郭 鳳，張 鑫，趙偉民

(東北石油大學機械科學與工程學院，黑龍江大慶 163318)

0 引言

隨著我國經(jīng)濟建設的蓬勃發(fā)展，基礎施工建投入也大大增加，新型地下連續(xù)墻施工設備不斷涌現(xiàn)，液壓雙輪銑槽機由于施工效率高，性能穩(wěn)定，便于操作得到了市場的認可，但國內對此設備的液壓原理的理論分析還有很大的空缺，筆者主要是針對液壓雙輪銑槽機的軟管隨動系統(tǒng)的液壓原理進行理論分析，為國內自主研發(fā)提供理論參考。

1 軟管隨動系統(tǒng)類型

軟管隨動是指液壓軟管和泥漿循環(huán)軟管隨雙輪銑槽機刀架上下同步運動，在墻槽下挖過程中，能同步下放。為了防止在起升過程中出現(xiàn)軟管松弛或纏繞現(xiàn)象，管線必須在井架兩側具有一定張緊度。根據(jù)液壓軟管和泥漿循環(huán)軟管在開挖過程中隨著銑削裝置上下移動的形式，主機類型及立柱的長度，軟管隨動系統(tǒng)分為四種類型:軟管張緊系統(tǒng)(HTS)、軟管絞盤系統(tǒng)(HWS)、軟管同步系統(tǒng)(HSS)、軟管鼓系統(tǒng)(HDS)。筆者主要對軟管張緊系統(tǒng)進行仿真分析。

2 軟管張緊液壓系統(tǒng)原理設計

軟管張緊系統(tǒng)的液壓系統(tǒng)工作原理是軟管卷揚在軟管下降過程中提供一個反向力矩，使軟管在下降過程中有一定的張緊力。其液壓原理如圖1所示。

圖1 軟管張緊系統(tǒng)液壓原理圖

該系統(tǒng)主要由一個雙向變量泵和兩個雙向定量馬達組成，主泵1的進、出油口分別和兩個并聯(lián)定量馬達11相連。兩個定量馬達分別給液壓軟管卷揚和泥漿軟管卷揚提供動力。主泵的兩側還設有溢流閥4和5。主泵的流量與驅動轉速及排量成正比。通過改變比例電磁閥2的電流來改變定量馬達的轉速和旋轉方向。壓力調整閥組3實現(xiàn)對軟管隨動系統(tǒng)的高、低壓力調整，使軟管在下降過程中馬達始終給軟管卷揚提供一個反向力矩，使軟管不會由于軟管的自重而松弛，同時也不因為反向力矩太大而使軟管受拉過大而損壞。使軟管始終保持一個合適的張緊度。

2個定量馬達并聯(lián)具有同步性，卷揚的制動油缸13由電磁換向閥14控制，馬達11旋轉工作時控制制動油缸打開制動器。液壓系統(tǒng)中附設了一個補油泵9，其排量為主泵排量的1/3，向系統(tǒng)補充油液同時還起到保壓的作用。補油泵9的液壓油經(jīng)濾油器7、壓力開關8、補油壓力控制閥6以及閥塊4、5中的單向閥向系統(tǒng)中的低壓側補油，以補償主泵和定量馬達所泄漏的液壓油。補油入口處的濾油器7對液壓系統(tǒng)工作介質進行過濾，提高液壓油的清潔度。濾油器7被堵時，壓力開關8向系統(tǒng)發(fā)出報警，提示更換濾油器7中的濾芯。同時補油泵還為兩個馬達的制動油缸提供壓力油，系統(tǒng)中減壓閥15所設壓力低于補油壓力控制閥所設壓力。

3 軟管張緊液壓系統(tǒng)仿真

使用AMEsim液壓動態(tài)仿真軟件建立模型和模擬仿真，來了解軟管張緊隨動系統(tǒng)的調速性能以及隨著負載變化時系統(tǒng)的動態(tài)響應狀態(tài)。為便于仿真計算，作如下假設:①忽略管路壓力損失及動態(tài)損失;②發(fā)動機轉速在一范圍內變化，進行系統(tǒng)分析時轉速取一固定值;③泵排量與其斜盤傾角成正比;④補油系統(tǒng)工作無滯后，閉式系統(tǒng)補油壓力恒定，高壓P隨負載變化;⑤不計泵、馬達的摩擦轉矩等非線性因素。

3.1 軟管隨動系統(tǒng)建模

參考液壓原理圖1建立的AMEsim的仿真模型如圖2所示。主要由三部分組成:發(fā)動機與泵模型、限壓補油部分模型和馬達及負載部分模型。

(1)發(fā)動機與泵模型 發(fā)動機是一種非常復雜的裝置，在此使用簡化的模型，設發(fā)動機的轉速為定值設為1 800 r/min。MOT是一個單位轉換模型，它將無量綱的輸入信號轉換成發(fā)動機旋轉端的轉速輸出;聯(lián)軸器是旋轉節(jié)點子模型，它讓兩個或多個輸出軸與一個輸入軸相連;單向泵設定為理想的定量泵，排量設為18 mL/r。雙向變量泵，沒有考慮泵的機械效率損失和容積效率，出口流速由軸轉速、泵排量和入口壓力共同確定，使用電比例閥控制液壓泵，通過調節(jié)伺服控制閥的電流信號來控制變量泵的流量，其最大排量設為56 mL/r，設定兩個泵的額定轉速為1 800 r/min。變量泵輸入變量信號，與提升銑槽機的主卷揚升降速度相關［1］。

圖2 軟管隨動系統(tǒng)的仿真模型

(2)限壓補油部分模型 采用簡單的溢流閥模型，未考慮動力學因素，導通時溢流閥的流速壓力特性為線性，根據(jù)系統(tǒng)升降最高壓力的不同，右側溢流壓力設定為160 bar，左側溢流壓力設定為380 bar，下面溢流壓力設定為36 bar作為補油壓力;液壓油箱是一個壓力為0的恒壓源;單向閥的模型也沒有考慮動力學因素，導通時單向閥的流量壓力特性線性，當系統(tǒng)油路中有一側壓力低于36 bar時，該側單向閥打開向系統(tǒng)回路補油。濾油器模型選擇表面性濾油器。

(3)馬達及負載部分模型 馬達及負載模型采用雙向定量馬達，其排量設為28 mL/r。減速機模型設定無機械效率損失，將馬達轉速減速后傳遞給絞盤。旋轉負載動力學模型考慮了轉動慣量，沒考慮粘性摩擦、庫侖摩擦和靜摩擦。后部設置轉速傳感器用來檢測絞盤轉速。絞盤模型直徑設為4m。中部設置的彈簧模型，將其剛度系數(shù)設至極大值用來模擬軟管的彈性伸縮。彈簧下端安裝一個未考慮摩擦的質量塊用來模擬軟管的重量。轉速傳感器與變量信號將軟管卷升起或下放的重量轉換成無量綱數(shù)值。通過底部的力轉換器可將一個無量綱信號值轉換為力，在此將變量信號的數(shù)值以相同的力的形式加載到負載上。

3.2 模型仿真分析

系統(tǒng)模型構建好之后，進入子模型模式，為每個元件選取數(shù)學模型。然后在參數(shù)模式中為每個子模型設置參數(shù)。最后進入運行模式，設置運行時間和采樣周期，然后開始運行，得到仿真結果。

(1)調速性能仿真 在變量泵定量馬達系統(tǒng)中，馬達的轉速由泵的排量控制。通過改變泵的排量來驗證其系統(tǒng)性能。用分段信號來表示泵排量的變化，信號變量與力來模擬隨著軟管的升降加載到絞盤上的拉力。仿真時間設為12 s，采樣周期0.05 s，加載信號及系統(tǒng)流量、壓力等參數(shù)結果如圖3～8所示。

圖3 泵排量輸入信號圖

圖4 馬達流量變化曲線

圖5 變量泵壓差變化曲線

圖6 外載變化曲線

圖7 馬達壓差變化曲線

圖8 馬達轉速變化曲線

從圖中可以看出馬達轉速與馬達入口流量及變量泵的流量成正比，馬達轉矩與系統(tǒng)壓差成正比，符合系統(tǒng)要求的。當加載信號發(fā)生變動時，系統(tǒng)沖擊較大，在反向變到最大時，壓力劇增，轉矩變化也很大，尤其是泵斜盤擺角從反向到正向變化時，系統(tǒng)產(chǎn)生較大的振蕩。系統(tǒng)中馬達兩端壓力差在減小，是因為隨著馬達的轉動，被懸吊的外載逐漸減小，可見馬達兩端的壓差與外載的大小也成正比。

(2)載荷大小不同時系統(tǒng)的響應 將質量塊的質量設成 10 kg、50 kg、100 kg、200 kg 四種負載情況，將泵的排量設為定值，如圖9所示。

圖9 外載荷設置

對系統(tǒng)進行參數(shù)設置，仿真時間設為5s，采樣周期0.01s。再輸入泵流量壓力、馬達流量、壓力等參數(shù)后計算結果如圖10～14所示。

圖10 泵流量響應曲線

圖11 泵兩端壓力

圖12 馬達兩端壓力差

圖13 馬達流量響應曲線

圖14 馬達轉速

可看出系統(tǒng)受負載影響很大，隨著負載增大，泵與馬達的流量、壓力、轉速增大，波動變大，調整時間變長，而且達到穩(wěn)態(tài)后馬達轉速下降。這符合泵控制馬達調速系統(tǒng)的特點:該系統(tǒng)傳遞函數(shù)中沒有積分環(huán)節(jié)，對負載干擾的響應存在穩(wěn)態(tài)誤差，即系統(tǒng)自身無法消除馬達負載的干擾，隨負載的增加，系統(tǒng)的容積效率降低，馬達的輸出轉速相應降低，導致液壓機械無級傳動中液壓路傳動比的改變，從而影響液壓機械無級傳動目標速比的穩(wěn)定，故應在泵控馬達回路中增設速度校正環(huán)節(jié)，保證其調速精度提高抗干擾能力。

4 結語

通過對軟管隨動系統(tǒng)的分類介紹及液壓原理仿真分析，得到了軟管隨動系統(tǒng)調速性能及加載不同時兩種情況下的系統(tǒng)各參數(shù)的變化規(guī)律。液壓系統(tǒng)具有一定的不穩(wěn)定性和振蕩，需要加以控制，外載荷越大系統(tǒng)越不穩(wěn)定且振蕩時間越長。通過對仿真結果的分析可知液壓系統(tǒng)的設計符合雙輪洗槽機的設計要求，對其液壓系統(tǒng)的原理設計有參考意義。

［1］ 陳娟娟.基于AMESim的靜液傳動車輛驅動系統(tǒng)控制及仿真［D］.哈爾濱:哈爾濱工業(yè)大學，2010.