淺析液壓平板車液壓驅動的動力匹配與控制

周長俊

（上海振華重工（集團）股份有限公司，上海 200125）

2021年，第十四個五年規(guī)劃正式出爐，大基建逆勢拉升，中國中冶、中鋁國際、文科園林、西藏天路等板塊領漲。在此背景下，大規(guī)模工程設備載運任務日益繁重，重型液壓平板車呈現(xiàn)出極其廣闊的應用場景。由于液壓平板車多處于特定的極端工作狀態(tài)，訂單式生產過程中，不單單需要確保液壓馬達、發(fā)動機動力之間的默契配合，而且需要提升用動力推動液壓平臺載運車的控制精準性。因此，探索液壓平板載運車的驅動用力方案具有非常重要的意義。

1 液壓平板車液壓驅動的組成

從類別上來看，液壓平板載運車是典型的動力平板車輛，內部配置有動力機組，可經液體壓力循序傳動完成方向轉變動力、驅動力的傳導遞送。一般內部配置由液壓動力機組的平板載運車內部具有若干標準接口，可以從縱向、橫向連接單車模塊，最終連接工字梁制備的抗扭矩車架縱梁、橫梁。以軸線（每一排車輪的軸心連接成的直線）數(shù)量為4、縱列（每一列車輪形成的直線）為2的單車模塊為對象進行分析，其主要包括1個動力機組、1個從動輪組、1個制動系統(tǒng)、1個懸掛總成以及1個驅動輪組、1個車架。其中動力機組內部不僅具有發(fā)動機，而且具有專門的控制閥門、分動箱、微型計算機控制端、變量泵，可以經密集分布的液壓油路管道向元件傳遞，驅動平板載運車完成轉向、行走、舉升動作。

2 液壓平板車液壓驅動的動力匹配

2.1 受力分析

從液體壓力驅動的平板載運車處于平整、順直行進狀態(tài)來看，液體壓力驅動的平板載運車行走機構需要承受一個支撐反向作用力與一個外界阻力、驅動力、滾動阻力。其中支撐反向作用力源于地面，方向與地面呈90.00°；外界阻力源于從動輪行進過程；驅動力源于液壓；滾動阻力源于滾動輪組，驅動力等于滾動阻力、外界阻力之和，載荷則與支撐反向作用力相等，由液體壓力驅動的輪胎承擔，數(shù)量為4個，液體壓力驅動輪組所承受的載荷也被均分成4分。

液體壓力驅動的平板載運車驅動輪組因搖臂與搖臂支架、液壓動力機組與搖臂之間分別經銷軸、球頭鉸鏈相連，缺乏扭矩遞延。在不考慮搖臂、液壓動力機組裝置作用的基礎上，搖臂支架、驅動輪組所承受的力分別源于液體壓力驅動的平板載運車車體、地面，前者可以被等分為4份，后者垂直向上。此時，在假定搖臂支架承受力、驅動輪組中心承受力相等的情況下，可以獲得橫向、縱向兩個方向的力。

液體壓力驅動的平板載運車橋殼承擔著車輪、車體連接任務，地面對車輛作用力可經車輪傳遞。從車輪承受壓力來看，在液體壓力驅動的平板載運車水平方向行進速度一定的情況下，根據(jù)已知的輪胎半徑，可以計算液體壓力驅動的平板載運車輪承受的驅動力、垂直反力、滾動阻力。其中驅動力源于液體壓力，為輪胎切線方向；垂直反力源于地面；滾動阻力源于車輪。同理，可以將液體壓力驅動的平板載運車輪中心平面垂直方向的作用力、驅動橋殼法蘭盤平面上作用力進行均衡處理，在液體壓力驅動的平板載運車輪中軸心平行界面、橋殼中心軸線之間距離以及驅動橋殼法蘭盤水平界面、橋殼中心軸距離一定的情況下，根據(jù)一個已知的液體壓力驅動的平板載運車輪承受地面反力（位于車輪中心軸所在水平面），可以計算等效驅動力、等效滾動阻力。進而根據(jù)液體壓力驅動的平板載運車輪繞中心軸回旋轉動時液體壓力驅動值、附加扭矩之間關系，可以明確液體壓力驅動的平板載運車動力工況。

2.2 匹配方案

根據(jù)液體壓力驅動的平板載運車非開放式驅動特點，泵輸出排量控制主要以發(fā)動機轉動速度一定為前提，由泵內部安置的比例電磁鐵負責；變量馬達則為二次控制方式，由比例換向閥負責完成排量變更?；诖耍后w壓力驅動的平板載運車驅動用力匹配問題就可以轉換為柴油機、變量泵的匹配問題。結合發(fā)動機萬有特殊性質，可得出發(fā)動機運轉速度動態(tài)變換情況下，可以獲得一個處于最高水平的功率、處于最高水平的扭矩，在驅動泵、發(fā)動機無偏差的情況下，需要計算兩個定值，即發(fā)動機輸出功率、驅動泵輸入功率。其中柴油機輸出功率（kW）為柴油機扭矩（N·m）與柴油機轉速（r/min）乘積除以9549.00后的數(shù)值；而驅動泵輸入功率（kW）則為泵出口壓力（MPa）、泵排量（ml/r）、泵轉速（r/min）乘積除以60000.00后的數(shù)值。鑒于柴油機、驅動泵之間傳遞效率的存在，外加液體壓力驅動泵的效率就為傳遞效率（0.95）、泵效率（0.95）與柴油機輸出功率的乘積。

鑒于液體壓力驅動的平板載運車運行過程中，驅動泵、柴油機后部之間的連接方式為串聯(lián)，串聯(lián)工具為聯(lián)軸器，可推斷驅動泵運轉速度、柴油機運轉速度為相同的數(shù)值，在柴油機運轉速度為確定數(shù)值時，驅動泵扭轉力矩、柴油機輸出功率也為相同的數(shù)值。這種情況下，泵出口壓力、泵排量的乘積就與柴油機扭轉力矩、2π乘積相等，泵出口壓力、泵排量的關系可利用雙曲線表示。同時考慮到負載是驅動泵壓力的決定性因素，負載的變更會直接帶動扭轉力矩的轉變，在柴油機扭轉力矩到達非最佳工作點的某一點時，驅動泵、發(fā)動機匹配值下降，為保證柴油機、驅動泵匹配值始終處于最高水平，可以驅動泵排量控制調節(jié)為依據(jù)，促使兩者壓力、排量關系在雙曲線上。

在匹配驅動變量泵、柴油機的基礎上，可以從液態(tài)壓力驅動的平臺載運車行走過程入手，進行馬達輸出扭矩、驅動輪輸出力矩的匹配。一般在忽略系統(tǒng)壓力下降的情況下，液態(tài)壓力驅動的平板載運車牽引力與速度的乘積等于牽引效率、驅動泵功率、3600.00（運動時間換算單位）之間的乘積，牽引力、車速關系可表示為雙曲線，匹配過程與前述驅動變量泵、柴油機匹配類似。

2.3 匹配實例

以總體重量為205.00t的液體壓力驅動平板載運車為例，該載運車自重60.00t，滿載、空載滾動半徑分別為0.40m、0.42m，坡度（65%）、平地滿載車輛運轉速度分別為3.00km/h、6.00km/h，驅動輪、懸架數(shù)量分別為6個、14個，驅動泵、液壓馬達排量分別為126.00ml/r、30.00ml/r，速度減控機傳送比為50.00。根據(jù)上述方案計算車速、牽引力，并在Matlab軟件內校正檢驗牽引效率。得出：在發(fā)動機恒定轉動力矩階段，功率未達到額定數(shù)值，隨著牽引力的增加而減小。在這一階段，驅動系統(tǒng)運行壓力超過額定泵出口壓力的0.20倍但小于額定泵出口壓力的0.85倍，驅動泵排量超過額定泵排量的0.70倍但小于額定泵排量的1.00倍，泵運轉速度超過額定泵轉速的0.30倍但小于額定泵轉速的0.85倍，驅動泵效率變化處于顯著狀態(tài)，最高變化幅度在90.00%以上；在發(fā)動機恒定功率階段，功率達到額定數(shù)值，而牽引力朝著高水平發(fā)展。在這一階段，馬達排量超過額定馬達排量的0.80倍但小于額定馬達排量的1.00倍，系統(tǒng)工作壓力超過額定泵出口壓力的0.40倍但小于額定泵出口壓力的0.85倍，馬達運轉速度超過額定運轉速度的0.10倍但小于額定運轉速度的0.45倍，效率變化處于可忽略狀態(tài)。

進一步分析可知，在經匹配的液體壓力驅動下，牽引力曲線較為平滑，可以滿足無級速度調控要求。即便負載變化，也可以通過排量、壓力的協(xié)同管控達到平穩(wěn)牽引。在液體壓力驅動平板載運車行駛速度超過3.00km/h但小于8.70km/h的情況下，系統(tǒng)達到最大效率，為85%；而在液體驅動平板載運車行駛速度超過9.20km/h時，系統(tǒng)效率開始朝著低水平發(fā)展，最低為73%（對應的行駛速度為15.00km/h）。

3 液壓平板車液壓驅動的動力控制

3.1 動力控制工況

在液體壓力驅動的平板載運車承載重物量達到規(guī)定噸數(shù)的情況下，載運車液體壓力驅動輪組產生的驅動力將達到最高數(shù)值，同一時刻液體壓力驅動的平板載運車驅動橋殼承受的地面反向作用力達到最高水平。在液體壓力驅動的平板載運車行駛道路坡度為10.00%，此時，液體壓力驅動的平板載運車整體總驅動力達到245622.00N，平均分配到4個驅動輪組，對應的驅動輪數(shù)量為8對，每一對液體壓力驅動的平板載運車輪承受的驅動力與驅動輪單邊驅動力處于相同數(shù)值。同時在液體壓力驅動的平板載運車承載重物量達到規(guī)定噸數(shù)且處于平穩(wěn)道路行進時，最高行駛速度可達到6.00km/h；而在液體壓力驅動的平板載運車承載重物量達到規(guī)定噸數(shù)且處于爬坡（坡度10.00%）行進狀態(tài)時，最高行駛速度可達到3.00km/h，液壓驅動載力（動載系數(shù)為1.38）產生阻礙較大。

3.2 液體壓力驅動過程

在驅動過程中，液壓平板載運車內部安置的液壓馬達可以螺絲形式與速度減控機連接，兩者之間間隔液壓馬達法蘭盤。在發(fā)動機驅動下，液壓馬達內部深入速度減控機內部并連接行星齒輪機構的輸出軸開始旋轉，將扭轉力矩向速度減控機行星齒輪機構傳遞。速度減控機在扭轉力矩帶動下環(huán)向轉動，經螺栓與車輪輪輞相連的外法蘭盤則完成將動力傳遞給車輪輪輞，驅動平板載運車運動。

3.3 動力控制策略

根據(jù)液體壓力驅動過程，設計者可以根據(jù)機構緊湊、安裝難度小的原則，選擇可直接在行走速度減控機內插裝的斜軸結構軸向錐形柱塞變量馬達。鑒于液體壓力驅動的平板載運車馬達量較多且分布均勻度不足，可以選擇以強適應能力著稱的EP電液比例控制策略。該控制策略主要包括計算機、轉換裝置、被控制對象三個模塊。其中計算機主要負責接收指令并選擇控制算法；轉換裝置主要負責借助電氣-機械轉換器將控制算法轉換為電信號傳輸給電控器，或者將速度傳感器信號經濾波放大器處理后轉換成電信號傳輸給微型計算機；被控對象主要負責利用電液比例閥接收電信號，并將信號傳輸給變量馬達，驅動變量液體壓力馬達運動。同時由變量液體壓力馬達上布置的速度傳感器，將信號反饋給轉換裝置，進而經轉換裝置傳遞給微型計算機，為動力控制優(yōu)化提供依據(jù)。比如，在液壓馬達速度傳感器經轉換裝置傳遞給微型計算機的實時信號計算得到整體車輛行進速度超出預先設定數(shù)值最大限度時，可以初步判定液壓車輪處于“打滑”狀態(tài)，第一時間將調整指令以電信號的形式傳遞給轉換裝置，由轉換裝置將轉換后的信號向液壓控制閥傳遞，最終由液壓控制閥協(xié)同變量液壓缸進行馬達斜盤傾斜視角的變更，完成驅動輪行進速度的優(yōu)化。

在控制液壓馬達的基礎上，設計者還需要考慮液壓泵的控制。根據(jù)現(xiàn)今時期應用概率較高的斜盤式柱塞變量泵特點，結合液體壓力驅動的平板車輛運行方式，可以選擇兼具價格低廉、使用便捷、運行穩(wěn)定的機械-液壓伺服控制策略（DA控制）。作為一種位置非間接反饋排量的控制策略，控制閥可以經閥芯左側、右側壓力差值完成輸出壓力高水平與低水平浮動控制，輸出壓力則驅動變量油缸內部活塞桿位置發(fā)生移動。在活塞桿位置發(fā)生移動后，變量泵斜盤傾斜角度進入高低水平可調節(jié)狀態(tài)，最終完成變量泵的排放量控制。其中排量的無級調節(jié)受變量泵斜盤視角非間斷變量的直接影響，具體液體流動方向則被方向控制閥門管控。在油門增加時，運轉速度向高水平發(fā)展，控制閥輸出壓力也朝著更大程度遞進，變量泵的液體排放量隨之遞增。

4 結語

綜上所述，液體壓力傳動是一種基于機械傳動與能量轉換的新模式，液壓泵為無級速度變換核心，可以自動化匹配載荷，規(guī)避傳動裝置裝載過量。液體泵兼具低負荷應力、大功率密度以及低傳動效率特點，對動力匹配具有較高的要求。因此，根據(jù)液壓平板載運車的運行要求，設計者應結合整車基本參數(shù)，選擇適宜的液體壓力驅動系統(tǒng)模式以及元件控制方式，科學選擇液體壓力驅動元件型號，確保液體壓力驅動元件匹配性能。