劉 釗,程江琳,楊 軍,朱玉田

(同濟大學 機械與能源工程學院,上海 201804)

輪式裝載機作為一種傳統(tǒng)的鏟土運輸機械,依其高效和機動靈活性的特點,在土石方等作業(yè)應用中依然保持其首要地位.由于輪式裝載機作業(yè)環(huán)境復雜多變,路況場地大多起伏不平,行走或作業(yè)機體振動顛簸嚴重,從而加劇操作工人的疲勞強度,且又極大地損傷機器的零部件.因此,研究和設計人員對輪式裝載機性能的提高與改進從未停止過,以使其操作的安全性、可靠性和舒適性日趨完美[1-3].

朱玉田等[4]依人的運動感知特性對換擋品質(zhì)進行了研究,然而從裝載機工作全過程來看,裝載機動臂起降所產(chǎn)生的沖擊振動遠遠大于其他組成系統(tǒng)振動的程度,因此,減小動臂起降沖擊振動對改善整機工作平穩(wěn)性非常重要.以速度控制方式降低振動在客載運輸設備領域有較多研究與應用[5-6],而在鏟土運輸機械上應用較少.現(xiàn)行的裝載機工作裝置液壓系統(tǒng)采用多路閥手動操縱方式,駕駛員很難準確控制閥口開度,由此在工作中將產(chǎn)生很大的慣性沖擊和振動,對整機的安全性和操作舒適性產(chǎn)生很大影響.為解決這些問題,本文提出液壓變流量緩沖控制方案,減小油缸行程初后期進油流量,控制動臂運行加速度的變化,降低動臂慣性沖擊,并通過實驗驗證其工作的穩(wěn)定效果.

1 動臂升降產(chǎn)生振動原因

動臂舉升時,打開通往動臂油缸無桿腔油路閥口,液壓油便推動活塞頂升動臂上起,速度由零逐步上升至最大.當活塞運動到末端時,運動急劇停止,動臂在很短的時間內(nèi)將速度降低為零,由此動臂需要獲得很大的負加速度,即主機將產(chǎn)生很大的沖擊力.由于動臂舉升后動臂、鏟斗及其鏟裝物料懸伸于車架前上方,導致整機重心向前偏移,加上前后輪胎有很好的彈性,致使整機出現(xiàn)大幅度振動現(xiàn)象.動臂下降時,轉(zhuǎn)換通往動臂油缸有桿腔油路,液壓油便推動活塞牽拉動臂下落,在動臂油缸油路轉(zhuǎn)換瞬間,動臂在重力和油缸作用力共同作用下，產(chǎn)生很大的加速度,導致動臂產(chǎn)生很大振動.在動臂下降過程中,動臂和鏟斗及其物料重心雖然降至最低處,但是嚴重的慣性沖擊依然對整機產(chǎn)生很大振動.

2 解決方案

針對動臂升降振動產(chǎn)生的因素,提出控制動臂油缸進出油流量方法,優(yōu)化動臂起降的運行速度規(guī)律,提高加速度和加加速度的數(shù)值,縮短加速時間,相對延長減速階段時間,以實現(xiàn)動臂起降過程的慣性緩沖,減小整機振動程度.

2.1 動臂起降系統(tǒng)運動模型

動臂起降系統(tǒng)主要由液壓油缸和負載(包括動臂、鏟斗及物料)組成.動臂轉(zhuǎn)動鉸軸與車架鉸接,動臂油缸上支座與動臂中部鉸座鉸接,下支座與車架鉸接,液壓油缸伸出時驅(qū)動動臂繞轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)動,從而將動臂從低位置狀態(tài)起升到高位置狀態(tài).從機構學上分析該系統(tǒng)是一個單自由度平面運動系統(tǒng),系統(tǒng)的初始位姿、目標位姿和運動路徑均已確定,而運動狀態(tài)有待確定.建立起降系統(tǒng)的運動學模型，圖1為工作裝置工作原理圖.圖1中表示出了動臂起降過程中兩個不同時刻動臂的運動狀態(tài):狀態(tài)1為起升前動臂所處的自由狀態(tài);狀態(tài)2為起升過程中的任一位置狀態(tài).

圖1中:A點代表動臂旋轉(zhuǎn)中心;O為液壓缸下支座旋轉(zhuǎn)中心;B為液壓缸上支座旋轉(zhuǎn)中心;C代表負載重心位置;D為鏟斗及物料重心;F為動臂油缸推力;α為OA與AB夾角;β代表AD與豎直方向之間的夾角;γ代表AC與豎直方向夾角;θ代表動臂從最低位置向上的轉(zhuǎn)角.

活塞桿伸出位移s為

圖1 工作裝置工作原理圖Fig.1 Principle diagram of working device

(1)

式中：L1為交點O與A連線長度，m；L2為交點A與B連線長度，m；L0為油缸安裝距.

活塞桿伸出速度v為

(2)

活塞桿伸出過程加速度a為

(3)

油缸進油流量q為

(4)

式中:d為動臂油缸內(nèi)徑,m.

2.2 動臂起降系統(tǒng)動力模型

設負載轉(zhuǎn)動慣量為J,重力為G,油缸無桿腔壓力為P1,有效作用面積為A1,油缸有桿腔壓力為P2,有效作用面積為A2,F為液壓油缸驅(qū)動力,則由系統(tǒng)的轉(zhuǎn)動微分方程得

(5)

式中：Ga為工作裝置重力,N；Gm為物料重力,N；L4為交點A與C連線長度，m；L5為交點A與D連線長度,m.

油缸推力計算公式為

(6)

3 動臂升降速度確定

為減小動臂起降過程中工作裝置運動慣性的振動程度,把動臂起動和停止過程中加速度變化率的最大值控制在能引起主機振動的數(shù)值范圍之內(nèi).根據(jù)以上原則,速度、加速度、加加速度三者分別與時間之間的關系滿足動臂轉(zhuǎn)動正弦曲線變化規(guī)律.

4 動臂升降速度控制的實現(xiàn)

本控制系統(tǒng)結構原理如圖2所示.絕對值編碼器實時地采集動臂升降時的絕對位置值,主控制板通過速度控制算法計算出相應的速度值,然后把速度值轉(zhuǎn)換成脈沖寬度調(diào)制(Pulse Width Modulation，PWM)波發(fā)送給電液比例閥控制器，實現(xiàn)動臂升降的速度控制.

圖2 系統(tǒng)結構Fig.2 System structure

5 液壓系統(tǒng)工作原理

裝載機液壓系統(tǒng)工作原理如圖3所示.液壓油從油泵出來,一路連通多路操縱閥,另一路與蓄能器連通;在工作裝置進行鏟裝作業(yè)前,蓄能器已充滿壓力油;在進行動臂舉升操縱控制時,接通速度控制系統(tǒng),微機控制器發(fā)出上舉指令信號,電控單向閥由截止狀態(tài)變?yōu)閷顟B(tài);隨后根據(jù)檢測到的動臂位置信息向速度控制器輸出與期望速度相對應的指令信號,電液比例閥按照給定的速度指令調(diào)節(jié)過流流量,動臂按照給定的理想速度曲線運行.在動臂運行的快速階段,主油路和蓄能器共同為液壓缸供油,在動臂運行的減速階段僅由主油路為液壓缸供油,主油路中多余油量供給蓄能器.當動臂到達預定位置時,微機控制器接收到停駐信號,對方向閥的電磁鐵發(fā)出斷電信號,同時電液比例閥停止向油缸供油,動臂停止運行.

圖3 裝載機液壓系統(tǒng)原理圖Fig.3 Schematic of loader hydraulic system

動臂下降時,拉動多路閥操縱手柄,速度控制系統(tǒng)下降指令信號接通,微機控制器發(fā)出指令,使電控單向閥變?yōu)閷顟B(tài).隨后根據(jù)檢測到的動臂位姿信息,向速度控制器輸出與期望速度相對應的指令信號,電液比例閥按照此給定的速度指令調(diào)節(jié)過流流量,動臂便按照給定的理想速度曲線運行.在動臂運行過程中僅主油路為液壓缸供油,在動臂運行的減速階段,主油路中多余油量部分供給蓄能器.當動臂到達預定位置時,微機控制器接收到停駐信號,隨后給電控單向閥電磁鐵發(fā)送斷電信號,同時電液比例閥停止向油缸供油,動臂停止運行.

6 輔助壓力油源設計

本文采用蓄能器作為動臂快速起升時的壓力油源,在動臂起升過程中,主油路優(yōu)先供給起升油缸,同時蓄能器協(xié)同主油路為起升油缸供油.當起升速度進入減速階段時，主油路液壓油流量足以滿足油缸需要,多余液壓油進入蓄能器以備液壓缸快速起升段補給.

6.1 蓄能器充氣壓力設計

在裝載機工作環(huán)境下,由于蓄能器系統(tǒng)中氣體的壓縮或膨脹轉(zhuǎn)化時間很短,蓄能器工作按照絕熱過程考慮,則

(9)

式中:λ為常數(shù);P2為最高工作壓力,Pa;P0為充氣壓力,Pa;V2為壓力在P2時氣體容積,m3;V0為充氣容積,選取P0=0.25P2～0.9P1;P1為最低工作壓力,Pa.

6.2 蓄能器的容積設計

動臂舉升時油缸需要的最大進油量為

(10)

式中:k為動臂油缸的數(shù)目;Vc為動臂油缸舉升時所需的油量,L;d為油缸無桿腔內(nèi)徑,mm;s為油缸行程,mm.

根據(jù)動臂起升速度控制規(guī)律曲線,動臂從最低處到達對高處,動臂油缸所需油量Vc,在t時間內(nèi)油泵直接供油量為Vp,活塞快速運動時需要補充的流量為

(11)

式中：Vsi為第i個油泵的排量,m3/r;ni為第i個油泵的額定轉(zhuǎn)速,r/min;ηi為第i個油泵的額定轉(zhuǎn)速效率.

(12)

式中:V0為充氣容積,即蓄能器的總?cè)莘e;V1為對應壓力P1時氣體的容積,m3;V2為對應壓力P2時氣體容積,m3.

7 振動仿真

建立工作裝置系統(tǒng)仿真模型,如圖4所示,應用AMESIM軟件對振動緩沖系統(tǒng)進行仿真.

圖4 工作裝置振動仿真圖Fig.4 Scheme of working device vibration simulation

本文以5 t裝載機為試驗機型,工作裝置兩個動臂油缸缸經(jīng)160 mm,活塞桿直徑80 mm,翻斗油缸缸經(jīng)180 mm,活塞桿直徑100 mm,系統(tǒng)額定工作壓力16 MPa,在無泄漏的情況下,工作泵排量100 mL/r,額定轉(zhuǎn)速2 100 r/min,轉(zhuǎn)向泵排量80 mL/r,額定轉(zhuǎn)速2 100 r/min,采用雙泵合流.工作裝置結構中,L1=667 mm,L2=1 566 mm,L4=1 410 mm,L5=2 775 mm,α=52°,β=60°,γ=62°,θ=0°～81°.工作裝置質(zhì)量為2 705 kg,額定載質(zhì)量為5 000 kg.對動臂起升終止過程仿真結果如圖5所示.

圖5(a)和圖5(b)顯示了采用緩沖控制系統(tǒng)狀態(tài)下動臂舉升油缸驅(qū)動速度、加速度變化曲線,在2 s內(nèi)速度由0.15 m/s平緩減速停止和加速度由3.8 m·s-2平緩減小的過程.

圖5 運動變化仿真曲線Fig.5 Simulation curve of motion

8 工程實驗

以ZL50輪式裝載機為例,對是否采用液壓緩沖系統(tǒng)進行對比實驗.圖6(a)、圖6(b)分別是無緩沖控制時振動波形圖和采用緩沖控制時振動波形圖.在測試過程中,采用液壓緩沖系統(tǒng)的工作周期有所縮短,工作效率得以提高,而且對整機系統(tǒng)的振動消減大大提高.

由圖6(a)和圖6(b)振動信號的波形圖可見,快速起升振動能降低300%的振動幅度,對裝載機整機振動衰減明顯.從動臂運行實驗的結果看,動臂起動平穩(wěn),速度曲線較為平滑、無振蕩,且動臂到位停止準確,達到了正常運行要求,操作室位置處人體感覺舒適性良好.

9 結論

(1) 采用電液比例流量控制系統(tǒng),控制動臂油缸進油流量,減小動臂升降起始過程的加速度和加加速度的變化率,降低動臂運行的起始和終止慣性沖擊.

(2) 系統(tǒng)采用蓄能器接納節(jié)流的液壓油,在動臂快速起降時用于輔助動力,有利于能量的儲存和回用.

圖6 動臂舉快速上升時駕駛室地板位置處的振動波形Fig.6 Vibration waveform at the cab floor when the boom lifts rapidly

(3) 液壓緩沖系統(tǒng)的應用,提高了動臂舉升和下降的工作效率,縮短了工作循環(huán)時間,在長時間相同高度重復鏟裝作業(yè)條件下,采用該系統(tǒng)能很大程度提高作業(yè)效率,提高操作工人的舒適程度,降低其勞動強度,尤其是在頻繁等高裝卸工況下更能發(fā)揮其優(yōu)勢.

(4) 工作振動強度的大幅降低,有利于減輕機械零部件的損傷,提高產(chǎn)品使用壽命,而且對提高工作安全性和以人為本的生產(chǎn)主旨相符合.