翻拋機(jī)液壓系統(tǒng)串并聯(lián)回路的沖擊分析

林家祥，楊曉奇，薛金鑫

（廣西科技大學(xué) 機(jī)械與交通工程學(xué)院，廣西 柳州 545005）

0 引言

翻拋機(jī)是一種固廢處理的環(huán)保設(shè)備，主要應(yīng)用于垃圾分類、處理[1].在液壓驅(qū)動(dòng)的行走系統(tǒng)中，根據(jù)在平地行駛時(shí)采用高速低扭矩，上坡或工作行走時(shí)采用低速增加轉(zhuǎn)矩的不同路況需要，設(shè)計(jì)不同的液壓回路：即平坦需要高流量低扭矩，可快速行駛；路況惡劣需要低流量高扭矩，也可以單邊應(yīng)對(duì)各自工況，由此設(shè)計(jì)了串并聯(lián)可切換的雙液壓馬達(dá)驅(qū)動(dòng)的翻拋機(jī)液壓回路，該回路較其他液壓回路結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，經(jīng)濟(jì)實(shí)用.底盤(pán)液壓系統(tǒng)中，當(dāng)兩液壓馬達(dá)串聯(lián)時(shí)，由于流量基本一致，可達(dá)到同步行走.單純的兩個(gè)并聯(lián)馬達(dá)由于兩側(cè)負(fù)載不同較難實(shí)現(xiàn)同步.而對(duì)于履帶行走的產(chǎn)品，由于其底盤(pán)構(gòu)造導(dǎo)致轉(zhuǎn)向阻力矩大，不容易轉(zhuǎn)向.在這種結(jié)構(gòu)下，采用雙馬達(dá)驅(qū)動(dòng)的并聯(lián)系統(tǒng)驅(qū)動(dòng)較笨重的履帶行走產(chǎn)品，就能夠保持其同步性，并且結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、成本低.但在該回路串并聯(lián)切換時(shí)，會(huì)出現(xiàn)液壓沖擊現(xiàn)象，嚴(yán)重影響系統(tǒng)，損壞元件，需要進(jìn)一步探索減緩該現(xiàn)象.

Hippalgaonkar等[2]利用四象限提高了DC架構(gòu)的效率，通過(guò)負(fù)載均衡和功率管理使發(fā)動(dòng)機(jī)功率降低50%，達(dá)到挖掘機(jī)節(jié)能效果，但沒(méi)有設(shè)計(jì)簡(jiǎn)單實(shí)用液壓回路的節(jié)能考慮.林家祥等[3-4]通過(guò)SolidWorks分別對(duì)翻拋裝置、清土裝置進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真分析和靜載荷受力分析等，但沒(méi)有進(jìn)行翻拋機(jī)液壓系統(tǒng)的分析.肖輝等[5]利用Amesim對(duì)液壓馬達(dá)串、并聯(lián)回路進(jìn)行仿真，得出串聯(lián)時(shí)候馬達(dá)的輸出轉(zhuǎn)速是并聯(lián)時(shí)馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)速的兩倍，負(fù)載越大，馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)速的響應(yīng)變慢，超調(diào)量會(huì)變大，調(diào)整時(shí)間也變長(zhǎng)，但沒(méi)有進(jìn)行串并聯(lián)切換分析.張庚云[6]分析了液壓沖擊的產(chǎn)生機(jī)理，建立了數(shù)學(xué)模型，并針對(duì)產(chǎn)生液壓沖擊的回路方面和元件提出了控制方法.王成賓等[7]利用換向控制信號(hào)主動(dòng)預(yù)測(cè)沖擊峰值出現(xiàn)時(shí)間，并據(jù)此調(diào)整用于緩沖的可變阻尼，達(dá)到緩解液壓沖擊的目的.

目前，利用仿真分析翻拋機(jī)液壓行駛系統(tǒng)的研究和分析翻拋機(jī)串并聯(lián)切換時(shí)的沖擊研究都較少，因此，有必要深入研究，合理高效利用其串并聯(lián)特點(diǎn)，減緩沖擊，達(dá)到節(jié)能減排的目的.

1 翻拋機(jī)液壓行駛系統(tǒng)串并聯(lián)回路

1.1 回路設(shè)計(jì)

本設(shè)計(jì)為全液壓驅(qū)動(dòng)，可實(shí)現(xiàn)無(wú)級(jí)變速，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，操作方便，經(jīng)濟(jì)實(shí)用.翻拋機(jī)液壓行駛系統(tǒng)回路原理圖如圖1所示.啟動(dòng)柴油機(jī)1驅(qū)動(dòng)液壓泵2，液壓泵2從油箱吸油，通過(guò)換向閥3給液壓馬達(dá)6、7供油旋轉(zhuǎn)以驅(qū)動(dòng)履帶行走.當(dāng)進(jìn)油壓力超過(guò)溢流閥8額定值時(shí)，進(jìn)油道將通過(guò)溢流閥卸荷，保持系統(tǒng)壓力.三位四通換向閥4、5處于左位時(shí)馬達(dá)順時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)，翻拋機(jī)前進(jìn)；位于右位時(shí)，后退等.其中的二位四通控制閥3是C型，也可以使用常用的M型[8]，閥位于下位時(shí)，兩個(gè)液壓馬達(dá)并聯(lián)連接；閥位于上位時(shí)，兩個(gè)液壓馬達(dá)串聯(lián)連接.

1.2 底盤(pán)行走同步性

履帶運(yùn)動(dòng)方向和阻力方向相反，如圖2所示.圖2中，F(xiàn)1、F2——履帶兩側(cè)前進(jìn)摩擦力；L1、L2——F1、F2的轉(zhuǎn)向力臂；Fr1、Fr2——履帶兩側(cè)驅(qū)動(dòng)力；M——履帶轉(zhuǎn)向的阻力矩；B——履帶中心距.左右履帶驅(qū)動(dòng)前，F(xiàn)r1、Fr2需克服前進(jìn)摩擦力F1、F2，因笨重的履帶產(chǎn)品和底盤(pán)結(jié)構(gòu)，在不能使底盤(pán)轉(zhuǎn)向的前提下，F(xiàn)1+F2的合力保證車輛直線行走.

假如 F1≠F2，不妨設(shè) F1＞F2，當(dāng) F1L1-F2L2小于轉(zhuǎn)向阻力矩M時(shí)，底盤(pán)不能轉(zhuǎn)動(dòng)，最終達(dá)到F1=F2，可達(dá)到驅(qū)動(dòng)底盤(pán)直線行走.當(dāng)被驅(qū)動(dòng)件具有足夠剛度的結(jié)構(gòu)可達(dá)到機(jī)械剛性同步，上述條件符合，可用基于等效機(jī)械同步的辦法建立液壓驅(qū)動(dòng)與行走裝置的力學(xué)模型，如圖3所示.

圖1 行駛系統(tǒng)液壓回路原理圖Fig.1 Hydraulic circuit schematic diagram of the driving system

圖2 履帶底盤(pán)行走受力Fig.2 Walking force of tracked chassis

圖3 等效力學(xué)模型Fig.3 Equivalent mechanical model

2 翻拋機(jī)液壓行駛系統(tǒng)分析

2.1 單泵雙液壓馬達(dá)的串聯(lián)系統(tǒng)分析

串聯(lián)系統(tǒng)是第一個(gè)液壓馬達(dá)的進(jìn)油口與液壓泵和末一個(gè)液壓馬達(dá)的出油口與油箱相連外，其余進(jìn)出口均順序相連.若不計(jì)漏泄，雙液壓馬達(dá)的串聯(lián)系統(tǒng)的流量為：

把式（3）代入式（2）中，得：

同理，

把式（5）代入式（4）中，得：

把式（7）代入式（6）中，得：

式中：M1、M2——液壓馬達(dá)1、2的外負(fù)載扭矩；qm1、qm2——液壓馬達(dá)1、2的排量；RY1、RY2——閥1、2的液阻；ηm1、ηm2——液壓馬達(dá)1、2的機(jī)械效率；Qb——液壓泵的流量；p4——最后一臺(tái)液壓馬達(dá)的背壓.

可以得出，系統(tǒng)壓力為兩臺(tái)液壓馬達(dá)壓力與管路壓力、閥液阻和背壓之和；第一臺(tái)馬達(dá)的出口壓力幾乎等于第二臺(tái)的進(jìn)口壓力（有管路、閥液阻損耗）.當(dāng)系統(tǒng)壓力一定時(shí)，閥壓力不變，兩馬達(dá)壓力隨負(fù)載變化而變化，且兩者會(huì)有分壓，當(dāng)?shù)谝慌_(tái)馬達(dá)壓力過(guò)大會(huì)影響第二臺(tái)馬達(dá)的壓力[8].

2.2 單泵雙液壓馬達(dá)的并聯(lián)系統(tǒng)分析

并聯(lián)系統(tǒng)是指在液壓系統(tǒng)中液壓泵同時(shí)向兩臺(tái)或多臺(tái)液壓馬達(dá)供油，而其回油向同一油箱的系統(tǒng).若液壓泵到換向閥壓力損失忽略不計(jì).

式中：Q1、Q2——液壓馬達(dá)1、2的流量；M——液壓馬達(dá)扭矩；Δp——液壓馬達(dá)工作壓力；ηm——液壓馬達(dá)的機(jī)械效率；ην——液壓馬達(dá)的容積效率.

可以得出，液壓馬達(dá)并聯(lián)時(shí)，系統(tǒng)壓力由馬達(dá)壓力（負(fù)載決定）與管路壓力、閥阻力、流量大小決定.當(dāng)流量一定時(shí)，兩者會(huì)有分流現(xiàn)象（式（10））.當(dāng)系統(tǒng)流量一定時(shí)，一臺(tái)馬達(dá)流量減小，另一臺(tái)增多.根據(jù)式（9），則前者馬達(dá)壓力增大，后者馬達(dá)壓力減??；即前者流量小，扭矩大，后者流量大，扭矩小；反之亦然[9].

2.3 串并聯(lián)切換沖擊分析

該液壓回路在串并聯(lián)切換閥換向時(shí)，使得液壓油速度在馬達(dá)與管道之間發(fā)生變化，這是一個(gè)動(dòng)能向壓力能轉(zhuǎn)換反復(fù)重復(fù)的過(guò)程，最后由于液阻的作用全部轉(zhuǎn)換為熱能[6].

根據(jù)能量守恒定律：

化簡(jiǎn)得：

式中：V——容積；M——負(fù)載和馬達(dá)總質(zhì)量；ρ——液壓油密度；Ke——容器的體積彈性模量；v0——液體體積.

馬達(dá)和負(fù)載由于慣性作用使液壓馬達(dá)的右腔產(chǎn)生沖擊壓力Δp，Δt為變化時(shí)間；Δv為速度變化.根據(jù)動(dòng)量定理得：

即：

若正常情況下的壓力為p0，則出現(xiàn)液壓沖擊時(shí)的最大壓力：

換向時(shí)，瞬間時(shí)間短，速度驟減，速度差大，導(dǎo)致液壓變化大，液壓沖擊較大.

3 翻拋機(jī)液壓行駛回路建模

3.1 液壓行駛回路選型

整機(jī)重量6 t，即58.8×103N；滾動(dòng)阻力系數(shù)，取0.06（干土路）[10-11]；爬坡能力20%：地面縱坡度α′=4°，履帶驅(qū)動(dòng)鏈輪的節(jié)圓半徑取240 mm；空載行駛速度取3.0 km/h，作業(yè)速度取1.5 km/h；履帶機(jī)械效率取0.96～0.97；附著重量利用系數(shù)取0.60（松散土路，凸棱履帶）[9-10]；額定滑轉(zhuǎn)率取0.06；作業(yè)阻力T取5×103N；馬達(dá)工作壓力取16 MPa.由此，根據(jù)計(jì)算選取馬達(dá)型號(hào)為QJM21-0.8；扭矩為1 913 N·m；排量為808 mL/r.選取行走泵為A4VSO125，最大工作壓力為40 MPa；最大流量為225 L/min.

3.2 液壓行駛回路建模

不考慮其他閥，簡(jiǎn)化模型，建立Amesim仿真模型[12-14]，如圖4所示.

根據(jù)選型，設(shè)置仿真模型元件的參數(shù)，如表1所示.

圖4 AMESim仿真模型Fig.4 Amesim simulation model

表1 仿真模型主要參數(shù)設(shè)置Tab.1 Main parameter settings of the simulation model

進(jìn)行行駛回路分析，設(shè)定前5 s并聯(lián)兩個(gè)液壓馬達(dá)負(fù)載扭矩1 800 N·m，后5 s串聯(lián)負(fù)載扭矩1 100 N·m，得到圖5和圖6曲線.從圖5可看出兩個(gè)馬達(dá)的扭矩曲線和轉(zhuǎn)速曲線的走向是一致的，可以知道設(shè)計(jì)的回路符合設(shè)計(jì)需求.

圖5 液壓馬達(dá)的扭矩曲線Fig.5 Torque curve of hydraulic motor

圖6 液壓馬達(dá)的轉(zhuǎn)速曲線Fig.6 Speed curve of hydraulic motor

4 液壓沖擊仿真分析

圖4中二位四通閥先用下位后用上位，馬達(dá)先并聯(lián)，后串聯(lián)，一是符合實(shí)際中為了防止流量過(guò)大，速度過(guò)快；二是可適應(yīng)兩邊工況.Amesim中使用三位四通閥的上位和中位代替串并聯(lián)切換閥，設(shè)置前5 s為并聯(lián)，后5 s串聯(lián).簡(jiǎn)化模型后經(jīng)過(guò)分析，換向時(shí)在左馬達(dá)到串并聯(lián)切換閥之間由于馬達(dá)旋轉(zhuǎn)慣性，出現(xiàn)液壓沖擊.

1）改變串并聯(lián)切換閥換向時(shí)間減緩沖擊

改變串并聯(lián)閥的換向響應(yīng)時(shí)間，即圖7中改變頻率.由圖8可知，頻率從80 Hz減小到20 Hz，沖擊逐步減小，即對(duì)應(yīng)的閥響應(yīng)時(shí)間越長(zhǎng)沖擊越小；但減緩有滯后性，液壓回路選型時(shí)要注意換向響應(yīng)時(shí)間的閥選擇.

圖7 閥響應(yīng)時(shí)間緩沖仿真模型Fig.7 Simulation model of response time buffer of valve

圖8 閥頻率仿真壓力曲線Fig.8 Valve frequency simulation pressure curve

2）加溢流閥減緩沖擊

在產(chǎn)生沖擊處添加溢流閥可減緩沖擊（仿真模型見(jiàn)圖9），當(dāng)產(chǎn)生壓力大于所設(shè)定壓力時(shí)，溢流閥作用緩沖.從圖10中可知，溢流閥設(shè)置壓力越接近工作壓力數(shù)值，減緩效果越好，但有滯后性.實(shí)際工作中不易得到馬達(dá)實(shí)時(shí)工作壓力，所以溢流閥所需工作壓力不易設(shè)置.

圖9 溢流閥緩沖仿真模型Fig.9 Buffer simulation model of overflow valve

圖10 溢流閥緩沖壓力曲線Fig.10 Buffer pressure curve of overflow valve

3）加蓄能器減緩沖擊

當(dāng)油路壓力升高時(shí)，油液進(jìn)入蓄能器，可以吸收液壓沖擊（仿真模型如圖11所示）.通過(guò)仿真曲線圖12可知，加上蓄能器后，液壓沖擊大幅度減緩，完全吸收沖擊.

圖11 蓄能器緩沖仿真模型Fig.11 Buffer simulation model of accumulator

圖12 蓄能器緩沖壓力曲線Fig.12 The buffer pressure curve of the accumulator

5 結(jié)論

從分析結(jié)果，可以得到以下結(jié)論：

1）設(shè)計(jì)的翻拋機(jī)液壓回路簡(jiǎn)單實(shí)用、成本低，兩速模式，可利用履帶底盤(pán)結(jié)構(gòu)特點(diǎn)在一定條件下達(dá)到同步行走，符合工況要求；

2）串并聯(lián)切換閥換向時(shí)，閥響應(yīng)越長(zhǎng)液壓沖擊越?。患尤胍缌鏖y后設(shè)置其開(kāi)啟數(shù)值越接近馬達(dá)工作壓力，減緩沖擊效果越好，但不易對(duì)其實(shí)時(shí)設(shè)置；兩者都有減緩滯后性；加入蓄能器后，液壓沖擊吸收最明顯，所述對(duì)翻拋機(jī)液壓回路設(shè)計(jì)和選型提供經(jīng)驗(yàn).