路閥內(nèi)流量分配起到了決定性的作用。

（3）確定設(shè)計(jì)的節(jié)流閥直徑d2為10.35mm，優(yōu)先節(jié)流孔面積為2.457mm2，實(shí)際挖掘作業(yè)時動臂可以提升，并且復(fù)合動作時間達(dá)到3.2s，挖掘效率顯著提高。

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