基于Automation Studio工程車輛鏟斗舉升機構(gòu)特性分析

劉義付，孫瑞霞

（黃河交通學院汽車工程學院，河南 焦作 454000）

1 引言

鏟運機作為重要的工程車輛，其車體中部由鉸接點連接，整車具有良好的轉(zhuǎn)向特性，被廣泛應(yīng)用于礦山開采運輸中。舉升作業(yè)工況包括鏟裝和卸載過程，是實現(xiàn)整車運輸?shù)闹匾ＷC。而鏟斗的整個作業(yè)過程中，由于貨物的裝卸，使得整個工作機構(gòu)受力情況復(fù)雜，在設(shè)計過程中，需要重點考慮，尤其是舉升缸和傾翻缸的參數(shù)設(shè)計［1］。因此，對整個舉升機構(gòu)工作過程進行系統(tǒng)分析，對主要液壓缸的參數(shù)進行設(shè)計，具有重要的應(yīng)用價值。

國內(nèi)外學者對鏟運機的舉升機構(gòu)進行了一定研究：文獻［2］采用液壓軟件建模方法，對舉升系統(tǒng)的液壓系統(tǒng)特性進行分析，對各類閥體進行選型設(shè)計；文獻［3］采用模擬試驗的方法，對不同尺寸液壓缸與舉升機構(gòu)進行匹配試驗，選擇合適流量的缸體參數(shù)；文獻［4］基于有限元分析，搭建舉升機構(gòu)的模型，對舉升機構(gòu)的工作半徑進行優(yōu)化，以達到最優(yōu)尺寸設(shè)計；文獻［5］采用試驗方法，對整車的液壓系統(tǒng)進行測試，獲取不同缸體的工作行程和時間，并對部分缸體的參數(shù)進行調(diào)整，以獲取最優(yōu)設(shè)計方案。

針對鏟運機的舉升工作機構(gòu)進行分析，基于鏟斗舉升機構(gòu)的受力分析，獲取整個過程中主要缸體和結(jié)構(gòu)的載荷和工作行程變化特點；在理論分析的基礎(chǔ)上，基于Automation Studio 對舉升機構(gòu)進行液壓系統(tǒng)建模，對舉升缸和傾翻缸的主要參數(shù)進行設(shè)計，分析滿載工況，兩個缸體的位移和壓力變化；采用5060液壓測試系統(tǒng)，對某實車舉升機構(gòu)進行測試，獲取主要缸體的行程、動作時間及最大載荷，與仿真分析結(jié)果進行對比。

2 舉升缸受力分析

2.1 鏟運機結(jié)構(gòu)

鏟運機基本結(jié)構(gòu)，如圖1所示。

圖1 鏟運機基本結(jié)構(gòu)Fig.1 Basic Structure of Scraper

鏟運機為鉸接式車體，前部為工作車體，后部提供動力，整個車輛通過工作裝置實現(xiàn)對貨物的裝載運輸［6］，主要包括鏟斗、舉升臂、連桿、搖臂及相關(guān)軸銷等，使車輛實現(xiàn)鏟、裝、卸物料。

2.2 鏟斗受力分析

當鏟斗裝滿物料收斗完畢后，傾翻油缸鎖止，接下來兩舉升油缸開始動作，使大臂舉升。地下鏟運機工作過程中，大臂舉升有兩種工礦，第一種是大臂舉升到最高位置后進行卸料，第二種是大臂舉升到最高位置的一半高度后便進行卸料。在舉升過程中傾翻油缸處于鎖止狀態(tài)，轉(zhuǎn)向泵和工作泵進行合流共同為舉升缸供油使其活塞桿伸長，活塞桿伸長過程中主要克服鏟斗和鏟斗內(nèi)的物料重力及舉升臂的自重［7］，如圖2所示。

圖2 舉升臂舉升過程示意圖Fig.2 Schematic Diagram of Lifting Process

由于在整個舉升過程中整個工作裝置（鏟斗，大臂，舉升缸等）繞固定點O（舉升臂與前機架鉸接點）旋轉(zhuǎn)，所以可由力矩平衡原理就出舉升缸的受力情況。

對舉升臂和舉升油缸進行運動學分析，在舉升過程中，大臂從最低位置開始舉升到最大舉升位置繞點O總共旋轉(zhuǎn)75°，由于舉升缸與大臂鉸接點B和鏟斗與大臂鉸接點E在大臂上的位置時固定不變的，可知鉸接點B和鉸接點E這兩個鉸接點也繞點O旋轉(zhuǎn)了75°。所以可求得隨著大臂舉升角度的變化舉升缸伸長長度的變化［8］。同理，亦可求出鏟斗（及鏟斗內(nèi)重物）和舉升臂質(zhì)心到固定點O（舉升臂與前機架鉸接點）的力臂的變化，數(shù)據(jù)如表1所示。由運動學分析可得，當大臂處于最低位置時，舉升缸伸長最短且為1309.9mm；當大臂舉升到最高位置時，舉升缸伸長最長且為2147.4mm，由此可求得整個舉升過程中舉升缸最大行程為2147.4-1309.9=837.5mm。

表1 各力臂的變化Tab.1 Analysis of the Arms

當滿載時取鏟斗與物料最大質(zhì)量為17762kg，舉升臂質(zhì)量為2945.6kg由對大臂與前機架鉸接點的力矩平衡原理及兩舉升缸剛性聯(lián)接，舉升過程中受力相等的原則，可得大臂舉升過程中兩個舉升缸的受力情況，如表2所示。

表2 舉升缸受力Tab.2 Forces of the Lift Cylinder during the Boom Raising Process

大臂下落過程中鏟斗空載，同理，可由力矩平衡求出大臂下落過程中兩個舉升缸每個缸的受力，如表3所示。此時，舉升缸受力方向與其活塞桿運動方向相同。

表3 大臂下落過程中舉升缸受力Tab.3 Force of the Lift Cylinder during the Falling of the Boom

結(jié)合圖3 對鏟斗放斗—插入物料—撬動—滿載收斗—卸料—空載收斗過程運動學分析可求得傾翻油缸在鏟斗放斗—插入—滿載收斗過程中行程為826mm，在鏟斗卸料—空載收斗過程中行程855mm。由于在一次完整工作過程中鏟斗要進行放斗—插入—滿載收斗和卸料—空載收斗過程，整個過程中傾翻油缸要伸縮兩次。

在地下鏟運機插入物料前，傾翻油缸首先動作（活塞桿伸出）進行空載放斗，使鏟斗鏟刃幾乎與水平地面向平（此時鏟刃插入地面，鏟斗與地面成4°角）［9］。在鏟斗空載放斗過程中，傾翻油缸活塞桿伸長來推動連桿和搖臂繞鉸接點B（B′）轉(zhuǎn)動，從而使鏟斗繞其與大臂鉸接點O進行順時針轉(zhuǎn)動，如圖3（a）所示。到鏟斗完全放平時，連桿從DB位置運動到D′B′位置，搖臂從CB位置運動到CB′位置，鏟斗繞鏟斗與大臂鉸接點O轉(zhuǎn)動，并且鏟斗總共轉(zhuǎn)動了63°。

接著開始前進使鏟斗的鏟刃首先插入料堆，鏟刃前方受到物料給其的水平作用阻力（圖3（a）中Fx），隨著鏟刃插入料堆深度的增加，F(xiàn)x也隨之增加，直到當鏟斗所受的插入阻力等于鏟運機所受地面最大附著力時，車輪便打滑不在前行。

當舉升臂舉升到最高位置后，舉升油缸被鎖止，液壓泵又開始給傾翻油缸供油使其活塞桿伸出，來帶動連桿和搖臂轉(zhuǎn)動使鏟斗翻轉(zhuǎn)進行卸料，如圖3（b）所示。當卸料完全結(jié)束時，如圖3（c）所示。接著傾翻油缸活塞桿縮進來使鏟斗翻轉(zhuǎn)進行空載收斗，當完全收斗后，如圖3（a）所示。

圖3 鏟斗作業(yè)過程示意圖Fig.3 Schematic Diagram of the Bucket Operation Process

在鏟斗空載放斗過程中，傾翻油缸活塞桿伸出使空載的鏟斗翻轉(zhuǎn)以使其與鏟掘地面相平［10］。根據(jù)力矩平衡原理對傾翻油缸進行動力學分析可得傾翻油缸在此過程中所受外載從24.8kN變化到30kN，且變化趨于線性變化。

由以上分析可得在鏟斗插入物料到車輪打滑鏟斗而不能再進一步插入物料過程中，傾翻油缸活塞桿受到的外力從30kN急劇增大到201kN。

在鏟斗滿載卸料過程中，傾翻油缸活塞桿再次伸出使?jié)M載的鏟斗翻轉(zhuǎn)繞點E以使物料卸出。而且當物料重心偏出鏟斗與舉升臂鉸接點時，物料便可依靠其自重來使鏟斗卸料。由力矩平衡可得傾翻油缸所受外載從112kN變化到52kN，且變化趨于線性變化。此后鏟斗依靠物料自重來進行卸料，傾翻缸幾乎不再受外力。

在上述兩個過程中，傾翻油缸所受最大載荷為410.51kN，發(fā)生在鏟斗開始撬動時。

2.3 工作液壓系統(tǒng)模型

工作與轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)采用雙泵合流技術(shù)，系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)，如圖4所示。

圖4 轉(zhuǎn)向與工作液壓系統(tǒng)Fig.4 Steering and Working Hydraulic System

2.3.1 舉升缸參數(shù)

開始時，所受外力為372.169kN，工作液壓系統(tǒng)壓力暫取P=21MPa，速比1.46。由：

得：D=150.216mm，d=84.318mm，根據(jù)GB/T 2348-1993，標準化得：D=160mm，d=90mm，L=830mm。

由于兩只舉升油缸是相對于鏟斗豎直中心面是對稱安置的，在地下鏟運機實際工作中由于鏟斗鏟裝及舉升物料時鏟斗內(nèi)的物料未必均與分布及物料一般是混合物密度也不一，所以兩舉升油缸受力有時會有一定的差別。但為了工作液壓系統(tǒng)操作的穩(wěn)定性，一般要盡可能使兩只舉升油缸受力趨于相等，所以在Automation Studio仿真中采用剛性聯(lián)接的舉升油缸。

2.3.2 傾翻缸參數(shù)

所受最大載荷為410.51kN，發(fā)生在鏟斗撬動開始收斗時。工作液壓系統(tǒng)額定壓力暫取為P=21MPa，傾翻油缸速比取為1.33。由：

得：D=178.942mm，d=77.628mm。考慮傾翻缸在整個工況兩次伸出回縮的最大行程和根據(jù)GB/T 2348-1993，對傾翻油缸標準化得：D=180mm，d=90mm，L=860mm。

2.3.3 工作泵

由舉升油缸和傾翻油缸參數(shù)可知，舉升油缸體積比傾翻油缸體積大且工作時所需液壓流量大，又因為鏟運機工作時，舉升油缸與傾翻油缸只交替工作而不同時工作，所以綜合上述兩點，以舉升油缸參數(shù)作為確定工作泵的依據(jù)。最大變化體積V=33.37626L，根據(jù)機械行業(yè)標準JB／T 5500-2004的規(guī)定，工作裝置動作時間≤25s。設(shè)計舉升時間t=8s，行程L=830mm。所選用的康明斯發(fā)動機的額定轉(zhuǎn)速n=2100r/min，則油缸流量Q=60V/t=250.32195 L/min，工作裝置所需排量：

式中：i—變矩器驅(qū)動泵的速比；η—泵的總效率。

工作泵的排量q=36.348ml/r，由齒輪泵選型數(shù)據(jù)，選擇理論排量為q=44.2ml/r 的齒輪泵，齒輪寬度19.1mm，最大工作壓力275bar，最大連續(xù)工作壓力245bar。

基于Automation Studio搭建鏟運機舉升工作系統(tǒng)模型，如圖5所示。

圖5 系統(tǒng)模型Fig.5 System Model

3 工作過程受力分析

3.1 舉升缸

選取滿載工況進行分析，舉升缸的速度、壓力隨位移變化曲線，如圖6所示。

圖6 滿載舉升時舉升缸參數(shù)變化Fig.6 Change in Lift Cylinder Parameters when Fully Loaded

由圖可知，整個過程中，速度基本無較大變化，波動比較小，整個過程持續(xù)時間為8.5s，初始速度在7.16cm/s，2s之后，速度提升到11cm/s。從壓力變化曲線可以看出，進油腔壓力瞬間提升，從7bar提升到187bar，隨著外載荷的變化，壓力逐漸減小，最終為163bar。

3.2 傾翻油缸

傾翻油缸操縱鏟斗工作，整個裝卸過程運動工況復(fù)雜。鏟斗滿載收斗工況受載情況最為復(fù)雜，分析結(jié)果，如圖7所示。

圖7 鏟斗滿載收斗工況分析結(jié)果Fig.7 Bucket Full Load Bucket Analysis Results

由圖可知，整個過程共計用時4s，整個過程分為兩個階段，撬動過程和翻轉(zhuǎn)過程，前一過程活塞桿速度在15cm/s左右，后一過程僅需克服各部分的重力作用，速度波動較小，在25cm/s附件波動。前一個過程中，傾翻油缸所承受的外載荷比較大，有桿腔的壓力從218bar減小到151bar，而后一過程，外載荷繼續(xù)減小，壓力繼續(xù)減小到87bar。

4 實車測試分析

采用5060液壓測試儀，對實車的舉升機構(gòu)進行測試，測試系統(tǒng)原理和傳感器安裝，如圖8所示。

圖8 試驗測試系統(tǒng)Fig.8 Test System

操縱鏟斗進行挖掘裝載和卸載，整個過程中，性能曲線，如圖9所示。由圖可知，整個過程持續(xù)9s，行程702mm，鏟斗油缸伸出過程動作平穩(wěn)，達到最大位移時出現(xiàn)嚴重液壓沖擊，但斗桿聯(lián)具有安全閥，設(shè)置安全保護壓力280bar，與實測壓力曲線尖峰值吻合。鏟斗卸荷動作歷時2.34s，油缸卸荷壓力為61.03bar。

圖9 測試結(jié)果Fig.9 Test Results

對各液壓缸試驗數(shù)據(jù)進行總結(jié)，得出各試驗測試結(jié)果并與理論計算數(shù)據(jù)進行對比，如表4所示。

表4 測試結(jié)果對比Tab.4 Comparison of Test Results

由表中分析結(jié)果可知，油缸的實際工作行程均小于仿真分析值，表明實際中油缸達到最大位置時，仍有一定的富余量，保證各油缸的活塞不發(fā)生觸底現(xiàn)象；同時油缸的仿真分析時間和實際測試時間基本一致，誤差控制在3%以內(nèi)，表明分析的可靠性。

5 結(jié)論

（1）當大臂處于最低位置時，舉升缸伸長最短且為1309.9mm；當大臂舉升到最高位置時，舉升缸伸長最長且為2147.4mm，由此可求得整個舉升過程中舉升缸最大行程為837.5mm；傾翻油缸所受最大載荷為410.51kN，發(fā)生在鏟斗開始撬動時；

（2）鏟斗滿載時舉升臂從最低位置舉升到最高位置時間為8.5s，傾翻缸動作的時間為14.7s左右，鏟斗空載收斗時間為3.7s，整個過程滿足實際工作時間的操作要求；

（3）實車測試與仿真分析之間的誤差小于3%，表明分析結(jié)果是可靠的，油缸的實際工作行程均小于仿真分析值，表明實際中油缸達到最大位置時，仍有一定的富余量，保證各油缸的活塞不發(fā)生觸底現(xiàn)象。