曹付義,周志立,徐立友

(河南科技大學車輛與動力工程學院,河南洛陽 471003)

0 前言

液壓機械差速轉向機構是履帶車輛的一種新型雙流傳動機構,它結合了液壓無級調速和機械傳動高效率等優(yōu)點,這種轉向機構在軍用履帶車輛上已有使用[1-6]。如圖1所示,河南科技大學利用相關原理研究開發(fā)了適用于農業(yè)履帶拖拉機的液壓機械差速轉向機構[7-8],發(fā)動機功率在直駛變速系統(tǒng)輸入軸上分流:一路功率流向直駛變速系統(tǒng);一路功率流向由變量泵、定量馬達及其控制元件組成的液壓閉式回路系統(tǒng),兩路功率在左右行星排匯流后經行星架輸出。駕駛員通過轉向操縱系統(tǒng),控制液壓閉式回路系統(tǒng)正反方向輸出轉速變化,使兩側行星架轉速差連續(xù)變化,實現(xiàn)履帶車輛無級轉向。

圖1 液壓機械差速轉向傳動方案

轉向操縱系統(tǒng)是實現(xiàn)履帶車輛液壓機械差速轉向行駛的關鍵,本文對液壓機械差速轉向履帶車輛方向盤操縱系統(tǒng)進行設計,仿真分析其工作穩(wěn)定性和跟隨特性,研究結果有助于履帶車輛液壓機械差速轉向性能研究及轉向控制系統(tǒng)開發(fā)。

1 操縱系統(tǒng)原理設計

對液壓機械差速轉向機構的操縱,實際上就是通過改變液壓閉式回路系統(tǒng)的馬達輸出轉速,使兩側履帶產生速度差,從而實現(xiàn)履帶車輛的轉向。

圖2為液壓機械差速轉向履帶車輛方向盤操縱系統(tǒng),該系統(tǒng)主要由方向盤、凸輪機構、液壓先導閥、電磁換向閥、液壓伺服閥和伺服液壓缸等組成。方向盤與凸輪機構為剛性連接,車輛轉向時,駕駛員轉動方向盤,帶動凸輪機構一起轉動,凸輪機構將方向盤的轉動轉換成液壓先導閥桿的擺動,液壓先導閥桿柄嵌入凸輪機構,使得液壓先導閥桿擺角與方向盤轉角成一一對應關系。液壓先導閥作為控制變量泵排量的信號發(fā)生器,其輸出壓力油經電磁換向閥流至液壓伺服閥,液壓伺服閥控制伺服液壓缸活塞位移,伺服液壓缸活塞位移決定變量泵斜盤傾角。

當方向盤處于零位時,液壓先導閥無壓力油信號,液壓伺服閥處于中位,伺服液壓缸無液壓油輸入輸出,伺服液壓缸活塞不動。當方向盤轉動時,液壓伺服閥有壓力油信號輸入,液壓伺服閥閥芯向左(右)移動,液壓油進入伺服液壓缸,使伺服液壓缸活塞向左(右)移動,推動變量泵斜盤偏轉,斜盤偏轉的同時,其反饋機構帶動液壓伺服閥閥芯向反方向移動。如果方向盤轉角保持不變,液壓先導閥壓力油信號為定值,變量盤斜盤停止偏轉,保持與方向盤轉角相對應的傾角,使車輛以穩(wěn)定的轉向半徑轉向行駛。電磁換向閥只在車輛掛倒擋轉向時用于切換先導油路流向,實現(xiàn)履帶車輛的U型轉向軌跡。

2 凸輪曲線設計

方向盤轉角與液壓先導閥桿擺角關系由凸輪機構實現(xiàn)。根據(jù)系統(tǒng)操縱要求,當方向盤順(逆)時針轉最大轉角時,液壓先導閥向左(右)到最大擺角,凸輪轉角應與液壓先導閥桿擺角成線性關系,所設計的凸輪曲線如圖3所示。在圖3中,O點為凸輪中心;P點為液壓先導閥桿支點;當液壓先導閥處于中位時,閥桿柄在A點;當凸輪順時針轉α時,先導閥桿向左擺動為 β,閥桿柄由A點移至B點。

在△ABO中,根據(jù)余弦定理和凸輪曲線極角與液壓先導閥桿擺角關系,可得凸輪曲線的極坐標方程:

式中,a為凸輪中心 O點到液壓先導閥桿柄初始位置A點的距離,m;l為液壓先導閥桿,m。

3 液壓系統(tǒng)設計

3.1 液壓先導閥

選用HRC2-S1-B-1-30-A-00-B00型液壓先導閥[9],其結構如圖4所示。在圖4中,P為進油口;O為回油口;A為壓力油輸出口。液壓先導閥閥桿可以左右擺動,通過推動壓桿和滑動套,壓縮回位彈簧,使調壓彈簧和閥芯向下移動。在零位時,閥桿由回位彈簧保持在自然位置,P口被閥芯封閉,A口與 O口相連通,先導閥輸出壓力為零。

當閥桿向右擺動時,右側壓桿被壓向下移動,經滑動套和調壓彈簧推動閥芯下移,先將右側 A口與O口的通路切斷,然后使 P口與 A口連通,壓力油輸出至執(zhí)行元件。當執(zhí)行元件完成動作之后,壓力油繼續(xù)輸出,這時先導閥A口油壓逐漸升高,在先導閥下端建立二次壓力。由于減壓口的節(jié)流作用,使A口的二次壓力低于進油口的壓力。閥芯在二次壓力和調壓彈簧的彈簧力作用下受力平衡。如果二次壓力過大,則閥芯上移使A口與O口相連通,則液壓油流回油箱使輸出壓力降低。如果二次壓力過小,則閥芯下移使 P口與A口重新連通,使二次壓力又升高,在這不斷的動態(tài)變化中最終使得二次壓力保持穩(wěn)定。由于彈簧力與閥桿擺角成比例,因此,也使得 A口的輸出壓力隨閥桿擺動角度的變化而成比例地變化,從而實現(xiàn)先導控制。

3.2 變量泵排量控制機構

液壓機械差速轉向機構選用Sauer公司的90系列55型變量泵和定量馬達[10],其排量控制機構集成在變量泵內,結構如圖5所示。排量控制機構主要由液壓伺服閥、伺服液壓缸、斜盤、反饋機構等幾部分組成,液壓伺服閥兩端接收來自液壓先導閥的壓力油信號,無輸入信號時,液壓伺服閥處于中位,伺服液壓缸無液壓油輸入輸出,變量泵斜盤傾角為零。

當液壓伺服閥左端有壓力信號輸入時,閥芯向右移動,換向閥處于左位,液壓油進入伺服液壓缸右端,使變量泵活塞向左移動,從而推動變量泵斜盤偏轉。斜盤偏轉的同時,其位置反饋機構帶動液壓伺服閥閥芯向反方向移動。如果輸入壓力油信號保持不變,換向閥閥芯將很快恢復中位,斜盤停止偏轉,變量泵保持與輸入壓力信號相對應的斜盤傾角。至此完成一次變量調節(jié),直至壓力油信號改變重新開始調節(jié)。

4 操縱系統(tǒng)特性仿真

根據(jù)圖2所示的方向盤操縱系統(tǒng)原理,可得如圖6所示的系統(tǒng)控制框圖,系統(tǒng)輸入為方向盤轉角α;輸出為變量泵斜盤傾角γ。根據(jù)樣機已知結構參數(shù)[11],利用Simulink可仿真分析操縱系統(tǒng)特性。

圖6 方向盤操縱系統(tǒng)控制框圖

4.1 系統(tǒng)工作穩(wěn)定性

方向盤操縱系統(tǒng)作為液壓機械差速轉向履帶車輛的方向控制系統(tǒng),其工作穩(wěn)定性是保證履帶車輛按預定軌跡行駛的基礎,是衡量其性能好壞的重要指標。由于履帶車輛行駛工況復雜多變,不僅要求操縱系統(tǒng)絕對穩(wěn)定,而且還要判定系統(tǒng)的相對穩(wěn)定性,即系統(tǒng)的抗干擾能力。系統(tǒng)的相對穩(wěn)定性可以用幅值裕度Kg(dB)和相位裕度γc兩個指標評價,為使操縱系統(tǒng)有較強的抗干擾能力,對履帶車輛要求 Kg不小于 6 dB,γc不小于45°[12]。

利用Simulink中的線性系統(tǒng)分析工具,可得到方向盤操縱系統(tǒng)的開環(huán)波德圖,如圖7所示。由圖7可知:幅值裕度約為 25 dB,相位裕度約為 87°,表明所設計的方向盤操縱系統(tǒng)不僅穩(wěn)定,而且具有較強的抗干擾能力,這對工作在惡劣條件下的履帶車輛具有重要意義。

4.2 系統(tǒng)跟隨特性

系統(tǒng)跟隨特性是指系統(tǒng)輸出隨輸入的響應特性,即變量泵斜盤傾角對方向盤轉角變化的響應快慢。系統(tǒng)跟隨特性直接影響駕駛員的操作,如果響應太慢,駕駛員須提前進行轉向操作;如果響應太快,會給系統(tǒng)中的液壓元件帶來較大沖擊。在車輛常用行駛速度和轉向半徑范圍內,響應時間在 0.31 s較合適。圖8為變量泵斜盤傾角隨方向盤轉角的階躍響應特性,由圖8可知:上升時間約 0.3 s,調整時間約0.5 s,表明所設計的方向盤操縱系統(tǒng)具有較好的跟隨特性。

5 結束語

本文提出了一種方向盤操縱系統(tǒng)方案,該方案主要由方向盤、凸輪機構、液壓先導閥、電磁換向閥、液壓伺服閥和伺服液壓缸等組成。通過建立凸輪曲線的極坐標方程和分析液壓系統(tǒng)的結構及工作過程,利用Simulink對方向盤操縱系統(tǒng)的工作穩(wěn)定性和跟隨特性進行了仿真分析。仿真結果表明:所設計的方向盤操縱系統(tǒng),能較好實現(xiàn)液壓機械差速轉向履帶車輛的轉向行駛控制需要。

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