雙泵合流液壓系統(tǒng)轉(zhuǎn)向動力學(xué)特性與能耗分析

季 鵬

（三江學(xué)院機(jī)械與電氣工程學(xué)院，江蘇 南京 210012）

1 引言

鉸接式工程車輛由于轉(zhuǎn)向過程中受力情況復(fù)雜多變，車體會產(chǎn)生有較大的滑動，嚴(yán)重影響重型載重車輛的轉(zhuǎn)向性能。如何在降低能耗的同時提高轉(zhuǎn)向效率已成為研究的重點。因此，研究裝載機(jī)作業(yè)過程中的轉(zhuǎn)向特性對整車安全性及行駛穩(wěn)定性具有現(xiàn)實意義。目前對裝載機(jī)轉(zhuǎn)向裝置的研究主要集中在液壓系統(tǒng)的動態(tài)特性和動力學(xué)模型的研究，文獻(xiàn)[1-2]研究了給定任意前瞬心點的后驅(qū)四輪模型和等效三輪模型。文獻(xiàn)[3]研究了空載和滿載兩種狀態(tài)下轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的動力學(xué)特性。文獻(xiàn)[4]研究了實際工況中影響轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性的因素和能量消耗。文獻(xiàn)[5]研究發(fā)現(xiàn)離心力對車輛轉(zhuǎn)向性能具有一定程度的影響。文獻(xiàn)[6]通過AMEsim與ADAMS軟件研究了工作裝置液壓系統(tǒng)壓力、流量等參數(shù)的動態(tài)特征和能耗分布。

綜上，以裝載機(jī)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)為研究對象，通過動力學(xué)模型和虛擬樣機(jī)聯(lián)合仿真模型研究車速和載荷對轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)動態(tài)特性的影響，對液壓系統(tǒng)進(jìn)行了試驗，得到了不同作業(yè)過程下轉(zhuǎn)向過程液壓系統(tǒng)內(nèi)部的壓力和功率隨外載荷的變化規(guī)律及節(jié)能效果。

2 轉(zhuǎn)向過程運(yùn)動學(xué)分析

2.1 轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)動力學(xué)模型

鉸接式裝載機(jī)轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)原理圖，如圖1所示。0點為前后車架鉸接點，軸距為L1+L2，輪距為B，鉸接點與前橋的距離為L1，鉸接點與后橋距離為L2。θ為轉(zhuǎn)向角。E和E1為轉(zhuǎn)向油缸與前車架的鉸點，F(xiàn)和F1為轉(zhuǎn)向油缸與后車架的鉸點。

圖1 轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)原理圖Fig.1 Diagram of Steering Mechanism

式中：Cd—閥流量系數(shù)；w—閥口面積梯度；xv—閥芯位移；ps—恒定供油壓力；ρ—液壓油密度。

優(yōu)先閥閥芯平衡方程有：

式中：P1、P2—節(jié)流前后的壓力；A1—優(yōu)先閥閥芯端面面積；k—優(yōu)先閥控制彈簧剛度；x—優(yōu)先閥控制彈簧壓縮量。

驅(qū)動輪胎的主動轉(zhuǎn)矩為[8]：

式中：TK1—驅(qū)動輪胎主動轉(zhuǎn)矩；PK1—輪胎驅(qū)動力；rd1—輪胎動力半徑；f1—輪胎滾動阻力參數(shù)；Z—垂直方向上輪胎載荷。

轉(zhuǎn)向時外側(cè)活塞所受作用力[9]：

式中：η—轉(zhuǎn)向液壓缸的效率；P1—無桿腔壓力；P2—有桿腔壓力；D—活塞直徑；D1—活塞桿直徑。

2.2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)仿真模型

轉(zhuǎn)向系統(tǒng)依靠泵、閥和液壓缸等執(zhí)行機(jī)構(gòu)和液壓驅(qū)動系統(tǒng)的聯(lián)合動作來實現(xiàn)轉(zhuǎn)向，其原理圖，如圖2所示。當(dāng)轉(zhuǎn)動方向盤開始轉(zhuǎn)向時，控制系統(tǒng)會優(yōu)先讓轉(zhuǎn)向泵的部分液壓油來驅(qū)動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，多余的油則通過優(yōu)先閥被輸入其他工作裝置液壓系統(tǒng)。

圖2 液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)Fig.2 Hydraulic Steering System

動力學(xué)仿真所需的虛擬樣機(jī)模型，如圖4所示。發(fā)動機(jī)、變速箱和傳動軸等用等效質(zhì)量代替，比如質(zhì)量中心的位置和轉(zhuǎn)動慣量等，并增加輪胎和道路模型，具體參數(shù)[10]，如表1所示。

圖3 轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)機(jī)-液聯(lián)合仿真模型Fig.3 Joint Simulation Model of Machine and Liquid

圖4 裝載機(jī)虛擬樣機(jī)模型Fig.4 Virtual Prototype Model of Loader

表1 輪胎參數(shù)Tab.1 Tire Parameters

具體參數(shù)[11-12]，如表1～表3所示。

表2 整車各部件特性參數(shù)Tab.2 Characteristic Parameters of Each Part of the Vehicle

表3 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)仿真參數(shù)Tab.3 Simulation Parameters of Steering System

3 行駛轉(zhuǎn)向仿真分析

3.1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)動力學(xué)分析

輪胎承受的垂直載荷與轉(zhuǎn)向角之間的關(guān)系，如圖5所示。在將轉(zhuǎn)向角由0°增加到40°的過程中，左前輪和左后輪的垂直載荷幾乎呈線性增加，而右后輪的垂直載荷變化正好相反，并且后輪胎負(fù)荷的變化率大于前輪。輪胎的側(cè)向力和轉(zhuǎn)向角之間的關(guān)系，各個輪胎的側(cè)向力隨轉(zhuǎn)向角的增大而線性增大，側(cè)向力以相對較小的轉(zhuǎn)向角增大，如圖6所示。

圖5 輪胎垂直載荷與轉(zhuǎn)向角關(guān)系Fig.5 Relation between Vertical Load and Steering Angle of Tyres

圖6 輪胎側(cè)向力與轉(zhuǎn)向角關(guān)系Fig.6 Relationship between Lateral Force and Steering Angle of Tyres

隨著轉(zhuǎn)彎角度的增大，側(cè)向力趨于穩(wěn)定，并且與輪胎滑動速率的變化有關(guān)。轉(zhuǎn)向角越大，轉(zhuǎn)向半徑越小，輪胎的側(cè)向力越大，轉(zhuǎn)向難度越大，轉(zhuǎn)向能力越低，輪胎的磨損和能耗越大。在四個不同擋位車速下轉(zhuǎn)向過程的油缸剛度變化曲線，剛度在加載初期變化很小，載重量超過2000kg后，動臂油缸剛度變化較大，如圖7所示。由于油液可壓縮，隨著載重量的不斷增加，油缸的剛度值增大，且隨著裝載機(jī)物料的增加，轉(zhuǎn)向速度越大，剛度值變化越顯著。

圖7 剛度隨載重量的變化Fig.7 Stigma with Load

3.2 轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)能耗分析

根據(jù)流量和壓力的變化即可計算出轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)各處的功耗分配，如圖8所示。當(dāng)裝載機(jī)操作員以恒定的速度轉(zhuǎn)彎時，在轉(zhuǎn)向初期，裝載機(jī)具有較大的慣性載荷，產(chǎn)生較大的沖擊，導(dǎo)致轉(zhuǎn)向泵出口和轉(zhuǎn)向液壓缸壓力上升，造成較大的能量損失。在轉(zhuǎn)向過程中，隨著時間的推移，壓力會逐漸降低到穩(wěn)定狀態(tài)。

圖8 轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)功耗Fig.8 Power Consumption of Steering Hydraulic Systems

根據(jù)各處的功耗和轉(zhuǎn)向泵的功率計算出各處的能耗及各處轉(zhuǎn)向效率，如表4所示。當(dāng)發(fā)動機(jī)處于高速運(yùn)轉(zhuǎn)時，在滿載快速轉(zhuǎn)動方向盤時液壓系統(tǒng)效率非常低大約為17.5%。主要原因是在高速時轉(zhuǎn)向泵出口的流量比轉(zhuǎn)向所需的流量大得多。在轉(zhuǎn)向方向盤的過程中，液壓油通過優(yōu)先閥泄漏回油箱，并損失大量能量。當(dāng)發(fā)動機(jī)處于怠速狀態(tài)轉(zhuǎn)向時液壓系統(tǒng)的效率為45.7%，主要原因是當(dāng)引擎閑置并轉(zhuǎn)向快速方向盤時，轉(zhuǎn)向泵出口的流量完全用于轉(zhuǎn)向，使得通過優(yōu)先閥溢流回到油箱的流量為0。然而，當(dāng)發(fā)動機(jī)處于空轉(zhuǎn)狀態(tài)時，轉(zhuǎn)向裝置中的液壓馬達(dá)起到油泵的作用，用轉(zhuǎn)向泵提供所需的能量。所以，轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)的效率與車速和轉(zhuǎn)向的快慢密切相關(guān)。

表4 滿載轉(zhuǎn)向能耗Tab.4 Energy Consumption for Fully Loaded Steering

4 轉(zhuǎn)向測試結(jié)果

為了研究裝載機(jī)同軸流量放大轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)的工作特性，對裝載機(jī)在典型工況下的轉(zhuǎn)向狀態(tài)進(jìn)行了現(xiàn)場試驗，并對雙泵組合液壓系統(tǒng)的壓力參數(shù)進(jìn)行了測試。

圖9 鉸接式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)Fig.9 Hinged Steering System

試驗樣機(jī)在滿載工況下實現(xiàn)轉(zhuǎn)向過程，對轉(zhuǎn)向液壓缸的壓力和轉(zhuǎn)向泵的出口壓力進(jìn)行測量，轉(zhuǎn)向泵通過優(yōu)先閥與工作泵結(jié)合，因此，壓力不僅取決于左右轉(zhuǎn)向缸的負(fù)載，也取決于工作的液壓缸。液壓系統(tǒng)壓力值在轉(zhuǎn)向中波動較大，壓力損失較大，會造成較大的能量損失，如圖10（a）所示。由于路面粗糙度的影響，如果方向盤一直處于調(diào)整狀態(tài)，轉(zhuǎn)向液壓缸壓力出現(xiàn)一定的波動。工作泵輸出功率減去液壓系統(tǒng)的消耗功率即為轉(zhuǎn)向過程的能耗，由于雙泵合流后減小了溢流，從而使轉(zhuǎn)向過程更節(jié)能，如圖10（b）所示。

圖10 實驗結(jié)果Fig.10 Experimental Results

5 結(jié)論

由于裝載機(jī)工作環(huán)境惡劣、行駛路況較差且承載重量較大，轉(zhuǎn)向性能的好壞直接影響整車的結(jié)構(gòu)安全和節(jié)能性能，基于整車虛擬樣機(jī)模型模擬了不同作業(yè)工況下不同參數(shù)對轉(zhuǎn)向過程動態(tài)特性的影響。通過試驗測試了作業(yè)過程中轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)內(nèi)部的動態(tài)變化，得到如下結(jié)論：（1）建立整機(jī)的虛擬樣機(jī)模型，模擬轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的多體動力學(xué)特性，得到了各個輪胎的載荷特性，發(fā)現(xiàn)轉(zhuǎn)向角越大，輪胎所受的載荷越大；轉(zhuǎn)向半徑越小，輪胎的側(cè)向力越大。（2）當(dāng)發(fā)動機(jī)處于高速運(yùn)轉(zhuǎn)時，在滿載快速轉(zhuǎn)動方向盤時液壓系統(tǒng)效率非常低大約為17.5%；當(dāng)發(fā)動機(jī)處于怠速狀態(tài)轉(zhuǎn)向時液壓系統(tǒng)的效率為45.7%。