曾超，羅艷蕾

(1.貴州詹陽動力重工有限公司，貴州貴陽550006，2.貴州大學機械工程學院，貴州貴陽550025)

輪式液壓挖掘機行進速度快，不損壞路面，能遠距離轉(zhuǎn)場作業(yè)，通常輪式挖掘機行走速度為20～35 km/h，而履帶式挖掘機行走速度為3～5 km/h［1］，需要頻繁轉(zhuǎn)場作業(yè)時，輪式挖掘機表現(xiàn)出獨有的優(yōu)勢，節(jié)省轉(zhuǎn)場運輸費用。提高行進速度成為輪式挖掘機發(fā)展的一個趨勢。換擋裝置起減速增扭作用，可滿足工況及作業(yè)模式對車輛速度、動力輸出的要求，工程機械的換擋方式，取決于動力傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)及控制方式。本文作者以某型輪式挖掘機為研究對象，建立輪式底盤傳動模型，在此基礎上分析換擋閥結(jié)構(gòu)、性能，對換擋閥進行改進，以改善換擋品質(zhì)，使換擋平衡可靠。

1 輪式挖掘機行走系統(tǒng)

輪式挖掘機的傳動系統(tǒng)有多種形式［2］:機械式、液力機械式、全液壓式、電傳動等。機械傳動系統(tǒng)由離合器、變速箱、萬向節(jié)、驅(qū)動橋、終傳動等組成;液力機械傳動則采用液力變矩器/偶合器［1］、動力換擋變速箱，在微控制器作用下，由換擋多路閥控制換擋離合器構(gòu)成有級換擋系統(tǒng);全液壓系統(tǒng)由泵、馬達、終傳動組成，輪邊獨立驅(qū)動方式省去了變速箱，差速器、驅(qū)動橋等結(jié)構(gòu)，通過改變泵或馬達的排量，構(gòu)成無級換擋系統(tǒng)。

如圖1所示，作者所研究的輪式挖掘機行走系統(tǒng)采用靜壓傳動結(jié)構(gòu)，由主泵、換擋閥、馬達構(gòu)成閉式液壓回路，后接減速器、驅(qū)動橋、終傳動。相對于液力傳動，靜壓傳動僅將液力元件變?yōu)橐簤罕?、馬達的組合。閉式回路具有正反方向行走及制動功能而不采用其他機械裝置。泵出口流量大于馬達入口流量時車輛加速;泵出口流量小于馬達所需流量時，馬達出口阻力增大，阻礙車輛前行，起制動作用。泵輸出的流量與負載相適應，沒有溢流損失和節(jié)流損失，回路的效率高，發(fā)熱少，有較好的靜動態(tài)特性［3］。

圖1 輪式挖掘機行走液壓系統(tǒng)

如圖2所示，輪式挖掘機底盤采用馬達中央傳動方式，保留了液力傳動車輛的基本結(jié)構(gòu)。泵與馬達可分式結(jié)構(gòu)方便了元件的布置，動力經(jīng)減速器后，由前橋、后橋、差速器、輪邊減速器至驅(qū)動輪，換擋閥改變系統(tǒng)油路聯(lián)接方式，進而實現(xiàn)擋位切換。本研究基于AMESim環(huán)境，通過建立換擋閥、主減速器、輪邊減速器數(shù)學模型進行仿真研究。

圖2 底盤構(gòu)成

2 換擋閥的優(yōu)化

2.1 換擋閥模型結(jié)構(gòu)介紹

換擋閥為液動換向閥，由兩聯(lián)閥芯組成，外部接口與變量馬達連接。如圖3所示，A、B、C、D為四個工作油口，開口orif1、開口orif2的啟閉改變系統(tǒng)油路聯(lián)接方式。

圖3 換擋閥Amesim模型

換擋閥從一個位切換至另一個位時，應平穩(wěn)無沖擊。原始設計下的閥桿，經(jīng)分析兩個工作狀態(tài)的切換在1.5 mm內(nèi)完成，其間使B口供油瞬時中斷，而此時馬達高速運轉(zhuǎn)，所需流量反而增加，因此會出現(xiàn)供油不足現(xiàn)象。針對這個問題，重新設計了閥體及閥桿結(jié)構(gòu)，在開口orif1、orif2處設置了非全周開口，為了保證油封長度，略增加了閥桿行程。

非全周開口有基本的U形、V形、L形及其組合U－U、U－V［4－5］，常用于挖掘機多路閥。不同形式的開口和結(jié)構(gòu)尺寸可獲得不同特性的過流面積曲線，過流面積影響了流量的大小。組合形式的開口能改變過流面積對開口長度的變化率，實現(xiàn)對流量的多級節(jié)流控制，改善閥的啟閉特性。在節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)中，組合開口能夠滿足執(zhí)行元件在啟動、停止、微動特性上的要求。該設計中采用U－V形式開口。

圖4 U－V形閥口結(jié)構(gòu)

如圖4所示，E點為U形開口的頂點，F(xiàn)為U形、V形切口所形成相貫線OF、FG的交點。組合過流面積的計算，將閥口作為薄壁孔口，假設液體流經(jīng)了徑向節(jié)流面A2和軸向節(jié)流面A1，兩節(jié)流孔串聯(lián)。V形開口采用式 (1)、 (2)計算，U形則采用式(3)、(4)。公式如下:

編程計算中，徑向過流面積A2隨開口x的增加，進行累加運算。圖4中EF≈0.2 mm，區(qū)域狹小，軸向截面在此區(qū)域內(nèi)作簡化處理，計算端點E處數(shù)值與F處數(shù)值，用直線段連接。

2.2 MATLAB計算及數(shù)據(jù)處理

如圖5所示，A1、A2均為兩條連續(xù)曲線，因為U形與V形軸向、徑向過流面積變化率不相等，兩條曲線會發(fā)生偏折，由多段光滑曲線連接而成，在連接處形成尖點。過流面積曲線具有3個明顯的階段，實際上閥口的開啟過程經(jīng)歷了如下4個過程:

(1)第一階段:x∈［0，3.5)

(2)第二階段:x∈［3.5，3.7)

此區(qū)域為V形向U形過渡的區(qū)域，式 (1)不適用于此區(qū)域內(nèi)軸向過流面積A1的計算，此處作前述簡化處理，使用式 (1)、(3)分別計算端點E、F處的值，用兩點連線代替真實曲線。曲線A1在點E驟然增大，點E為曲線A1分界點。曲線A2仍按式 (2)計算，當開口至端點F處時，則使用式 (4)，點F為曲線A2分界點。

(3)第三階段:x∈［3.7，9.5)

(4)第四階段:x≥9.5

圖5 U－V形開口過流面積曲線

閥口快速開啟，按普通滑閥過流面積計算，形成第三段曲線。

軸向過流面積與徑向過流面積，相當于節(jié)流口串聯(lián)，取小進行計算。將 (，)對開口x進行多項式擬合，得A=f(x)。擬合曲線與、重合，較好地反映了過流面積變化趨勢。

根據(jù)流體力學節(jié)流小孔公式，得

式中:Δp為閥口壓差;ρ為油液密度，860 kg/m3;A為閥口過流面積，mm2;Cd為流量系數(shù)，取0.7。

閥口流量特性如圖6所示。

圖6 閥口流量特性

3 換擋閥對換擋品質(zhì)的影響

將所得多項式A=f(x)導入AMESim行駛系統(tǒng)模型。設置仿真時間為60 s，模擬挖掘機由1擋起步，行進中逐步切換至2擋、3擋，并與換擋閥初始設計下的仿真結(jié)果進行對比。

圖7(a)、(b)為換擋過程中馬達轉(zhuǎn)速－閥芯位移曲線。對圖7(a)，馬達轉(zhuǎn)速在閥芯位移為3.5～5 mm區(qū)間內(nèi)完成，馬達轉(zhuǎn)速發(fā)生突變，所需流量急速增加，而此時馬達供油口orif1、orif2開口量很小，容易供油不足形成負壓。對圖7(b)，馬達轉(zhuǎn)速在4～13 mm的區(qū)間內(nèi)完成，曲線類似S形曲線，速度切換平穩(wěn)。加長了的閥桿行程，在速度切換過程中，使馬達處于短暫的浮動狀態(tài)，供油不發(fā)生中斷。如圖7(c)，流量QB為馬達入口流量，流量Qorif1、流量 Qorif2隨開口 orif1、orif2的啟閉而改變，QB=Qorif1+Qorif2。在加擋過程中，QB平緩地增加，完成由Qorif1供油過渡到由Qorif2完全供油。圖7(d)為車體速度曲線，在t=33 s，t=51 s處，換擋閥動作，車速曲線因此分為三級。33 s之前，為1擋行駛，兩曲線重合;換擋閥改進設計油封長度和兩工作位過渡行程比初始設計略長，改進曲線因此稍有滯后，改進前的曲線在33 s處突然增加形成為尖點，而改進后的曲線在約34 s處完成擋位切換，1擋終了速度經(jīng)一段上凹曲線平穩(wěn)過渡至2擋，2擋換至3擋情況相同。

圖7 改進前后換擋閥的輸出特性

仿真結(jié)果對比表明，加擋過程中，雖然換擋閥油封長度和過渡行程增加，使提速略有延遲，但是開口orif1、開口orif2啟閉的過程中，能保持一定的開口面積不致閥口關(guān)閉，使馬達入口保持供油，避免負壓的出現(xiàn)，利于馬達速度平穩(wěn)換接。

4 結(jié)論

(1)在分析某型輪式挖掘機靜液壓驅(qū)動系統(tǒng)組成及換擋原理的基礎上，基于AMESim構(gòu)建了其傳動系統(tǒng)的模型。

(2)分析了換擋閥初始設計中存在的不足，重新設計閥體、閥桿及閥桿行程、油封長度等參數(shù)。分析了U－V組合閥口過流面積的計算處理過程及其輸出特性。

(3)通過分析模擬輪式挖掘機行進中擋位切換過程，得出了馬達轉(zhuǎn)速曲線、車速曲線，結(jié)果表明改進后的換擋閥有助于擋位的平穩(wěn)切換，減小換擋沖擊，提高換擋品質(zhì)。

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