多功能搶險救援車調(diào)平系統(tǒng)設(shè)計及試驗研究＊

王 恒 李金川 李 軍

1 徐州工程機(jī)械集團(tuán)有限公司 徐州 221004 2 江蘇徐工工程機(jī)械研究院有限公司 徐州 221004 3 徐工集團(tuán)高端工程機(jī)械智能制造國家重點(diǎn)實驗室 徐州 221004

0 引言

多功能搶險救援車集起重吊鉤、抓石器、救人平臺、液壓剪/擴(kuò)張器、推土鏟、絞盤等多種機(jī)具于一體[1]，主要用于災(zāi)害現(xiàn)場救援以及救援道路疏通。其中，救人平臺功能尤其重要。平臺調(diào)平精度是衡量調(diào)平系統(tǒng)性能的重要指標(biāo)，故設(shè)計合理的調(diào)平系統(tǒng)對多功能搶險救援車至關(guān)重要。

1 調(diào)平系統(tǒng)設(shè)計

平臺調(diào)平的結(jié)構(gòu)形式眾多[2-4]，考慮到救人平臺和抓石器的互換性、整車高度、行駛重心高度等因素，多功能搶險救援車救人平臺工作臂采用圖1所示的混合式結(jié)構(gòu)形式，主、副臂平行布置且均為一級伸縮臂，由連桿機(jī)構(gòu)一和雙副變幅缸實現(xiàn)主、副臂展開與折疊，主、副臂平行布置且夾角范圍為0～180°[5]。當(dāng)主變幅液壓缸或雙副變幅液壓缸動作時，救人平臺通過調(diào)平液壓缸和連桿機(jī)構(gòu)二實現(xiàn)調(diào)平。救人平臺和副臂采用如圖1中所示的快速連接器連接，該連接器能同時實現(xiàn)抓石器的連接。

多功能搶險救援車液壓系統(tǒng)應(yīng)同時滿足起重、救人平臺、抓取等多種不同作業(yè)模式的壓力和流量需求。起重作業(yè)要求效率高，系統(tǒng)流量大，平臺作業(yè)要求響應(yīng)快[6]。因此，起重作業(yè)宜采用負(fù)載敏感系統(tǒng)，平臺應(yīng)采用恒壓系統(tǒng)，調(diào)平液壓系統(tǒng)原理如圖2所示。動力源采用恒壓變量泵，多路閥每路內(nèi)置定差減壓閥[7]，當(dāng)多路閥控制的任一液壓缸動作使平臺產(chǎn)生傾斜，引起角度傳感器變化超過設(shè)定值范圍時，信號經(jīng)轉(zhuǎn)換、比較與放大后，控制器發(fā)出指令控制調(diào)平液壓缸動作實現(xiàn)自動調(diào)平，該過程為閉環(huán)控制。

調(diào)平采用具有雙增益特性曲線的高頻響伺服閥，在調(diào)平系統(tǒng)流量需求較大時響應(yīng)快，閥內(nèi)置位移傳感器，控制精度高于普通的電比例閥。伺服閥配套的放大器，具備三種增益調(diào)節(jié)旋鈕，可根據(jù)液壓缸的面積比調(diào)整增益系數(shù)，也具備微小信號的調(diào)節(jié)能力。由于救援過程中救人平臺和抓手需要頻繁更換，故電液伺服閥和調(diào)平控制箱安裝在平臺上，副臂臂頭僅提供進(jìn)、回油路的快換接口，并且應(yīng)選用能消除殘壓的快換接頭。

圖1 調(diào)平機(jī)構(gòu)

圖2 調(diào)平液壓原理框圖

2 調(diào)平機(jī)構(gòu)仿真分析

多功能搶險救援車最大起重能力為20 t，最大抓取能力為2 t，而平臺額定載重僅400 kg[8]。因此，各液壓缸最大載荷均不發(fā)生在救人平臺工況。根據(jù)起重和抓取工況時液壓缸的鉸點(diǎn)布置和受力分析[5]，結(jié)合機(jī)械設(shè)計手冊，計算得出各液壓缸的參數(shù)如表1所示。表1中液壓缸最大流量以不低于同噸位起重機(jī)性能為依據(jù)選取。

使用ProE建立多功能搶險救援車的三維模型，對各部件按實際關(guān)系進(jìn)行約束，對各液壓缸添加伺服電動機(jī)，分別定義各電機(jī)的速度為各液壓缸最大流量下對應(yīng)的線速度。根據(jù)GB/T 9465—2018《高空作業(yè)車》中最大工作平臺高度的定義，定義平臺站立地面某一點(diǎn)的位置在垂直方向的分量為測量對象。初始條件主臂仰角45°，主、副臂夾角55°，按主變幅起→主臂伸→副變幅起→副臂伸的運(yùn)動路線對平臺運(yùn)動進(jìn)行運(yùn)動仿真，直至主臂仰角79°，主副臂夾角180°，結(jié)果如圖3所示。圖3中平臺最大工作高度為27.2 m，副變幅起過程中平臺上升速度最大，計算得出其值為0.45 m/s，超過GB/T 9465—2018《高空作業(yè)車》中規(guī)定的平臺起升、下降速度不大于0.4 m/s的要求，需要將雙副變幅缸電比例控制閥的電流限制在最大值的85%，以保證平臺起升速度滿足以上標(biāo)準(zhǔn)。

表1 液壓缸參數(shù)

將模型導(dǎo)入ADAMS，將運(yùn)動狀態(tài)一致的模型合并，然后添加運(yùn)動副，最后對平臺施加400 kg重力負(fù)載，如圖4a所示。理論上各伸縮液壓缸動作并不會引起平臺角度的傾斜，因此只對主、副臂變幅工況進(jìn)行仿真。在添加運(yùn)動副時，應(yīng)先給平臺添加與地面的平行副，仿真得到調(diào)平液壓缸的行程曲線，如圖4b，再將曲線擬合成調(diào)平液壓缸的運(yùn)動函數(shù)，如圖4c，然后進(jìn)行調(diào)平仿真，得到調(diào)平液壓缸的受力曲線，如圖4d。由圖4d可知，調(diào)平液壓缸的最大受力為1.1×105N，在此基礎(chǔ)上參照起重機(jī)取1.3倍的系數(shù)，設(shè)定調(diào)平液壓缸額定工作壓力22 MPa，根據(jù)機(jī)械設(shè)計手冊，計算得出調(diào)平液壓缸缸徑、桿徑分別為110 mm、60 mm。由圖4c可知，調(diào)平液壓缸的最大速度為25 mm/s，由缸筒直徑計算得液壓缸所需最大流量為14.2 L/min，調(diào)平伺服閥最大流量設(shè)定為40 L/min。

圖3 平臺高度曲線

圖4 調(diào)平頭液壓缸仿真

考慮到平臺上升和下降過程中，調(diào)平液壓缸大小腔均存在負(fù)載工況，因此需要在液壓缸大小腔加平衡閥。選用的平衡閥先導(dǎo)比為4.5：1，設(shè)定壓力為30 MPa的CBBD-LJN半節(jié)流型平衡閥，該閥芯相較于標(biāo)準(zhǔn)閥芯，流量對控制壓力的敏感度低，因此負(fù)載運(yùn)動速度比標(biāo)準(zhǔn)閥芯相對平穩(wěn)[7]。

3 試驗研究

試驗采用2臺德維創(chuàng)16通道數(shù)據(jù)采集儀，兩臺數(shù)采儀之間采用同步線連接，數(shù)據(jù)采集及分析采用德維創(chuàng)軟件，如圖5a所示，數(shù)據(jù)采集過程中實時采集視頻信號，以備后期數(shù)據(jù)分析查閱。理論上各伸縮液壓缸動作并不會引起平臺角度的傾斜，且數(shù)采儀通道有限，故本次試驗不采集伸縮缸壓力信號。設(shè)置采樣頻率為5 000 Hz，測試對象分別為各變幅液壓缸壓力和位移，壓力和位移傳感器位置如表2所示，其中調(diào)平液壓缸壓力和位移傳感器布置如圖5b所示。

圖5 數(shù)據(jù)采集、分析及調(diào)平液壓缸測點(diǎn)

表2 壓力及位移信號位置

試驗加載宜采用方形標(biāo)準(zhǔn)砝碼，并將砝碼置于平臺內(nèi)部，本實驗由于條件限制，采用圖6所示的圓形標(biāo)準(zhǔn)砝碼400 kg加載。此操作屬登高車的應(yīng)急操作，由于砝碼懸掛于平臺下方的吊耳處，因此平臺下方嚴(yán)禁站人并設(shè)置安全警戒線，并應(yīng)嚴(yán)格限制液壓缸運(yùn)動速度。試驗應(yīng)嚴(yán)格按照作業(yè)平臺的安全工作范圍進(jìn)行，并且當(dāng)平臺到達(dá)安全限界時，控制系統(tǒng)自動停止平臺動作的功能應(yīng)調(diào)試完畢。

當(dāng)初始狀態(tài)主臂角度為65°，主副臂夾角為45°，主、副臂均處于全伸狀態(tài)，副臂變幅起升至最大幅度，即主副臂夾角為180°，測試結(jié)果見圖7。圖7a表明雙副變幅缸勻速運(yùn)動，速度為13.6 mm/s，由雙變幅缸無桿腔面積計算得出雙副變幅缸進(jìn)油流量為22 L/min，同理計算得出調(diào)平液壓缸進(jìn)油平均流量為2.5 L/min。圖7b表明副變幅起升過程中，調(diào)平液壓缸大腔最大壓力約為8 MPa，小腔最大壓力約為16 MPa。調(diào)平液壓缸受力由公式 F1= -π/4×（1102-602）·Y2求得。由圖7c可知該過程中最大受力約為-1.16×105N，液壓缸受拉。

圖6 平臺加載

圖7 副變幅起測試結(jié)果及分析

當(dāng)初始狀態(tài)主臂角度2.5°，主副臂夾角180°，副臂全伸，主臂伸4 m，主臂變幅起升至68°，測試結(jié)果如圖8。圖8a表明主變幅缸在218 s處有速度突變，突變是由于操作手手柄位置抖動產(chǎn)生的，此后速度增大至18.6 mm/s后勻速，由主變幅缸無桿腔面積計算得出主變幅缸進(jìn)油流量為39 L/min，同理計算得到該時間段調(diào)平液壓缸進(jìn)油平均流量僅為0.67 L/min。圖8b表明主變幅起升過程中，調(diào)平液壓缸大腔最大壓力約為6.5 MPa，小腔最大壓力約為14 MPa。調(diào)平液壓缸受力求得如圖8c，由圖可知該過程中最大受力約為-1.03×105N，液壓缸受拉。

當(dāng)初始狀態(tài)主臂角度為67°，主副臂夾角為180°，主、副臂均處于全伸狀態(tài)，主臂變幅起升至79°，測試結(jié)果如圖9所示。圖9a表明主變幅缸勻速運(yùn)動，速度為21.3 mm/s，由主變幅缸無桿腔面積計算得出主變幅缸進(jìn)油流量為44.3 L/min，同理計算得出調(diào)平液壓缸進(jìn)油平均流量為0.6 L/min。該起升過程中調(diào)平液壓缸壓力出現(xiàn)了周期性波動，如圖9b所示，調(diào)平液壓缸受力出現(xiàn)周期性波動，造成壓力波動的原因可能是液壓缸摩擦力波動引起的。將圖9a調(diào)平液壓缸曲線放大如圖9d，可見調(diào)平液壓缸位移曲線呈階梯形，出現(xiàn)了爬行現(xiàn)象。結(jié)合圖8可知，調(diào)平液壓缸出現(xiàn)爬行的速度臨界點(diǎn)在0.96～1.17 mm/s之間。

圖8 主臂變幅起測試結(jié)果及分析

圖9 主臂變幅起測試結(jié)果及分析

4 結(jié)論

1）通過試驗研究表明，主、副臂變幅起升過程中，調(diào)平液壓缸始終受拉，最大拉力1.16×105N，與仿真分析結(jié)果偏差+5.5%，驗證了設(shè)計的正確性。

2）主臂角度由67°變幅至79°時，調(diào)平液壓缸出現(xiàn)了爬行現(xiàn)象，調(diào)平液壓缸出現(xiàn)爬行的速度臨界點(diǎn)在0.96～1.17 mm/s之間。爬行現(xiàn)象影響調(diào)平的平穩(wěn)性和響應(yīng)特性，故應(yīng)進(jìn)一步對平臺的調(diào)平性能進(jìn)行深入試驗研究，采取措施消除爬行現(xiàn)象。