宋 佳， 尹滿義， 孟俊曉， 王維福， 孔祥東,3,4， 艾 超,3,4

(1.燕山大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院， 河北秦皇島 066004； 2.三一重機(jī)有限公司， 江蘇昆山 215300; 3.燕山大學(xué)河北省重型機(jī)械流體動力傳輸與控制實(shí)驗(yàn)室， 河北秦皇島 066004； 4.先進(jìn)鍛壓成型技術(shù)與科學(xué)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室(燕山大學(xué))， 河北秦皇島 066004)

引言

液壓系統(tǒng)是挖掘機(jī)中最重要也是最復(fù)雜的系統(tǒng)之一，其能量損失不容忽視[1-4]。液壓系統(tǒng)壓力損失不僅對泵閥匹配有影響，對液壓系統(tǒng)的可靠性也有影響。工程機(jī)械液壓油流經(jīng)多路閥和液壓管道都會產(chǎn)生壓力損失，過大的壓力損失會造成系統(tǒng)發(fā)熱，引起管道老化，造成不必要的能量浪費(fèi)。系統(tǒng)壓力損失按位置劃分為多路閥壓力損失和管道壓力損失，按照損失形式劃分為沿程壓力損失和局部壓力損失[5-6]。其中沿程壓力損失發(fā)生在軟管和硬管上，而局部壓力損失主要發(fā)生在閥口、管接頭、彎管、變徑等結(jié)構(gòu)上。正流量控制系統(tǒng)中，手柄控制主泵斜盤擺角調(diào)節(jié)主泵排量、控制主閥芯位移進(jìn)行換向，提升了挖掘機(jī)的操控性能，相比定量系統(tǒng)，正流量控制系統(tǒng)大大減小了能量損失，提升了能量利用率。本研究基于正流量控制系統(tǒng)，通過仿真手段研究液壓系統(tǒng)壓力損失，為正流量控制挖掘機(jī)能量損失研究奠定基礎(chǔ)。

1 正流量控制挖掘機(jī)工作原理簡介

圖1所示為正流量控制挖掘機(jī)工作原理簡圖。操作者轉(zhuǎn)動手柄桿，手柄減壓閥輸出對應(yīng)先導(dǎo)壓力，導(dǎo)入到多路閥控制腔使多路閥換向；同時位于手柄和多路閥之間的壓力傳感器將先導(dǎo)壓力轉(zhuǎn)換為電信號輸入到控制器中，經(jīng)過相應(yīng)處理后輸出到變量泵比例閥調(diào)節(jié)變量泵排量；主泵流量經(jīng)多路閥導(dǎo)入到相應(yīng)執(zhí)行機(jī)構(gòu)，挖掘機(jī)進(jìn)行相應(yīng)動作。

圖1 挖掘機(jī)工作原理簡圖

2 壓力損失理論分析

斗桿聯(lián)液壓系統(tǒng)中，存在斗桿合流回路和回油再生回路，壓力損失計算比較復(fù)雜，因此，對斗桿聯(lián)進(jìn)行壓力損失理論分析，其余動作各聯(lián)液壓系統(tǒng)的壓力損失計算相對簡單，不一一列舉。圖2所示為斗桿挖掘合流和回油再生回路示意圖。

P1-B.斗桿閥1 P2-B.斗桿閥2 P1.泵1 P2.泵2圖2 斗桿挖掘合流示意圖

多路閥閥內(nèi)合流通道流量來源共分為3個部分，泵1、泵2和斗桿有桿腔回油流量。由此斗桿挖掘進(jìn)油路液壓系統(tǒng)壓力損失可以分為如下：管道壓力損失、管接頭壓力損失、閥口壓力損失、閥內(nèi)流道壓力損失4個部分，下面著重對這4個部分壓力損失進(jìn)行理論分析。

綜合分析斗桿挖掘液壓回路特點(diǎn)，將造成挖掘機(jī)液壓回路壓力損失關(guān)鍵結(jié)構(gòu)等效簡圖如圖3所示，通過上述簡圖表示液壓系統(tǒng)中各部分壓力損失情況，具體計算模型如下[7-8]。

1.泵1 2.泵2圖3 斗桿挖掘液壓系統(tǒng)簡圖

聯(lián)接泵1和多路閥的橋梁主要為軟管和軟管接頭，液壓軟管和管接頭壓力損失方程為：

(1)

(2)

式中,ζ—— 局部阻力系數(shù)

λ—— 沿程阻力系數(shù)

L—— 管道長度

d—— 管道內(nèi)徑

V—— 管中的平均流速

計算沿程阻力損失的關(guān)鍵在于選取好沿程阻力系數(shù)。沿程阻力系數(shù)的選擇是通過雷諾數(shù)和管道相對粗糙度綜合確定，并根據(jù)莫迪圖中選取正確的沿程阻力系數(shù)。雷諾數(shù)計算方程為：

(3)

式中,υ—— 流體動力黏度

d—— 管道內(nèi)徑

由于在液壓系統(tǒng)流道中內(nèi)徑不一定都相同，因此油液在不同直徑流道中流速也不同，根據(jù)流量連續(xù)性方程得出：

q1=V1A1=V2A2

(4)

式中,A1—— 泵1至多路閥管接頭內(nèi)截面積

A2—— 泵1至多路閥軟管內(nèi)截面積

q1—— 泵1輸出流量

同理泵2出口到多路閥接頭局部壓力損失和軟管沿程壓力損失分別為Δp3和Δp4，其中泵2輸出流量為q2。主閥內(nèi)部壓力損失主要是由于閥口和閥內(nèi)流道導(dǎo)致，下列為多路閥閥口流量方程：

(5)

式中,Cd—— 節(jié)流口流量系數(shù)

A(x) —— 閥芯位移為x的過流面積

由上述閥口流量方程可知，多路閥閥口壓力損失與過流面積和流量有關(guān)，由此可以反推閥口壓力損失表達(dá)式，同理泵2對應(yīng)的閥2閥口壓力損失為Δp6。

根據(jù)多路閥上述斗桿多路閥合流方式原理可知，閥內(nèi)合流流道流量是來自于3個部分供油，分別為圖3中通過單項(xiàng)閥中回油再生流量q3、泵1流量q1和泵2流量q2，因此在閥內(nèi)合流流道中壓力損失為：

(6)

式中,L2—— 閥內(nèi)合流流道長度

d2—— 閥內(nèi)合流流道直徑

q3—— 回油再生流量

多路閥至斗桿無桿腔壓力損失主要分為管接頭壓力損失和管道壓力損失，下列為管道壓力損失方程：

Δp8=p4-p6

(7)

綜上所述泵1到斗桿無桿腔總壓力損失為：

∑Δp=Δp1+Δp2+Δp5+Δp7+Δp8

(8)

對比實(shí)際中多路閥合流流道參數(shù)和多路閥外部管道參數(shù)可以看出，多路閥外部管道是公共合流流道內(nèi)徑的2.25倍，因此閥內(nèi)流道液體流速為閥外管道的5倍。如果設(shè)定相同長度情況下，閥內(nèi)流道壓力損失為閥外管道壓力損失5倍左右，加大了多路閥內(nèi)部的壓力損失，且斗桿挖掘進(jìn)油路多路閥到斗桿執(zhí)行機(jī)構(gòu)壓力管道較長。管道的壓力損失跟管徑和流量相關(guān)，但是為了滿足挖掘機(jī)工作時的工作效率，因此降低管路壓力損失還需從管道內(nèi)徑入手，適當(dāng)增加管道內(nèi)徑降低液壓系統(tǒng)壓力損失。

3 機(jī)械模型

圖4為挖掘機(jī)動力學(xué)Motion模型的建立流程，從挖掘機(jī)三維模型建立到聯(lián)合仿真接口的設(shè)置詳細(xì)步驟。

圖4 挖掘機(jī)動力學(xué)模型建立流程圖

根據(jù)挖掘機(jī)實(shí)際結(jié)構(gòu)與尺寸，利用Pro/E軟件進(jìn)行機(jī)械結(jié)構(gòu)各零件體建模與裝配，完成挖掘機(jī)整機(jī)三維建模后將其導(dǎo)入到Motion軟件中，如圖5所示。在Motion中添加約束，包括移動副、轉(zhuǎn)動副和鉸接副。

4 聯(lián)合仿真模型

通過對挖掘機(jī)的液壓系統(tǒng)機(jī)理分析，在AMESim中建立主泵、主閥、管路等仿真模型，控制模型也在AMESim中建立，并且設(shè)置AMESim-Motion聯(lián)合仿真接口[9-12]，如圖6所示。

圖5 導(dǎo)入Motion后的模型

1.K5V變量泵 2.控制器 3.先導(dǎo)手柄 4.多路閥 5.聯(lián)合接口圖6 挖掘機(jī)聯(lián)合仿真模型

聯(lián)合仿真模型中先導(dǎo)手柄3為三通減壓閥，主要將手柄擺角轉(zhuǎn)換為先導(dǎo)壓力，分別作用到多路閥相應(yīng)控制腔，使得閥芯做出相應(yīng)動作。控制器2主要將各自動作對應(yīng)先導(dǎo)壓力轉(zhuǎn)換為電流信號，然后分別作用到主泵電磁比例減壓閥電流輸入端，使泵1和泵2分別變化到相應(yīng)排量，不同動作泵1和泵2的先導(dǎo)壓力-排量控制策略不同。聯(lián)合仿真接口5作用為挖掘機(jī)機(jī)械結(jié)構(gòu)運(yùn)動過程中作用力反饋到液壓系統(tǒng)液壓缸部位，由此該聯(lián)合仿真模型可以模擬挖掘機(jī)實(shí)際工作過程中受力情況。

將泵出口流量進(jìn)入液壓缸油路定義為進(jìn)油路，以液壓缸回油流入到油箱油路定位為回油路。聯(lián)合仿真模型部分參數(shù)如表1所示，給定先導(dǎo)手柄信號，進(jìn)行各動作聯(lián)合仿真分析。

表1 聯(lián)合仿真模型參數(shù)表

5 液壓系統(tǒng)壓力損失仿真分析

動臂提升初始位置姿態(tài)：動臂活塞向外伸出長度為646 mm，斗桿活塞處于全縮狀態(tài)，鏟斗活塞也處于全縮狀態(tài)，仿真曲線如圖7所示。

斗桿挖掘初始位置姿態(tài)：動臂活塞伸出長度為1067 mm，鏟斗活塞全部伸出，斗桿活塞處于全部縮回狀態(tài)，仿真曲線如圖8所示。

斗桿卸載初始位置姿態(tài)：動臂活塞伸出長度為1067 mm，鏟斗活塞全部伸出，斗桿活塞處于全部伸出狀態(tài)，仿真曲線如圖9所示。

圖7 動臂提升仿真曲線

圖8 斗桿挖掘仿真曲線

鏟斗挖掘初始位置姿態(tài)：動臂活塞全部伸出，斗桿活塞伸出長度1076 mm，鏟斗活塞處于全部縮回狀態(tài)，仿真曲線如圖10所示。

鏟斗卸載初始位置姿態(tài)：動臂活塞全部伸出，斗桿活塞伸出長度1076 mm，鏟斗活塞處于全部伸出狀態(tài)，仿真曲線如圖11所示。

在主泵流量穩(wěn)定值區(qū)域內(nèi)，將各個動作的壓力損失進(jìn)行計算，其中每個動作液壓系統(tǒng)壓力損失都分為泵1至執(zhí)行機(jī)構(gòu)進(jìn)油路壓力損失、 泵2至執(zhí)行機(jī)構(gòu)進(jìn)油路壓力損失2個部分。動臂下降無桿腔部分回油通過回油再生通道進(jìn)入動臂有桿腔，動臂下降依靠自身重量進(jìn)行運(yùn)動，因此不研究壓力損失。

圖9 斗桿卸載仿真曲線

圖10 鏟斗挖掘仿真曲線

根據(jù)表2中可以看出，斗桿挖掘進(jìn)油路液壓系統(tǒng)壓力損失最大，動臂提升壓力損失最小，斗桿挖掘動作泵1和泵2側(cè)液壓油路壓力損失分別高于動臂提升動作，對應(yīng)壓力損失值為1.79 MPa和1.62 MPa。

圖11 鏟斗卸載仿真曲線

表2 各動作液壓系統(tǒng)壓力損失最大值

MPa

6 液壓系統(tǒng)壓力損失分布情況仿真分析

在挖掘機(jī)的液壓系統(tǒng)中，壓力損失主要分為2個部分，即管路壓力損失和多路閥壓力損失。已經(jīng)對挖掘機(jī)各動作液壓系統(tǒng)壓力損失進(jìn)行了對比分析，因此針對液壓系統(tǒng)壓力損失分布情況仿真分析，確定壓力損失原因和關(guān)鍵部位。圖12分別介紹了各動作液壓系統(tǒng)進(jìn)油路壓力損失分布情況。

圖12 各動作液壓系統(tǒng)進(jìn)油路壓力損失分布情況圖

根據(jù)以上不同動作液壓系統(tǒng)壓力損失分布情況，可以得出：各動作液壓系統(tǒng)進(jìn)油路壓力損失中多路閥壓力損失所占比重最大。

橫向?qū)Ρ雀鲃幼髦卸嗦烽y壓力損失，發(fā)現(xiàn)斗桿挖掘和斗桿卸載動作多路閥壓力損失較其他動作多路閥壓力損失大，尤其斗桿挖掘動作最為顯著，斗桿挖掘多路閥閥2最大壓力損失達(dá)到2.89 MPa。同時，對比各動作進(jìn)油路中管路壓力損失，斗桿挖掘進(jìn)油路管路壓力損失較其他動作管路壓力損失明顯偏大。

理論分析斗桿多路閥原理及結(jié)構(gòu)，造成斗桿挖掘進(jìn)油路壓力損失較其他動作進(jìn)油路壓力損失大的原因?yàn)椋憾窏U挖掘多路閥具有回油再生功能，管道中流量最大為910 L/min。而動臂執(zhí)行機(jī)構(gòu)有2個液壓缸，多路閥出口流量分為兩路，分別進(jìn)入2個動臂液壓缸，因此每條管路中流量都較小，相應(yīng)的管道壓力損失也較小。而鏟斗管路壓力損失較斗桿管路壓力損失小的原因是由于鏟斗沒有回油再生功能，且鏟斗動作流量較小。綜上所述，斗桿挖掘動作管道和多路閥壓力損失都偏大。

7 實(shí)驗(yàn)測試

為了減小實(shí)驗(yàn)誤差，增加實(shí)驗(yàn)的可信度，實(shí)驗(yàn)各動作都需要連續(xù)3次重復(fù)運(yùn)動，并分析和比較3次實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，及時剔除實(shí)驗(yàn)中誤差較大的數(shù)據(jù)，確保實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)合理真實(shí)。

7.1 實(shí)驗(yàn)?zāi)康暮蛢?nèi)容

(1) 單動作實(shí)驗(yàn)測試：通過對單動作主泵流量、主泵壓力、先導(dǎo)壓力、執(zhí)行機(jī)構(gòu)活塞位移、執(zhí)行機(jī)構(gòu)無桿腔和有桿腔壓力進(jìn)行實(shí)驗(yàn)測試和分析，與仿真數(shù)據(jù)對比，驗(yàn)證仿真模型的準(zhǔn)確性；

(2) 整機(jī)壓力損失測試：通過實(shí)驗(yàn)測試挖掘機(jī)各動作工作時液壓系統(tǒng)壓力損失變化情況，驗(yàn)證仿真模型單動作壓力損失結(jié)果的正確性。

7.2 整機(jī)實(shí)驗(yàn)原理

圖13為該正流量挖掘機(jī)實(shí)驗(yàn)原理圖和實(shí)驗(yàn)測點(diǎn)。該圖中標(biāo)定了各測試點(diǎn)的名稱和位置，需采集的數(shù)據(jù)包括發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速、主泵輸出流量、主泵輸出壓力、先導(dǎo)控制壓力信號、執(zhí)行機(jī)構(gòu)壓力以及動臂、斗桿、鏟斗工作裝置位移等。

7.3 實(shí)驗(yàn)姿態(tài)標(biāo)定和步驟

挖掘機(jī)實(shí)驗(yàn)位置姿態(tài)標(biāo)定，即確定各動作實(shí)驗(yàn)起始和終止時各執(zhí)行機(jī)構(gòu)的位置情況，為保證實(shí)驗(yàn)的可靠性，每個動作都進(jìn)行3次重復(fù)實(shí)驗(yàn)，因此每次動作都需要調(diào)整各執(zhí)行機(jī)構(gòu)伸縮量確保每次動作起始位置和終止位置的一致性，對挖掘機(jī)各動作操作步驟也需要進(jìn)行具體規(guī)范。因此， 為了驗(yàn)證各動作仿真結(jié)果的正確性，挖掘機(jī)各單動作實(shí)驗(yàn)姿態(tài)均保持與仿真的初始姿態(tài)一致，試驗(yàn)中所用儀器與設(shè)備如表3所示。

P1/P2.泵1/泵2出口壓力 Q1/Q2.泵1/泵2流量 A1/A2.電磁減壓閥1/電磁減壓閥2電流 PC1/PC2.動臂升/ 降先導(dǎo)壓力 PC3/PC4.左/右回轉(zhuǎn)先導(dǎo)壓力 PC5/PC6.鏟斗挖/卸先導(dǎo)壓力 PC7/PC8.斗桿挖/卸先導(dǎo)壓力 P3/P4/S1.動臂有桿腔壓力/無桿腔壓力/活塞位移 P5/P6/S2.斗桿有桿腔壓力/無桿腔壓力/活塞位移 P7/P8/S3.鏟斗有桿腔壓力/無桿腔壓力/活塞位移圖13 實(shí)驗(yàn)測試測點(diǎn)分布圖

表3 試驗(yàn)用儀器規(guī)格參數(shù)表

名稱型號主要參數(shù)變量泵排量/mL·r-1K5V160DT158 主閥閥芯直徑/mmKMX32NA34 壓力傳感器量程/MPaHDA 7446-A-600-0000～60 先導(dǎo)壓力傳感器量程/MPaHDA 7446-A-060-0000～6 流量傳感器量程/L·min-1CT 6000～1500 線位移傳感器量程/mmDSS-S0～2000

7.4 空載單動作實(shí)驗(yàn)測試分析

設(shè)定發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為1950 r/min。進(jìn)行各動作實(shí)驗(yàn)時，操作者控制相應(yīng)手柄動作，不對其他動作進(jìn)行任何操作，各執(zhí)行機(jī)構(gòu)動作直到系統(tǒng)開始溢流，動作結(jié)束。

1) 動臂提升實(shí)驗(yàn)分析

動臂提升實(shí)驗(yàn)曲線如圖14所示。

針對動臂提升液壓系統(tǒng)進(jìn)油路壓力損失實(shí)驗(yàn)曲線，當(dāng)主泵流量上升最大值時，泵1至動臂無桿腔液壓系統(tǒng)進(jìn)油路壓力損失最大為1.73 MPa，泵2至動臂無桿腔液壓系統(tǒng)進(jìn)油路壓力損失最大為1.57 MPa。對比仿真曲線，誤差值在3.5%以內(nèi)，仿真和實(shí)驗(yàn)相差很小，由此可以看出，動臂提升壓力損失仿真結(jié)果準(zhǔn)確。

圖14 動臂提升實(shí)驗(yàn)曲線

2) 斗桿挖掘?qū)嶒?yàn)分析

斗桿挖掘?qū)嶒?yàn)曲線如圖15所示。

圖15 斗桿挖掘?qū)嶒?yàn)曲線

針對斗桿挖掘液壓系統(tǒng)進(jìn)油路壓力損失實(shí)驗(yàn)曲線，當(dāng)主泵流量上升最大值時，泵1出口至斗桿無桿腔液壓系統(tǒng)進(jìn)油路壓力損失最大為3.07 MPa，泵2出口至斗桿無桿腔液壓系統(tǒng)進(jìn)油路壓力損失最大為3.62 MPa。對比仿真曲線，誤差值在8%以內(nèi)，仿真和實(shí)驗(yàn)相差很小，由此可以看出，斗桿挖掘機(jī)仿真結(jié)果準(zhǔn)確。

3) 斗桿卸載實(shí)驗(yàn)分析

斗桿卸載實(shí)驗(yàn)曲線如圖16所示。

圖16 斗桿卸載實(shí)驗(yàn)曲線

針對斗桿卸載液壓系統(tǒng)進(jìn)油路壓力損失實(shí)驗(yàn)曲線，泵1出口至斗桿有桿腔入口壓力損失最大為2.72 MPa，泵2出口至斗桿有桿腔入口壓力損失最大為2.94 MPa。對比仿真曲線，誤差在7%以內(nèi)，仿真和實(shí)驗(yàn)相差很小，由此可以看出，斗桿卸載仿真結(jié)果準(zhǔn)確。

4) 鏟斗挖掘?qū)嶒?yàn)分析

鏟斗挖掘?qū)嶒?yàn)曲線如圖17所示。

圖17 鏟斗挖掘?qū)嶒?yàn)曲線

針對鏟斗挖掘液壓系統(tǒng)進(jìn)油路壓力損失實(shí)驗(yàn)曲線，泵1至鏟斗無桿腔液壓系統(tǒng)進(jìn)油路壓力損失為2.93 MPa，泵2至鏟斗無桿腔液壓系統(tǒng)進(jìn)油路壓力損失為2.16 MPa。對比仿真曲線，誤差在5%以內(nèi)，仿真和實(shí)驗(yàn)相差很小，由此可以看出，鏟斗挖掘仿真結(jié)果準(zhǔn)確。

5) 鏟斗卸載實(shí)驗(yàn)分析

鏟斗卸載實(shí)驗(yàn)曲線如圖18所示。

圖18 鏟斗卸載實(shí)驗(yàn)曲線

針對鏟斗卸載液壓系統(tǒng)進(jìn)油路壓力損失實(shí)驗(yàn)曲線，泵1至鏟斗無桿腔液壓系統(tǒng)進(jìn)油路壓力損失為2.66 MPa，泵2至鏟斗無桿腔液壓系統(tǒng)進(jìn)油路壓力損失為2.12 MPa。對比仿真曲線，誤差在3%以內(nèi)，仿真和實(shí)驗(yàn)相差很小，由此可以看出，鏟斗卸載仿真結(jié)果準(zhǔn)確。

上述對比了各動作運(yùn)動時的各測試點(diǎn)仿真和實(shí)驗(yàn)數(shù)值變化趨勢的相似程度，驗(yàn)證了所建聯(lián)合仿真模型各典型動作的合理性與準(zhǔn)確性，為正流量控制挖掘機(jī)能量損失研究和性能提升奠定基礎(chǔ)。

8 結(jié)論

對液壓系統(tǒng)壓力損失進(jìn)行理論分析，建立機(jī)械模型、控制模型與主泵、主閥、管路等仿真模型，設(shè)置AMESim-Motion聯(lián)合仿真接口，搭建聯(lián)合仿真模型。通過對液壓挖掘機(jī)單動作液壓系統(tǒng)壓力損失仿真分析，可以得知：

在單動作中，斗桿挖掘動作管道和多路閥壓力損失都偏大。由于斗桿挖掘多路閥具有回油再生功能，管道中流量最大，達(dá)到910 L/min，使得斗桿挖掘液壓系統(tǒng)壓力損失較高，泵1側(cè)進(jìn)油路壓力損失為3.31 MPa，泵2側(cè)進(jìn)油路壓力損失為3.91 MPa。通過實(shí)驗(yàn)測試，在主泵流量穩(wěn)定值區(qū)域內(nèi)，各單動作仿真與試驗(yàn)的壓力損失誤差值均在8%以下，驗(yàn)證了仿真模型的準(zhǔn)確性，可以應(yīng)用仿真模型進(jìn)行壓力損失分析。