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(中國礦業(yè)大學(xué) 機電工程學(xué)院， 江蘇 徐州　221116)

引言

大慣量閉式回轉(zhuǎn)系統(tǒng)在啟動和制動時容易在回轉(zhuǎn)馬達(dá)兩腔產(chǎn)生壓力沖擊，這種情況在快速啟制動時尤為明顯，損害液壓元件，同時會引起噪聲和發(fā)熱，影響機器性能，增大故障率。同時壓力沖擊的存在限制了回轉(zhuǎn)啟動和制動時間，延長了回轉(zhuǎn)周期，這嚴(yán)重影響了工作效率。因此，抑制壓力沖擊是確定挖掘機液壓回轉(zhuǎn)系統(tǒng)啟制動方案時需重點考慮的問題[1-3]。

使用固定開口的阻尼口控制系統(tǒng)壓力會使系統(tǒng)功率損失較大，且會對回轉(zhuǎn)速度造成影響，使速度響應(yīng)變慢且勻速時最大轉(zhuǎn)速減小，不符合大慣量閉式系統(tǒng)的工作要求[4-7]。

1　閥控變阻尼壓力控制工作原理

測控系統(tǒng)將啟動、制動過程原始的壓力曲線反映出來，觀察高低壓側(cè)壓力達(dá)到壓力均值附近的時間點(此壓力均值與啟制動時間相對應(yīng)，可根據(jù)回轉(zhuǎn)力矩及加速度公式計算)，在此時間點將并聯(lián)的比例方向閥開啟分流，將高壓側(cè)(低壓側(cè))油液分流一部分進(jìn)入低壓側(cè)(高壓側(cè))，由于液體壓縮是造成壓力上升的直接原因，比例方向閥的分流作用阻止了高壓側(cè)(低壓側(cè))油液繼續(xù)壓縮，因此高壓側(cè)(低壓側(cè))壓力在比例方向閥打開分流的時刻不再上升，抑制了系統(tǒng)的壓力沖擊，并且在回轉(zhuǎn)馬達(dá)轉(zhuǎn)速達(dá)到最大值前將比例方向閥緩慢關(guān)閉，以達(dá)到減少功率損失及不影響回轉(zhuǎn)速度的目的。

2　并聯(lián)閥控變阻尼壓力控制方法可行性驗證

2.1　并聯(lián)閥選型

以某型號300 t大型挖掘機閉式回轉(zhuǎn)系統(tǒng)為研究對象，根據(jù)相關(guān)尺寸計算得出回轉(zhuǎn)系統(tǒng)的阻力矩為Mh=898351 N·m。 根據(jù)回轉(zhuǎn)阻力矩及轉(zhuǎn)速要求選擇回轉(zhuǎn)系統(tǒng)液壓元件型號，如表1所示。

表1　回轉(zhuǎn)系統(tǒng)主要元件選型及參數(shù)

比例方向閥要滿足如下要求，當(dāng)系統(tǒng)壓力達(dá)到需控制的壓力值時，比例方向閥要有足夠的通流能力將高壓側(cè)(低壓側(cè))的液壓油分流一部分進(jìn)入低壓側(cè)(高壓側(cè))，阻止高壓側(cè)(低壓側(cè))的油液繼續(xù)壓縮導(dǎo)致壓力繼續(xù)上升。流量控制閥閥口的流量-壓力方程為:

(1)

其中，Cd為流量系數(shù)；A為節(jié)流窗口通流面積；Δp為節(jié)流窗口兩端壓差，即高低壓側(cè)兩端的壓差。為了降低功率損失，并聯(lián)的比例方向閥的最大通流量不宜過大，一般取系統(tǒng)最大流量的10%，閉式泵的轉(zhuǎn)速為2230 r/min，閉式泵的排量達(dá)到最大排量的73%為183 mL/r，因此系統(tǒng)的最大流量為818 L/min，則比例方向閥的最大通流量取81.8 L/min。比例方向閥的選型根據(jù)如下公式:

(2)

式中，qx為比例方向閥在閥口壓差為3.5 MPa下的流量；qn為比例方向閥最大通流量，qn=81.8 L/min；Δp為比例方向閥切入時閥口兩端壓差，高壓側(cè)壓力為壓力切斷閥設(shè)定值35 MPa，低壓側(cè)壓力為補油安全閥的設(shè)定值3 MPa，則Δp=32 MPa，將以上數(shù)據(jù)帶入式(2)計算得出qx=27.1 L/min。根據(jù)計算結(jié)果選擇比例方向閥的型號為DHZO-A-051-L3，直動6通徑，壓差為3.5 MPa下的額定流量為45 L/min，滿足要求。

2.2　仿真驗證

如圖1所示為在AMESim平臺上搭建的300 t大型液壓挖掘機閉式液壓回轉(zhuǎn)系統(tǒng)的電液控制模型，由閉式泵、回轉(zhuǎn)馬達(dá)、比例方向閥、回轉(zhuǎn)慣量以及控制信號部分組成，系統(tǒng)的額定壓力為40 MPa，峰值壓力為45 MPa。閉式泵的模型中包含以下幾個主要的功能，由對稱的溢流閥實現(xiàn)安全保護功能，仿真過程中溢流閥的設(shè)定值為38 MPa。由梭閥和壓力切斷閥實現(xiàn)壓力切斷功能，仿真過程中其設(shè)定值為35 MPa。補油及控制油由一個流量源提供，補油安全閥的設(shè)定壓力為3 MPa?；剞D(zhuǎn)馬達(dá)的模型中主要包含以下功能：由熱沖洗梭閥、節(jié)流口和沖洗溢流閥實現(xiàn)的熱沖洗功能，仿真中沖洗溢流閥的設(shè)定壓力為1.6 MPa，沖洗梭閥的作用是選擇系統(tǒng)的低壓側(cè)，進(jìn)行冷熱油交換和補償系統(tǒng)泄漏[8]；系統(tǒng)中的泄漏由跨接在回轉(zhuǎn)馬達(dá)兩端的固定節(jié)流口實現(xiàn)，系統(tǒng)的泄漏與系統(tǒng)壓力成正比，節(jié)流口的參數(shù)設(shè)置為3 L·min-1·MPa-1。閉式泵的控制信號為(0～30 mA)電流信號，閉式泵的排量為(0～250 mL/r)，回轉(zhuǎn)馬達(dá)的排量為(0～200 mL/r)。

1.轉(zhuǎn)動慣量　2.減速器　3.沖洗溢流閥　4.回轉(zhuǎn)馬達(dá)　5.液壓泵 6.壓力切斷閥　7.先導(dǎo)油源　8.先導(dǎo)溢流閥　9.高壓溢流閥圖1　300 t 液壓挖掘機閉式回轉(zhuǎn)系統(tǒng)仿真模型

正常工作時壓力切斷閥的壓力設(shè)定值為35 MPa，為方便比較，將壓力均值設(shè)為35 MPa，驗證此種方法是否可將啟制動壓力控制在35 MPa附近。壓力切斷閥對系統(tǒng)壓力有控制作用，在進(jìn)行仿真驗證之前，將壓力切斷閥和高壓溢流閥的調(diào)定壓力設(shè)定的較高，以保證系統(tǒng)壓力呈現(xiàn)原始特性?；剞D(zhuǎn)馬達(dá)啟制動時的轉(zhuǎn)矩平衡方程為:

ΔpDmi1i2=Jε±Tf

(3)

其中，Δp為回轉(zhuǎn)馬達(dá)兩端壓差，補油安全閥的設(shè)定壓力為3 MPa，則Δp=32 MPa；Dm為回轉(zhuǎn)馬達(dá)總排量，則Dm=400 mL/r；J=1.05×107kg·m2；ε為回轉(zhuǎn)角加速度:

(4)

其中,n=4.2 r/min；Tf=150000 N·m；i1i2=477，經(jīng)計算得出，當(dāng)以切斷壓力啟制動時，啟制動時間分別為：t1=5.4 s，t2=4.1 s，因仿真中上車回轉(zhuǎn)慣量以最大值設(shè)置，因此回轉(zhuǎn)時間與實際工況要求有出入。變量泵的控制信號不須達(dá)到最大值，由慣量轉(zhuǎn)速可得出ipmax=22 mA。如圖2～圖4所示為在該仿真條件下的系統(tǒng)特性。

圖2所示為并聯(lián)的比例方向閥開啟與不開啟兩種情況下系統(tǒng)壓力特性對比曲線，啟動時壓力峰值約為54 MPa，壓力谷值約為24 MPa，制動時壓力峰值約為50 MPa，壓力谷值約為27 MPa，原始的壓力曲線表明啟制動時系統(tǒng)都有明顯的壓力沖擊和壓力波動；比例方向閥開啟時，開啟時間點為當(dāng)高低壓側(cè)壓力到達(dá)壓力均值(37.5 MPa)附近時打開，高低壓側(cè)壓力均被控制在37.5 MPa附近，壓力沖擊消失，并且壓力波動明顯改善。如圖3所示為比例方向閥開啟與關(guān)閉時慣量轉(zhuǎn)速對比曲線，兩種情況下的轉(zhuǎn)速曲線幾乎重合，表明比例方向閥開啟導(dǎo)致的流量損失并沒有對上車回轉(zhuǎn)速度造成太大影響，其影響可忽略，并且比例方向閥開啟的情況下轉(zhuǎn)速曲線更加平滑，即上車啟制動更加平穩(wěn)；如圖4所示為比例方向閥在控制過程中的流量曲線，通過流量最大時為閥口剛開啟的時刻，約為32 L/min，流量損失與系統(tǒng)總流量相比非常小。

1.閥關(guān)閉時轉(zhuǎn)速　2.閥開啟時轉(zhuǎn)速圖3　慣量速度對比

圖4　比例方向閥流量

3　并聯(lián)閥控變阻尼壓力控制方法實驗驗證

結(jié)合現(xiàn)有條件，在原本的JKY1.6型煤礦液壓提升機模擬試驗系統(tǒng)的基礎(chǔ)上，新增一個比例方向閥跨接在回轉(zhuǎn)馬達(dá)兩端，進(jìn)行實驗分析。

圖5是在大慣量閉式液壓回轉(zhuǎn)系統(tǒng)的基礎(chǔ)上搭建的液壓與控制系統(tǒng)原理圖。并聯(lián)閥控變阻尼分流回路主要元件為并聯(lián)在液壓馬達(dá)兩端的比例方向閥16，在液壓馬達(dá)加速和減速的過程中，選擇合適的閥口開啟時間、閥口大小及閥口關(guān)閉時間以控制系統(tǒng)壓力。

1.主電機　 2.變量柱塞泵A4VSG40　3.控制泵電機　4.控制泵 5.三位四通比例換向閥　6.短路閥　7.雙出桿液壓缸 8.感應(yīng)式位置傳感器　9.變量泵控制器　10.補油泵　11.補油梭閥 12.補油單向閥　13.溢流閥　14.沖洗閥　15.沖洗溢流閥 16.比例方向閥　17.液壓馬達(dá)　18.壓力傳感器1　19.壓力傳感器2 20.轉(zhuǎn)速傳感器　21.轉(zhuǎn)動慣量圖5　實驗臺原理圖

試驗對啟制動時間3.5 s進(jìn)行實驗驗證。啟制動時間為3.5 s時高低壓側(cè)壓力計算值分別為ph2=5.9 MPa，pL2=3.0 MPa。根據(jù)系統(tǒng)原始的壓力特性，在高低壓側(cè)壓力上升至壓力均值附近時將比例方向閥開啟至一合適的開口，在啟制動過程中將閥口緩慢關(guān)閉。

圖6所示為變量泵和比例方向閥的控制電壓，圖7所示為兩種情況下系統(tǒng)高低壓側(cè)壓力對比，圖8所示兩種情況下的慣量轉(zhuǎn)速對比。如圖6所示，啟制動時當(dāng)變量泵的控制電壓分別為2.2 V、7.7 V時，比例方向閥打開，其初始電壓分別為2.2 V、1.2 V，關(guān)閉時間為1.7 s。

1.泵電壓　2.閥電壓圖6　控制信號

如圖7所示，比例方向閥關(guān)閉時，高壓側(cè)壓力峰值為7.2 MPa，壓力谷值為5.4 MPa，壓力波動值為1.8 MPa，低壓側(cè)壓力峰值為3.8 MPa，壓力谷值為3.0 MPa，壓力波動值為0.8 MPa；比例方向閥開啟時， 高壓側(cè)壓力在6.0 MPa附近波動，壓力波動值約為0.2 MPa， 低壓側(cè)壓力在3.1 MPa附近波動，壓力波動值約為0.3 MPa；如圖8所示，比例方向閥開啟或關(guān)閉對慣量轉(zhuǎn)速的影響不大，慣量最大轉(zhuǎn)速均為80 r/min。

1.閥關(guān)閉時高壓側(cè)壓力　2.閥開啟時高壓側(cè)壓力 3.閥關(guān)閉時低壓側(cè)壓力　4.閥開啟時低壓側(cè)壓力圖7　系統(tǒng)壓力對比

1.閥關(guān)閉時轉(zhuǎn)速　2.閥開啟時轉(zhuǎn)速圖8　慣量轉(zhuǎn)速對比

4　結(jié)論

(1) 通過并聯(lián)閥控變阻尼分流壓力控制方法可以有效地抑制系統(tǒng)啟制動時的壓力沖擊，改善系統(tǒng)的壓力波動；且使用并聯(lián)閥控變阻尼分流壓力控制方法時系統(tǒng)壓力最終的控制值比計算的壓力均值要稍大；

(2) 并聯(lián)閥控變阻尼分流壓力控制方法對上車回轉(zhuǎn)速度影響不大，且回轉(zhuǎn)啟制動更加平穩(wěn)；

(3) 通過比例方向閥的流量與系統(tǒng)總體流量相比很小，因此造成的功率損失并不嚴(yán)重；但因工作壓力過高，依然會造成系統(tǒng)發(fā)熱，因此在啟制動過程中應(yīng)根據(jù)系統(tǒng)具體的特性進(jìn)行壓力控制方法的選擇。

參考文獻(xiàn)：

[1]韓葦.大型液壓挖掘機發(fā)展概況[J].礦業(yè)裝備,2013,8(4):33-37．

[2]李宗,王振興,丁海港,史繼江.超大型液壓挖掘機閉式回轉(zhuǎn)系統(tǒng)慣量分析[J].液壓與氣動,2015,(5):100-104.

[3]陳艷軍.中型液壓挖掘機裝載及復(fù)位動作協(xié)同性研究[D].長沙:中南大學(xué),2012.

[4]林添良,楊杰,劉強,葉月影.新型液壓挖掘機回轉(zhuǎn)驅(qū)動系統(tǒng)仿真[J].華僑大學(xué)學(xué)報：自然科學(xué)版,2013,34(3):247-252.

[5]郝建軍,程昶,張志剛,葛帥帥.基于高速開關(guān)閥的液壓馬達(dá)調(diào)速系統(tǒng)研究[J].液壓與氣動,2013,(7):13-16.

[6]王成賓,權(quán)龍.大慣量負(fù)載液壓沖擊的主動變阻尼抑制方法[J].機械工程學(xué)報,2014,50(8):182-188．

[7]張樹忠.基于液壓式能量回收的挖掘機動臂節(jié)能研究[D].成都:西南交通大學(xué),2011.

[8]李宗.大慣量閉式回轉(zhuǎn)系統(tǒng)工作特性研究[J].機床與液壓,2015,43(9):154-157．