礦用自卸車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)節(jié)能技術(shù)研究

(齊魯工業(yè)大學(xué) (山東省科學(xué)院)機(jī)械與汽車工程學(xué)院， 山東 濟(jì)南 250300)

引言

礦用自卸車是一種在露天礦山為完成礦石運(yùn)輸和土方剝離運(yùn)輸任務(wù)而使用的重型自卸車，其主要特點(diǎn)為運(yùn)程短、承載重，作業(yè)效率高，在露天礦山開采中起著至關(guān)重要的作用。由于礦用自卸車承載重，經(jīng)常超載運(yùn)行，前橋負(fù)荷可達(dá)20 t以上 ，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)所需功率很大[1]，因此電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向很少運(yùn)用在礦用自卸車上[2]。目前礦用自卸車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)依據(jù)噸位的輕重主要采用的是全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)(如圖1所示)和液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)[3]。車輛運(yùn)行時(shí)轉(zhuǎn)向油泵始終處在工作狀態(tài)，液壓泵的流量與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速成正比，多余的流量回油箱，由于車輛80%運(yùn)行時(shí)間處于非轉(zhuǎn)向狀態(tài)[4]，因此造成很大的無(wú)效的能量消耗，系統(tǒng)能量利用率低不僅會(huì)導(dǎo)致整機(jī)油耗高、污染大，而且產(chǎn)生的熱量還會(huì)影響零部件的可靠性，縮短液壓油使用壽命。為了降低礦用自卸車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的無(wú)效能耗，近年來(lái)國(guó)內(nèi)也進(jìn)行了較多的探索和研究:戴正陽(yáng)[5]研究了采用流量放大器和恒壓變量泵帶蓄能器組合的全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的特性，轉(zhuǎn)向時(shí)蓄能器可按需供油，節(jié)能效果較顯著。恒壓系統(tǒng)總是維持高壓狀態(tài)，會(huì)存在一定的小流量高壓卸荷損失[6-7]；張應(yīng)和等[8]研究了負(fù)載敏感式變量泵和優(yōu)先閥組合應(yīng)用到全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中，系統(tǒng)能根據(jù)轉(zhuǎn)向油缸的壓力變化，改變泵的輸出流量，從而取得了節(jié)能的作用；王淑芬等[9]設(shè)計(jì)了基于負(fù)載敏感技術(shù)的液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，達(dá)到了車輛運(yùn)行時(shí)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)節(jié)能的目的，但液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在載重較大的礦用車(前橋載荷18 t以上)運(yùn)用較少。此外基于負(fù)載敏感技術(shù)的液壓系統(tǒng)已廣泛運(yùn)用于裝載機(jī)等工程機(jī)械領(lǐng)域[10-13]，技術(shù)已相對(duì)成熟并達(dá)到了較好的性能和節(jié)能效果。

圖1 全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)示意圖(帶優(yōu)先閥)

1 礦用自卸車轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)能量損失分析

轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)的液壓油是有黏性的，在管路流動(dòng)時(shí)黏性阻力必然損耗一定能量，損耗的能量會(huì)轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃?，?dǎo)致系統(tǒng)溫度升高，性能變差。礦用自卸車轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)能量損失主要有沿程和局部壓力損失、溢流損失、節(jié)流損失。

(1) 沿程和局部壓力損失：礦用自卸車液壓系統(tǒng)的沿程和局部壓力損失主要是由于轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向油泵、油罐、轉(zhuǎn)向助力缸位置相對(duì)較遠(yuǎn)，需要較長(zhǎng)的管路和較多的接頭進(jìn)行連接，并存在管徑突變，管路彎曲現(xiàn)象，因此必然存在沿程能耗損失。

液壓油通過(guò)管路產(chǎn)生的能量損失功率：

Ei=Δpi×qi

(1)

式中， Δpi—— 管路壓力損失，MPa

qi—— 管路的流量，L/min

管路總的壓力損失等于全部直管中的沿程壓力損失Δpλ以及所以管接頭的局部壓力損失Δpζ的總和，即管路壓力損失計(jì)算公式如下：

(2)

式中,ρ—— 液壓油的密度，kg/m3

d—— 管路通流直徑，m

L—— 管路長(zhǎng)度，m

v—— 管內(nèi)介質(zhì)流速 ，m/s

ζ—— 局部阻力系數(shù)，ζ的具體數(shù)值可從有關(guān)手冊(cè)查到

其中雷諾數(shù)：

(3)

式中，μ為油液運(yùn)動(dòng)黏度，m2/s。

因此通過(guò)式(1)和式(2)分析可得出減少管路能量損失途徑： 管徑、接頭、閥塊增大通流截面積以降低流動(dòng)速度增大通流量，(但增加的結(jié)構(gòu)尺寸會(huì)影響到成本)； 降低非工作狀態(tài)下的流量；減少管路長(zhǎng)度，內(nèi)壁要盡量圓滑以盡量減少摩擦損失；液壓油黏度選取適當(dāng)。

(2) 溢流損失：首先當(dāng)轉(zhuǎn)向助力油缸遇到負(fù)載過(guò)大或運(yùn)動(dòng)卡滯時(shí)，轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)工作在最高壓力，溢流閥會(huì)打開泄壓，這時(shí)轉(zhuǎn)向油泵的輸出流量全部或部分通過(guò)溢流閥。其次轉(zhuǎn)向助力油缸運(yùn)動(dòng)到行程終點(diǎn)時(shí)，由于壓力沖擊打開系統(tǒng)溢流閥時(shí)，在設(shè)定的最高壓力下卸荷會(huì)產(chǎn)生很大的溢流損失。

液壓油通過(guò)溢流閥損失的功率計(jì)算公式：

Ej=pj×qj

(4)

式中,pj—— 溢流閥壓力設(shè)定值，MPa

qj—— 溢流量，L/min

由于礦區(qū)運(yùn)距較短，路況轉(zhuǎn)彎空間狹小，車輛需要經(jīng)常倒車或掉頭，相對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)向輪要頻繁打到極限轉(zhuǎn)角位置，經(jīng)常產(chǎn)生高壓溢流狀態(tài)，這部分能量損失也是最大的，對(duì)泵的使用壽命影響也較大。

(3) 節(jié)流損失：礦用自卸車轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)由于轉(zhuǎn)向泵隨發(fā)動(dòng)機(jī)所有流量都是通過(guò)轉(zhuǎn)向器中位閥或者優(yōu)先閥回油箱，所有油液低壓卸荷，會(huì)產(chǎn)生一定節(jié)流損失，并且定量泵轉(zhuǎn)速越高，流量越大，損失的能量越多。液壓油通過(guò)閥口產(chǎn)生的節(jié)流損失計(jì)算公式：

Ek=Δpk×qk

(5)

式中, Δpk—— 閥口壓力差，MPa

qk—— 流經(jīng)閥口流量，L/min

轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)效率計(jì)算公式：

(6)

式中，Eh—— 用于轉(zhuǎn)向助力油缸的有效功率

E—— 動(dòng)力源向泵提供的功率

2 礦用自卸車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)改進(jìn)方案及原理分析

2.1 改進(jìn)方案

通過(guò)上述能量損失分析可知，礦用自卸車轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)的3種主要能量損失項(xiàng)都和流量緊密關(guān)聯(lián)，流量越大損失越大，除了優(yōu)化系統(tǒng)管路和接頭閥口通徑外，降低系統(tǒng)非工作狀態(tài)的流量是節(jié)能的主要改進(jìn)方法。因此，改進(jìn)方案是利用負(fù)載敏感變量泵的特性，采用負(fù)載敏感變量轉(zhuǎn)向系統(tǒng)取代傳統(tǒng)的轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)，優(yōu)勢(shì)在于轉(zhuǎn)向泵的壓力和流量會(huì)根據(jù)需求而動(dòng)態(tài)調(diào)整，在車輛怠速或者直線行駛工況下，變量泵輸出較低的壓力和很小的流量來(lái)保持系統(tǒng)很低的能量損耗;在車輛轉(zhuǎn)向時(shí)，根據(jù)系統(tǒng)需要提供相應(yīng)的壓力和流量，并達(dá)到要求的轉(zhuǎn)向助力功能，并在車輪轉(zhuǎn)角極限位置時(shí)保持低壓小流量卸荷狀態(tài)，因此能夠減少不必要的流量損失。

2.2 負(fù)載敏感全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)原理分析

負(fù)載敏感變量轉(zhuǎn)向系統(tǒng)如圖2所示，主要由負(fù)載敏感變量泵、全液壓轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向助力油缸、閥塊、油管、油箱等部件組成， 負(fù)載敏感變量泵結(jié)構(gòu)原理如圖3所示，控制閥芯左端引入的是泵出口壓力p,右端引入的是預(yù)設(shè)的彈簧力和負(fù)載壓力pF,控制閥芯受力平衡關(guān)系公式：

1.轉(zhuǎn)向助力缸 2.全液壓轉(zhuǎn)向器 3.負(fù)載敏感變量泵4.回油濾 5.油箱圖2 負(fù)載敏感全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)原理圖

p×A=pF×A+Ft

(7)

即：

(8)

式中,p—— 泵出口壓力,MPa

pF—— 負(fù)載壓力，MPa

Kt—— 彈簧剛度，N/mm

A—— 截面積, mm2

x—— 彈簧初始?jí)嚎s量，mm

Δx—— 控制閥芯位移，mm

當(dāng)泵啟動(dòng)時(shí)，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)處于非工作狀態(tài)，此時(shí)節(jié)流閥1(開口大小由轉(zhuǎn)向器控制)不通，無(wú)流量經(jīng)過(guò)，負(fù)載壓力pF為0；當(dāng)泵在p處壓力上升到能夠克服控制閥芯右側(cè)彈簧力Ft時(shí)(預(yù)設(shè)約為1 MPa)，推動(dòng)控制閥芯向右移動(dòng)，此時(shí)p接通油口A，壓力油進(jìn)入變量油缸右側(cè)的無(wú)桿腔端，由于無(wú)桿腔受力面積大于左側(cè)的有桿腔，推動(dòng)活塞向左移動(dòng)，斜盤角度推到接近為0狀態(tài)，此時(shí)泵流量維持在最小，壓力僅大于克服控制閥預(yù)設(shè)彈簧力,壓力約為1.1 MPa,此時(shí)泵的消耗功率最小,達(dá)到非工作狀態(tài)消耗最小的節(jié)能目的；當(dāng)系統(tǒng)轉(zhuǎn)向瞬間有負(fù)載時(shí)，pF和彈簧作用力共同作用下推動(dòng)控制閥芯左移，此時(shí)，油口A 經(jīng)控制閥與泄油口T相通，向T口泄油，變量活塞的無(wú)桿腔端壓力減小，變量活塞在斜盤偏置彈簧和有桿腔內(nèi)環(huán)形面積所受壓力的共同作用下，將斜盤向大擺角位置推動(dòng)，此時(shí)變量泵排量增大；當(dāng)系統(tǒng)轉(zhuǎn)向速度增大時(shí)，此時(shí)系統(tǒng)需要更大的流量，節(jié)流閥口增大，由于泵的滯后性，此時(shí)泵出口流量小于負(fù)載所需流量，節(jié)流閥兩側(cè)壓差 Δp1減小，控制閥芯受力平衡被打破，在pF和彈簧作用力共同作用下，推動(dòng)控制閥芯左移，使油口A 與油口T連通，變量活塞的無(wú)桿腔端壓力減小，斜盤角增大，泵出口流量增大滿足系統(tǒng)流量需求，泵流量增大時(shí)，節(jié)流閥兩側(cè)壓差 Δp1隨之增大，直到控制閥芯兩側(cè)受力平衡，泵流量重新趨于穩(wěn)定狀態(tài)。反之，當(dāng)轉(zhuǎn)向盤速度減小時(shí)，此時(shí)系統(tǒng)需要的流量減小，節(jié)流閥口減小，由于泵的滯后性，此時(shí)泵出口流量大于所需流量，節(jié)流閥兩端壓差 Δp1隨之增大，控制閥芯受力平衡又被打破，在壓力p作用下，推動(dòng)控制閥芯右移，壓力油逐步進(jìn)入變量油缸右側(cè)的無(wú)桿腔端推動(dòng)斜盤角減小，泵流量減小，節(jié)流閥兩側(cè)壓差 Δp1又隨之減小，減小到控制閥芯兩側(cè)受力平衡，泵流量再次維持穩(wěn)定狀態(tài)。因此泵的變量特性符合系統(tǒng)需要。

3 轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)AMESim模型搭建

依據(jù)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)液壓原理圖，利用AMESim軟件除了對(duì)改進(jìn)后的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行了模型搭建和仿真之外(如圖4和圖8所示)，也對(duì)傳統(tǒng)常見的3種轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)進(jìn)行了模型搭建和仿真(如圖5～圖7所示)，4種轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模型中區(qū)別主要是泵和閥組的不同，都采用相同的全液壓轉(zhuǎn)向器和助力油缸，最終得到仿真數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比。

圖5 普通泵帶優(yōu)先閥仿真模型

圖6 普通泵不帶優(yōu)先閥仿真模型

圖7 恒壓變量泵帶蓄能器仿真模型

圖8 負(fù)載敏感變量轉(zhuǎn)向系統(tǒng)AMSim仿真模型

4 仿真結(jié)果與分析

仿真參數(shù)設(shè)置以某型號(hào)總重90 t非公路礦用自卸車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)為研究對(duì)象，對(duì)模型中每個(gè)模塊進(jìn)行了參數(shù)設(shè)置，輸入信號(hào)為模擬駕駛員以勻速轉(zhuǎn)動(dòng)方向盤分別到左右極限位置時(shí)停頓2 s后再往回轉(zhuǎn)向，最終保持回正狀態(tài)，仿真時(shí)間15 s,間隔0.01 s,仿真參數(shù)如表1所示。分別對(duì)原地轉(zhuǎn)向工況和怠速或直線行駛工況進(jìn)行了仿真和能耗對(duì)比。

表1 仿真系統(tǒng)主要參數(shù)設(shè)置

4.1 原地轉(zhuǎn)向工況仿真分析

圖9～圖14表明：4種轉(zhuǎn)向系統(tǒng)都可根據(jù)負(fù)載需要提供相應(yīng)的壓力和流量，提供轉(zhuǎn)向助力所需的有效功率，約為10～11 kW。通過(guò)圖12～圖14曲線可以看出：

(1) 普通泵不帶優(yōu)先閥轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在轉(zhuǎn)角到極限位置時(shí)，泵處于高壓卸荷狀態(tài)，流量處于最大流量狀態(tài)，因此存在很大的能量損失，損失約為11 kW；

(2) 全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)帶優(yōu)先閥在轉(zhuǎn)角到極限位置時(shí)處于低壓卸荷狀態(tài)，流量處于最大狀態(tài)，能量損失較小，約為1 kW；

圖9 方向盤輸入轉(zhuǎn)角曲線

圖10 轉(zhuǎn)向助力油缸施加力

圖11 轉(zhuǎn)向油缸活塞位移

圖12 轉(zhuǎn)向泵壓力曲線對(duì)比

圖13 轉(zhuǎn)向泵流量曲線對(duì)比

圖14 轉(zhuǎn)向泵功率曲線對(duì)比

(3) 恒壓變量轉(zhuǎn)向系統(tǒng)由于帶蓄能器可根據(jù)系統(tǒng)需要提供相應(yīng)流量，在轉(zhuǎn)角極限位置時(shí)泵處于高壓小流量卸荷狀態(tài)，能量損失約為1 kW;

(4) 負(fù)載敏感變量轉(zhuǎn)向系統(tǒng)可根據(jù)系統(tǒng)情況提供所需流量，在轉(zhuǎn)角極限位置時(shí)泵處于低壓小流量卸荷狀態(tài)，能量損失約為50 W,有效降低了轉(zhuǎn)角極限位置時(shí)的能量損失。

圖15 直線行駛或怠速工況轉(zhuǎn)向泵壓力曲線對(duì)比

圖16 直線行駛或怠速工況轉(zhuǎn)向泵流量曲線對(duì)比

圖17 直線行駛或怠速工況轉(zhuǎn)向泵功率曲線對(duì)比

4.2 直線行駛或怠速工況仿真分析

礦用自卸車屬于短途運(yùn)輸車輛，單程運(yùn)距大部分在2～4 km之間，因此車輛大部分時(shí)間處于怠速裝卸料或者直線行駛工況，所以避免怠速或直線行駛工況的能耗損失很有意義。通過(guò)圖15～圖17曲線和表2數(shù)據(jù)可以看出負(fù)載敏感變量轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在直線行駛或怠速工況下變量泵維持在很低的壓力和流量狀態(tài)，僅處于泵內(nèi)泄漏需要，功率消耗僅為45 W,避免了全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)大流量所造成的功率消耗以及恒壓變量系統(tǒng)高壓卸荷造成的功率損失，可有效節(jié)能約90%以上。

經(jīng)濟(jì)可行性評(píng)估：負(fù)載敏感變量泵相對(duì)普通泵價(jià)格較高，同樣約為40 mL/r排量的泵，成本增加約5000～8000元。以市場(chǎng)主流某型號(hào)總重90 t礦用自卸車為研究對(duì)象，相關(guān)參數(shù)如表3所示。

表2 車輛怠速或直線行駛時(shí)仿真結(jié)果數(shù)據(jù)表

表3 經(jīng)濟(jì)性評(píng)估參數(shù)表

(9)

M=QL×m=2225 kg

(10)

式中,QL—— 整機(jī)壽命周期節(jié)油總量，L

M—— 減少碳排放量，kg

此礦用自卸車采用負(fù)載敏感變量轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在整機(jī)壽命周期可實(shí)現(xiàn)節(jié)油約3104 L ,約節(jié)省油費(fèi)1.86萬(wàn)元，減少碳排放約2225 kg，減去負(fù)載敏感泵增加的成本，約節(jié)省1萬(wàn)元，具有較好的經(jīng)濟(jì)效益和環(huán)保效益。

5 結(jié)論

介紹了能量損失的來(lái)源以及負(fù)載敏感變量泵的原理，并對(duì)常用的四種礦用自卸車轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)做了模型的搭建和仿真分析，分兩種工況分別對(duì)四種轉(zhuǎn)向系統(tǒng)仿真結(jié)果數(shù)據(jù)對(duì)比得出：

(1) 采用負(fù)載敏感變量轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在轉(zhuǎn)向工況不僅可根據(jù)系統(tǒng)需要提供相應(yīng)的流量和壓力，還能有效降低極限轉(zhuǎn)角位置時(shí)溢流損失；

(2) 采用負(fù)載敏感變量轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在車輛直線行駛或怠速工況時(shí)可維持低壓小流量狀態(tài)，有效節(jié)能約90%以上。