苑 昆，柳言序，崔 金，任樂超(.北京科技大學機械工程學院，北京 0008；2.北京安期生技術有限公司，北京 0008；.安徽開發(fā)礦業(yè)有限公司，安徽 霍邱 27462)

?

基于虛擬樣機的6m3地下鏟運機工況研究

苑 昆1，2，柳言序1，崔 金3，任樂超3
(1.北京科技大學機械工程學院，北京 100083；2.北京安期生技術有限公司，北京 100083；3.安徽開發(fā)礦業(yè)有限公司，安徽 霍邱 237462)

工況分析是車輛總體設計的重要依據(jù)，運用ADAMS和 Automation studio軟件建立鏟運機虛擬樣機模型并進行仿真，得到了以功率為特征變量的鏟運機循環(huán)工況。通過分析可知，6m3地下鏟運機峰值功率248.6kW，占總時間的13.7%，循環(huán)工況的平均功率僅為峰值功率33%。研究結果為動力系統(tǒng)的匹配設計提供依據(jù)。

虛擬樣機；循環(huán)工況；地下鏟運機；仿真

工況分析在整車設計中是部件選型、參數(shù)匹配、控制策略設計的重要依據(jù)[1-3]。循環(huán)工況分析指被分析設備工作在一個循環(huán)往復狀態(tài)中，對一個工作循環(huán)的分析可以代表設備絕大部分的工作運行狀態(tài)。虛擬樣機是用來代替物理產品的計算機數(shù)字模型，運用虛擬樣機技術可在物理樣機實現(xiàn)之前，通過仿真，對產品功能、性能、等進行預測、評估和優(yōu)化[4-5]。

整車循環(huán)工況主要用于新車型的技術開發(fā)和評估。行駛循環(huán)工況對于汽車表示為車速隨時間的變化規(guī)律，通常可通過隨車采集、代表工況統(tǒng)計、特征參數(shù)生成等方法得到，且很多國家以標準形式提出了不同車型在不同條件下的標準工況。但對于全新的6m3級地下鏟運機，在產品開發(fā)初期設計階段，無法獲得實車采集數(shù)據(jù)、也缺乏相應的標準用以建立定量化的循環(huán)工況。根據(jù)總體設計及動力系統(tǒng)匹配需要，本文提出了一種基于虛擬樣機技術的鏟運機循環(huán)工況構建方法。

1 鏟運機典型行駛工況

鏟運機在井下巷道內往返行駛，通過鏟裝、運輸、卸載等過程完成礦石的搬運的工作。根據(jù)運行特點，將其典型工作過程劃分為以下幾特征階段：①空載轉向，前進放斗；②插入料堆及聯(lián)合鏟裝；③后退轉向；④滿載運輸，前行舉臂，卸料，收斗；⑤后退落臂，空載返回。

整個過程中車輛行駛主要是由傳動系統(tǒng)驅動控制的，變量為轉速和扭矩；鏟斗工作機構運動及轉向功能是由液壓系統(tǒng)驅動控制的，變量為流量和壓力。這兩個系統(tǒng)工作時相對獨立，但又同時從動力源提取能量，需要相互協(xié)調。因此從實現(xiàn)兩個系統(tǒng)特征變量統(tǒng)一的角度出發(fā)，將功率作為變量表述系統(tǒng)的工作特征。

鏟運機在井下工作時，最高運輸車速通常為5～8km/h，鏟裝時車速不會超過1km/h。以運輸車速6km/h，鏟裝時平均車速0.5km/h為設計目標。

6m3鏟運機自重35t，載重14t。在考慮各車輛滾動阻力、加速阻力、鏟裝阻力后，可將速度特征進一步轉化成功率特征，進而建立運距為100m的鏟運機行駛循環(huán)工況，見圖1。

行駛時在各段加速過程中，傳動系統(tǒng)會出現(xiàn)153kW的最大功率需求，這是由于鏟運機起步加速阻力與車速提高后的共同結果，進入高速勻速行駛后車輛僅需克服地面滾動阻力，所需功率較小。

2 液壓系統(tǒng)工況仿真

2.1 工作機構建模及動力學仿真

地下鏟運機的工作機構是由鏟斗、大臂、連桿、搖臂、舉升油缸、傾翻油缸、車架等部件構成的多連桿系統(tǒng)。將6m3鏟運機樣機三維模型導入多體動力學分析軟件ADAMS中，獲得工作裝置、車架多體系統(tǒng)模型。

圖1 鏟運機行駛動力需求

根據(jù)工作機構中各部件之間的連接關系，對所有鉸接點添加旋轉約束，油缸和活塞添加平移滑動約束，機架為固定約束。鏟運機在鏟斗插入料堆，鏟取物料和舉升鏟斗的過程中，要克服鏟斗切削物料的阻力、物料和鏟斗之間的摩擦力、物料自身的重力、以及裝置結構部件自身的重力。在ADAMS

動力學分析中將其簡化成三種外力集中載荷來施加[6，7]，這里不考慮偏載工況，因此把作用點選在鏟斗中心對稱面上，見圖2。

圖2 工作機構受力

1)作用于鏟刃上的水平阻力Fin，kN，其最大值受限于地面附著力Rmax，kN，見式(1)。

Fin=[0，Rmax];Rmax=(Z1+Z2)·φ

(1)

式中：Z1，Z2—分別為整車空載重力和物料重力，kN；φ—地面附著系數(shù)。

2)作用于鏟刃后面的垂直掘起阻力Fsh，kN，見式(2)。

Fsh=M0/X

(2)

式中：M0為鏟斗開始鏟取時的靜阻力矩計算見式(3)；X為作用點與鏟斗回轉中心的水平距離。

(3)

式中：Fin0為開始轉斗時的插入阻力；Y為地面與鏟斗回轉中心的垂直距離；Lc為鏟斗的插入深度。

3)作用于鏟斗重心位置的物料重力Fg，kN。

鏟運機在工作過程中，其機構動作是依靠油缸驅動來實現(xiàn)的，可由式(4)計算所需時間。

(4)

式中：A為油缸進油腔面積，cm2；L為油缸行程，cm；n為油缸數(shù)量；ηV為油缸容積效率；Q為油泵流量，L/min。

通過對ADAMS中的虛擬樣機施加載荷及運動條件，并進行作業(yè)過程中的動力學仿真，可得到循環(huán)工況下油缸動作所需液壓力變化特性。見表1，其中圖3為仿真得到的工作機構運動各階段油缸動作行程與油缸受力之間的關系。

表1 工作過程中各油缸受力

圖3 各工況下油缸活塞受液壓力

2.2 液壓系統(tǒng)仿真及功率需求

在6m3地下鏟運機液壓系統(tǒng)的設計時，采用Automation studio軟件進行建模及仿真分析工作，液壓系統(tǒng)模型見圖4。

轉向系統(tǒng)包括轉向器、流量放大器、轉向油缸等，由轉向泵供油。工作系統(tǒng)包括多路換向閥、舉升油缸、傾翻油缸等，當轉向系統(tǒng)工作時由工作泵供油；當轉向系統(tǒng)不工作時兩系統(tǒng)合流，轉向泵和工作泵一起向工作系統(tǒng)供油。

將各油缸的受力情況導入虛擬樣機液壓系統(tǒng)模型[8]，并通過仿真得到工作時液壓系統(tǒng)的功率需求。其中，工作和傾翻缸活塞受力可參見上節(jié)，轉向油缸活塞受力情況可由轉向驅動力與阻力矩平衡原理，通過機構幾何關系由圖解法得到。根據(jù)鏟運機轉向工況設計，全轉向時間從右轉向左不超過6s，前機架開始轉入巷道的時間為3s，后機架回正的時間為3s。

在整個循環(huán)工況中，液壓系統(tǒng)動作是階段進行的，通過仿真得到循環(huán)工況下工作和轉向泵的功率需求，處理時采用分特征段進行仿真，再將結果統(tǒng)一到循環(huán)的時間軸上的方法得到液壓系統(tǒng)的功率需求，見圖5。

圖4 虛擬樣機工作與轉向液壓系統(tǒng)模型

圖5 液壓系統(tǒng)功率需求

在0～6s，36.5～42.5s，鏟運機行駛的同時伴有轉向動作，轉向阻力作用于動力系統(tǒng)，轉向油泵從動力源分得的功率增加，此時液壓系統(tǒng)功率需求達到44.6kW。在6～31.5s，進入聯(lián)合鏟裝階段，鏟刃切削料堆產生阻力，轉向泵與工作泵合流工作，系統(tǒng)最大功率需求達到169.6kW。在90～97s，鏟斗滿載舉升，液壓系統(tǒng)克服工作機構及物料重量做做功，系統(tǒng)最大功率需求達到110.5kW。

3 鏟運機循環(huán)工況分析

將得到的液壓與行駛功率需求疊加，就可得到圖6所示的以功率特性表示的6m3鏟運機的循環(huán)工況。

圖6 鏟運機循環(huán)工況

一個完整的循環(huán)周期為144s，其中有6個較為明顯的峰值功率需求。在聯(lián)合鏟裝時，由于驅動鏟裝的液壓系統(tǒng)和驅動行駛的傳動系統(tǒng)同時有較高的功率需求，為滿足整車正常工作，此時動力源需要提供峰值為248.6kW的功率輸出，這一階段占循環(huán)周期時間的13.7%。在加速時傳動系統(tǒng)有較大功率需求，卸料時液壓系統(tǒng)有較大功率需求，但在時間上是依次出現(xiàn)的，基本沒有疊加，從圖中表現(xiàn)為5個尖峰載荷。在其余78%的時間內整車的功率需求較小，動力源處于低負荷輸出狀態(tài)。整個循環(huán)工況的平均功率僅為峰值功率33%，約為81.1kW。

由此可知鏟運機在工作時具有高頻率循環(huán)、短時大功率輸出的特點，在動力系統(tǒng)參數(shù)設計時既要滿足瞬時峰值功率輸出的動力性要求，又要考慮整體功率輸出時的經濟性需求。

4 結 論

針對地下鏟運機多系統(tǒng)、多種能量傳遞的特點，提出以功率為變量表述系統(tǒng)工作特性。于設計階段通過理論計算得到鏟運機行駛功率需求，運用虛擬樣機技術建立工作機構及液壓系統(tǒng)模型，通過仿真得到液壓功率需求，進而構建了6m3鏟運機循環(huán)工況。研究結果為整車動力系統(tǒng)的參數(shù)選擇及主要部件的性能匹配設計提供了重要依據(jù)。

[1] 孫立清，白文杰，王仁貞，等．工況分析法在電動車輛設計中的應用[C].2002電動汽車研究與開發(fā)，2002．

[2] 羅玉濤，胡紅斐，沈繼軍，等.混合動力電動汽車行駛工況分析與識別[J].華南理工大學學報：自然科學版，2007，35(6)：8-13，20.

[3] 孫宏圖.基于循環(huán)工況的城市公交客車動力傳動系統(tǒng)參數(shù)研究[D].大連：大連理工大學，2009.

[4] 杜平安，于德江，岳萍.虛擬樣機技術的技術與方法體系研究[J].系統(tǒng)仿真學報，2007，15：3447-3451.

[5] 祖旭，黃洪鐘，張旭.虛擬樣機技術及其發(fā)展[J].農業(yè)機械學報，2004(2)：168-171.

[6] 饒俊良，黃興元.基于虛擬樣機的鏟運機工作裝置受力分析[J].礦山機械，2010(3)：41-43.

[7] 張棟林．地下鏟運機[M]．北京：冶金工業(yè)出版社，2002．

[8] 韓飛.14噸地下鏟運機液壓系統(tǒng)設計及基于Automation Studio的仿真分析[D].北京：北京科技大學，2013.

Research into duty cycle of 6m3LHD based on virtual prototype

YUAN Kun1，2，LIU Yan-xu1，CUI-Jin3，REN Le-chao3

( 1.School of Mechanical Engineering，University of Science and Technology Beijing，Beijing 100083，China；2.Anchises Technologies Co.，Ltd.，Beijing 100083，China；3.Anhui Development Mining Co.，Ltd.，Huoqiu 237462，China)

Duty cycle analysis is important for the overall design of the vehicle.The software ADAMS and Automation studio were applied to build model of LHD on virtual prototype.A duty cycle of 6m3LHD in power variable description is generated by simulation.Analysis result show that，6m3LHD peak power is 248.6kW accounting for 13.7% of the total time，and average power is only 33% of the peak power.The results of the study provide the basis for the subsequent design of power train system.

virtual prototype;duty cycle;LHD;simulation

2015-02-05

國家科技支撐計劃項目資助(編號：2013BAB02B07)；北京市科技計劃項目資助(編號：Z121100003012016)

苑昆(1984-)，男，博士生，研究方向為車輛總體設計及動力傳動技術。E-mail:yuankun1984luck@163.com。

TD422.4

A

1004-4051(2015)11-0170-04