王治鵬，高貴軍，劉邱祖，李勝，董強(qiáng)

(1. 太原理工大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，山西太原030024;2. 山西省礦山流體工程實(shí)驗(yàn)室(研究中心)，山西太原030024)

礦用履帶車行走作業(yè)時(shí)，巷道坡長(zhǎng)一般都在幾百米以上，且坡度較大，因此在自重的作用下會(huì)不斷自動(dòng)加速，引起左右行走液壓馬達(dá)的超速運(yùn)轉(zhuǎn)。尤其當(dāng)液壓泵供油不及時(shí)，極易發(fā)生液壓馬達(dá)吸空現(xiàn)象，使得液壓行走馬達(dá)的工作性能降低，而且有可能導(dǎo)致整臺(tái)裝置超速溜坡和事故的發(fā)生［1］。顧秦怡等［2］分析了大慣性負(fù)載的制動(dòng)平穩(wěn)性問題，提出了一種通過泵控馬達(dá)及閥控缸系統(tǒng)的液壓平衡方法來實(shí)現(xiàn)大慣性負(fù)載的平穩(wěn)制動(dòng)。許益民等［3］分析了超負(fù)載工況下液壓馬達(dá)的傳動(dòng)方式，深入探討了液壓馬達(dá)制動(dòng)回路的典型故障機(jī)制以及液壓制動(dòng)方法，并提出了解決方案。

為了避免事故發(fā)生，需要對(duì)行走液壓馬達(dá)的轉(zhuǎn)速進(jìn)行限制，在行走液壓回路上安裝背壓閥，該背壓閥的安裝可以防止液壓馬達(dá)超速和吸空。在復(fù)雜的工況下，液壓馬達(dá)制動(dòng)時(shí)的平穩(wěn)性與背壓閥有關(guān)，液壓馬達(dá)制動(dòng)產(chǎn)生壓力沖擊過大會(huì)影響到其使用壽命。

1 行走限速制動(dòng)系統(tǒng)的液壓回路

圖1 行走限速制動(dòng)系統(tǒng)原理圖

如圖1 所示，行走限速制動(dòng)回路由梭閥6，背壓閥8、9，單向閥7、10 和制動(dòng)器12 組成。礦用履帶車正常行駛時(shí)，換向閥5 處于右位，由于梭閥6 兩端的油壓不等，壓力油經(jīng)梭閥6 的右端進(jìn)入制動(dòng)器12，使得行走液壓馬達(dá)11 的制動(dòng)解除;壓力油經(jīng)單向閥10 進(jìn)入行走液壓馬達(dá)11 的右腔;壓力油同時(shí)沿右側(cè)控制油路推動(dòng)背壓閥8，使其處于接通位置，以便行走液壓馬達(dá)11 左腔的出油經(jīng)背壓閥8 回到油箱。當(dāng)?shù)V用履帶車在巷道內(nèi)進(jìn)行行走作業(yè)并在自重作用下開始溜坡時(shí)，行走液壓馬達(dá)11 超速運(yùn)轉(zhuǎn)，這時(shí)右腔會(huì)產(chǎn)生進(jìn)油供應(yīng)不及的現(xiàn)象，從而使行走液壓馬達(dá)11進(jìn)油腔的壓力和背壓閥8 的控制油壓力降低，于是背壓閥8 的閥芯在彈簧的作用下右移，使行走液壓馬達(dá)11 的回油通道被關(guān)小，行走液壓馬達(dá)減速，同時(shí)由于梭閥6 右端的壓力減小，進(jìn)入制動(dòng)器12 的油液壓力減小。在彈簧的作用下，制動(dòng)器12 也使得行走液壓馬達(dá)減速，這樣就降低了礦用履帶車在巷道內(nèi)的行駛速度，防止了溜坡現(xiàn)象的發(fā)生。

2 液壓回路的數(shù)學(xué)模型

2.1 液壓回路的功率鍵合圖

為了使分析方便，作如下簡(jiǎn)化: (1)忽略換向閥內(nèi)腔液體的液容及換向閥的泄漏; (2)不計(jì)液壓馬達(dá)的外泄漏，只考慮內(nèi)泄漏液阻和液腔液容;(3)只考慮液控單向閥、梭閥的液阻; (4)由于制動(dòng)器活塞、連桿、制動(dòng)片為剛性連接，將其合并成為一個(gè)感性元件; (5)將液壓馬達(dá)轉(zhuǎn)子及連接軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量合并成一個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量［4－6］。

在簡(jiǎn)化的基礎(chǔ)上，根據(jù)液壓回路的工作原理和功率鍵合圖的相關(guān)理論，建立了如圖2 所示的礦用履帶車行走作業(yè)時(shí)的功率鍵合圖。

圖2 行走限速制動(dòng)系統(tǒng)功率鍵合圖

(1)容性元包括:C3，泵至溢流閥管道的液容;C10，溢流閥彈簧的柔度;C26，換向閥至梭閥管道的液容及梭閥至單向閥的液容;C31，梭閥至制動(dòng)器及制動(dòng)器液腔的液容;C34，制動(dòng)器彈簧的柔度;C39，單向閥至液壓馬達(dá)管道的液容及液壓馬達(dá)自身液腔液容;C47，液壓馬達(dá)至背壓閥的管道液容;C53，背壓閥彈簧的柔度;C60，背壓閥至換向閥的管道液容。

(2)感性元包括:Ⅰ11，溢流閥閥芯的質(zhì)量;Ⅰ35，制動(dòng)器活塞、連桿及制動(dòng)片的質(zhì)量;Ⅰ44，液壓馬達(dá)轉(zhuǎn)子及連接軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量;Ⅰ52，背壓閥閥芯的質(zhì)量。

(3)阻性元包括:R2，泵的泄漏液阻;R6，溢流閥的溢流液阻(可變液阻);R7，溢流閥的減壓阻尼孔液阻;R15、R16、R21、R22，換向閥節(jié)流口液阻;R29，梭閥液阻;R37，單向閥液阻;R41，馬達(dá)的泄漏液阻;R57，背壓閥的減壓阻尼孔液阻;R55，背壓閥的阻尼液阻(可變液阻)。

(4)A1為溢流閥閥芯的有效作用面積;A2為制動(dòng)器活塞的有效作用面積;A3為背壓閥閥芯的有效作用面積;m1為液壓馬達(dá)進(jìn)油腔的轉(zhuǎn)換系數(shù);m2為液壓馬達(dá)出油腔的轉(zhuǎn)換系數(shù);Se1為溢流閥的調(diào)節(jié)壓力;Se2為制動(dòng)器彈簧的預(yù)緊力;Se3為液壓馬達(dá)的輸出轉(zhuǎn)矩;Se4為背壓閥的調(diào)節(jié)壓力;Se5為油液回油箱的壓力，為0。

2.2 液壓回路的狀態(tài)方程

根據(jù)功率鍵合圖的相關(guān)規(guī)則以及變量之間的相互邏輯關(guān)系，由功率鍵合圖2 可知，該回路有13 個(gè)狀態(tài)變量，它們的物理意義分別為:液壓馬達(dá)出口至溢流閥閥口用來補(bǔ)償油液壓縮量及管道受壓變形量的液壓油的體積V3，溢流閥閥芯的位移X10，溢流閥閥芯的動(dòng)量P11，換向閥至梭閥及梭閥至單向閥中用來補(bǔ)償油液壓縮量及管道受壓變形量的液壓油的體積V26，梭閥至制動(dòng)器及制動(dòng)器中用來補(bǔ)償油液壓縮量及管道受壓變形量的液壓油的體積V31，制動(dòng)器活塞的位移X34，制動(dòng)器活塞、推桿及制動(dòng)片的動(dòng)量P35，單向閥至液壓馬達(dá)及液壓馬達(dá)中用來補(bǔ)償油液壓縮量及管道受壓變形量的液壓油的體積V39，液壓馬達(dá)轉(zhuǎn)子及連接軸的動(dòng)量P44，液壓馬達(dá)至背壓閥中用來補(bǔ)償油液壓縮量及管道受壓變形量的液壓油的體積V47，背壓閥閥芯的位移X53，背壓閥閥芯的動(dòng)量P52，背壓閥至換向閥中用來補(bǔ)償油液壓縮量及管道受壓變形量的液壓油的體積V60。由功率鍵合圖得出液壓回路簡(jiǎn)化后的狀態(tài)方程為:

3 仿真分析

以該系統(tǒng)回路為基礎(chǔ)，結(jié)合功率鍵合圖和上述狀態(tài)方程，利用AMESim 中的液壓庫(kù)、機(jī)械庫(kù)、信號(hào)庫(kù)和HCD 庫(kù)建立系統(tǒng)仿真模型［7－8］。因?yàn)锳MESim 中沒有手動(dòng)換向閥，在不影響仿真結(jié)果的情況下，將手動(dòng)換向閥換成電磁換向閥。其中主泵排量為90 mL/r，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速2 100 r/min，馬達(dá)排量3 L/r。

3.1 預(yù)緊力對(duì)系統(tǒng)制動(dòng)特性的影響

圖3 為不同預(yù)緊力對(duì)液壓馬達(dá)制動(dòng)特性的影響，預(yù)緊力F 分別取140、280、420 N。

圖3 不同預(yù)緊力下液壓馬達(dá)的壓力沖擊曲線

由圖3 可知:不同預(yù)緊力對(duì)液壓馬達(dá)制動(dòng)壓力時(shí)間的影響較小，當(dāng)預(yù)緊力F 為420 N 時(shí)，換向閥在t=0 ～5 s 處于右位，液壓馬達(dá)壓力為19 MPa;t =5 s 后換向閥開始向中位移動(dòng)，液壓馬達(dá)處于制動(dòng)階段，存在壓力振蕩，壓力振蕩時(shí)間約為2 s;t=7 s 之后，液壓馬達(dá)壓力為7.5 MPa。

3.2 阻尼孔直徑對(duì)系統(tǒng)制動(dòng)特性的影響

阻尼孔直徑d 分別取1、2、3 mm。圖4 為不同阻尼孔直徑對(duì)液壓馬達(dá)制動(dòng)特性的影響。

圖4 不同阻尼孔直徑下液壓馬達(dá)的壓力沖擊曲線

由圖4 可知:阻尼孔直徑對(duì)液壓馬達(dá)制動(dòng)壓力時(shí)間的影響較大，當(dāng)阻尼孔直徑d 為3 mm 時(shí)，換向閥在t=0 ～5 s 處于右位，液壓馬達(dá)壓力為19 MPa;t=5 s后換向閥開始向中位移動(dòng)，液壓馬達(dá)處于制動(dòng)階段，存在壓力振蕩，壓力振蕩時(shí)間約為1.5 s;t =6.5 s之后，液壓馬達(dá)壓力為7.5 MPa。阻尼孔直徑d越小，壓力振蕩越大，壓力制動(dòng)時(shí)間越長(zhǎng)，其原因是阻尼孔直徑d 越小，液阻越大，降低了背壓閥工作的平穩(wěn)性，壓力振蕩也就越大。

3.3 彈簧剛度對(duì)系統(tǒng)制動(dòng)特性的影響

彈簧剛度K 分別取14 000、28 000、42 000 N/m。圖5 為不同彈簧剛度對(duì)液壓馬達(dá)制動(dòng)特性的影響。

圖5 不同彈簧剛度下液壓馬達(dá)的壓力沖擊曲線

由圖5 可知:不同彈簧剛度對(duì)液壓馬達(dá)制動(dòng)壓力時(shí)間有一定的影響，當(dāng)彈簧剛度K 為14 000 N/m 時(shí)，換向閥在t =0 ～5 s 處于右位，液壓馬達(dá)壓力為19 MPa;t=5 s 后換向閥開始向中位移動(dòng)，液壓馬達(dá)處于制動(dòng)階段，存在壓力振蕩，壓力振蕩時(shí)間約為2 s;t=7 s 之后液壓馬達(dá)壓力為7.5 MPa。彈簧剛度越小，壓力振蕩越大，其原因是背壓閥閥芯受液壓力的大小隨著背壓閥彈簧剛度的減小而增大，因此降低了背壓閥工作的穩(wěn)定性。

4 結(jié)論

通過對(duì)礦用履帶車行走過程中實(shí)際工況的了解，確定了采用行走限速制動(dòng)回路。文中采用功率鍵合圖模型對(duì)行走限速制動(dòng)回路進(jìn)行數(shù)學(xué)建模。在建好模型的基礎(chǔ)上，結(jié)合原理圖，利用AMESim 軟件建立該模型的AMESim 模型，通過仿真分析，了解了背壓閥的預(yù)緊力、彈簧剛度和阻尼孔直徑在液壓馬達(dá)制動(dòng)時(shí)，對(duì)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性的影響。不同的參數(shù)對(duì)液壓馬達(dá)制動(dòng)特性的影響不同，其中阻尼孔直徑對(duì)液壓馬達(dá)制動(dòng)特性的影響最大，彈簧剛度的影響次之，預(yù)緊力的影響最小。了解這些參數(shù)的影響對(duì)于實(shí)際應(yīng)用過程和研究過程都具有指導(dǎo)意義。

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