黃亞軍，王 鑫，王媛媛, 趙 勇，時 虹

(1.山推工程機械股份有限公司，山東 濟寧 272000;2.長安大學(xué) 道路施工技術(shù)與裝備教育部重點實驗室，陜西 西安 710064；3.九江職業(yè)學(xué)院，江西 九江 332007)

引言

隨著國家近幾年對礦山領(lǐng)域大量的資金投入，礦山開采技術(shù)不斷提升，規(guī)模持續(xù)擴大，這對礦用推土機提出了大型化和重型化的要求[1]。目前推土機的傳動方式有機械、液力機械、全液壓和混合動力傳動[2-4]。由于全液壓傳動可以實現(xiàn)無級變速，傳動效率較高，并且便于控制，因此廣泛應(yīng)用于推土機傳動系統(tǒng)中[5-6]。

國外利勃海爾公司在2016年的德國BAUMA展覽會上展出了世界上第一臺最大的靜壓驅(qū)動推土機PR776，其整機重量為74 t，功率高達565 kW，速度為10.5 km/h，具有極高的動力傳遞效率和安全性[7]。國內(nèi)目前液壓傳動的推土機只應(yīng)用于中小功率的推土機，而在一些大型土石方作業(yè)和礦山作業(yè)過程中，所遇負載大，中小功率推土機無法滿足要求。因此，自主研發(fā)大功率全液壓推土機勢在必行，這不僅是減少與國外先進技術(shù)水平差距的有效途徑之一，也是增強我國工程機械行業(yè)綜合實力的重要任務(wù)。

液壓行駛驅(qū)動系統(tǒng)是大功率全液壓推土機的核心，其性能的好壞影響著推土機的整機性能和工作效率，因此有必要對液壓行駛驅(qū)動系統(tǒng)進行動態(tài)響應(yīng)分析，從而確定該液壓行駛驅(qū)動系統(tǒng)方案的可行性[8-9]。本研究參考國外大功率全液壓推土機的產(chǎn)品信息，對565 kW全液壓推土機的行駛驅(qū)動系統(tǒng)進行設(shè)計研究。

1 液壓行駛驅(qū)動系統(tǒng)方案

565 kW全液壓推土機主要技術(shù)參數(shù)如表1所示，565 kW全液壓推土機液壓行駛驅(qū)動系統(tǒng)采用四泵馬達驅(qū)動方案，動力傳遞路線如圖1所示。發(fā)動機提供動力，左側(cè)有2個液壓泵，合流之后將流量提供給兩并聯(lián)的液壓馬達，馬達驅(qū)動減速機構(gòu)后驅(qū)動履帶行走。右側(cè)原理同左側(cè)。由于左右兩側(cè)回路的結(jié)構(gòu)和原理相同，因此只研究單邊回路情況，單邊液壓行駛驅(qū)動系統(tǒng)回路如圖2所示。

圖1 四泵四馬達液壓行駛驅(qū)動系統(tǒng)動力傳遞路線

1.變量泵 2.濾油器 3.補油泵 4.補油溢流閥 5.油箱 6.單向閥 7.安全閥 8.冷卻沖洗閥 9.溢流閥 10.變量馬達

表1 565 kW全液壓推土機技術(shù)參數(shù)

在單邊液壓行駛驅(qū)動系統(tǒng)回路中，變量泵將原動力轉(zhuǎn)換成液壓能輸出，其中，2個變量泵的出口流量經(jīng)過合流之后提供給變量液壓馬達，變量液壓馬達采取并聯(lián)結(jié)構(gòu)，將液壓能轉(zhuǎn)換成轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速輸出。由于系統(tǒng)的高低壓會互換，所以設(shè)置了2個安全閥，該安全閥用于設(shè)定系統(tǒng)的最高匹配壓力。補油泵不僅要補充系統(tǒng)泄漏的流量，還需要向系統(tǒng)的低壓回路補油，降低系統(tǒng)的溫度。冷卻沖洗閥為系統(tǒng)提供泄漏，有利于換熱。該系統(tǒng)采取雙邊獨立控制方式，這種結(jié)構(gòu)既可以獨立控制，也可以聯(lián)合控制，實現(xiàn)推土機前進、后退、直線行駛和轉(zhuǎn)向等功能[10]。

2 液壓行駛驅(qū)動系統(tǒng)建模與仿真

根據(jù)上述液壓行駛驅(qū)動系統(tǒng)動力傳遞路線和單邊行駛系統(tǒng)液壓回路圖，參照表2參數(shù)采用AMESim軟件建立單邊液壓行駛驅(qū)動系統(tǒng)仿真模型，如圖3所示[10-12]。仿真時間為8 s，系統(tǒng)壓力表示馬達的出口壓力，系統(tǒng)流量表示液壓泵的出口流量，推土機的車速是根據(jù)馬達輸出軸轉(zhuǎn)速折算的理論速度。

表2 仿真模型中的主要參數(shù)

圖3 單邊液壓行駛驅(qū)動系統(tǒng)仿真模型

推土機在鏟掘過程中容易鏟到樹根或遇到石塊，此時會受到較大的波動載荷，為了對鏟土工況進行模擬，采取對系統(tǒng)加載階躍載荷的方式進行仿真。由于全液壓推土機切土工況時單邊所受最大阻力為260 kN, 選取100, 250 kN的階躍載荷分別對應(yīng)鏟土工況的小載荷和大載荷進行動態(tài)響應(yīng)分析。此外還應(yīng)對推土機的行駛工況進行分析，由于推土機頻繁處于起步和制動工況，因此只對兩種工況進行動態(tài)響應(yīng)分析。

2.1 特殊工況響應(yīng)分析

1)100 kN階躍載荷的響應(yīng)

階躍信號曲線如圖4所示，系統(tǒng)流量、壓力和車速的響應(yīng)情況分別如圖5～圖7所示。

圖4 100 kN的階躍信號曲線

圖5 系統(tǒng)的流量響應(yīng)曲線

圖6 系統(tǒng)的壓力響應(yīng)曲線圖

圖7 推土機的車速曲線

100 kN的階躍載荷屬于小載荷，此時泵和馬達均處于大排量工作。由圖4可知，由于系統(tǒng)在0時所受初始載荷為40 kN，所以在運行開始時系統(tǒng)的流量、壓力和車速會突然上升，由于系統(tǒng)具有自適應(yīng)性能，這些數(shù)值又很快下降至初步穩(wěn)定。在第3秒遇到 100 kN的階躍載荷時，系統(tǒng)壓力小幅度上升至21.44 MPa并趨于穩(wěn)定，由于系統(tǒng)壓力升高會導(dǎo)致發(fā)動機轉(zhuǎn)速降低、系統(tǒng)容積效率降低，因此系統(tǒng)流量有所下降，液壓系統(tǒng)流量最終穩(wěn)定在146.3 L/min，推土機的車速穩(wěn)定在5.7 km/h。

2)250 kN階躍載荷的響應(yīng)

250 kN的階躍信號曲線如圖8所示，系統(tǒng)流量、壓力和車速的響應(yīng)情況分別如圖9～圖11所示。

圖8 250 kN的階躍信號曲線

圖9 系統(tǒng)的流量響應(yīng)曲線

圖10 系統(tǒng)的壓力響應(yīng)曲線圖

250 kN的階躍載荷屬于過載載荷，此時馬達仍處于大排量位置，泵的排量減小至0。由圖9～圖11可知，在第3秒時，系統(tǒng)突然遇到250 kN的階躍載荷，這已經(jīng)超過系統(tǒng)所能承受的最大載荷，為保護系統(tǒng)中的液壓元件，液壓泵的排量減小至0，隨之系統(tǒng)流量和車速也下降至0，此時系統(tǒng)壓力迅速升高。由于限定了系統(tǒng)的最高壓力45 MPa，不至于壓力過高損壞元件，從而保證了液壓行駛驅(qū)動系統(tǒng)的運行。

圖11 推土機的車速曲線

綜合以上可知，當系統(tǒng)遇到的負載越大時，系統(tǒng)壓力越高，但由于設(shè)定了系統(tǒng)的最大壓力，壓力不會無限升高。系統(tǒng)流量和車速隨著發(fā)動機轉(zhuǎn)速的降低或液壓泵排量的減小均有所降低。

2.2 行駛驅(qū)動系統(tǒng)的行駛工況分析

1)起步階段

推土機在起步階段，由于需要較低的行駛速度和較大的牽引力，因此泵應(yīng)處于小排量位置，馬達處于大排量位置，此時系統(tǒng)壓力值較小，馬達的大排量保證了較大的牽引力和較低的作業(yè)速度。雖然此時泵的排量小、效率較低，但由于起步工況時間較短，效率問題作為次要因素考慮。起步時泵和馬達的排量比變化如圖12所示，泵和馬達的排量比αv,αm分別在3 s內(nèi)從0增加至0.5和0.85。

圖12 起步階段泵和馬達的排量比變化曲線

推土機的起步時間為3 s，分析系統(tǒng)流量、壓力和車速的變化，起步階段的仿真曲線如圖13所示。

圖13 起步階段系統(tǒng)流量、壓力和車速的變化曲線

根據(jù)仿真結(jié)果可知，在該大功率推土機起步過程中，發(fā)動機開始起步的瞬間，由于液壓系統(tǒng)受到很大的沖擊以及系統(tǒng)的滯后性，系統(tǒng)的壓力迅速增加，但溢流閥設(shè)定了系統(tǒng)的最大壓力為45 MPa，因此當系統(tǒng)壓力升高到45 MPa時，能夠在1 s后又降至14.8 MPa并趨于平穩(wěn)；系統(tǒng)流量隨著排量的增加逐步上升至249 L/min；車速的微小波動是因為液壓元件的排量在開啟時，系統(tǒng)壓力存在波動，從而影響了馬達轉(zhuǎn)速及車速，但是車速能夠在2 s內(nèi)增加至2.6 km/h，可以平穩(wěn)起步。

2)制動階段

制動階段排量比的變化與起步階段相反，泵的排量比在3 s內(nèi)由0.5調(diào)節(jié)至0，馬達的排量比在3 s內(nèi)由0.85調(diào)節(jié)至0，此時泵和馬達的排量比設(shè)置情況如圖14所示。

圖14 制動階段泵和馬達的排量比變化曲線

制動階段的系統(tǒng)流量、壓力和車速的變化曲線如圖15所示。

圖15 制動階段系統(tǒng)流量、壓力和車速的變化曲線

由仿真結(jié)果可知在制動過程中，推土機的初始速度為2.6 km/h。由于液壓系統(tǒng)受到很大的沖擊以及系統(tǒng)的滯后性，系統(tǒng)的壓力會迅速增加，而后最終穩(wěn)定在29.8 MPa；液壓泵在第5秒停止向液壓馬達供油，由于停止供油后，液壓馬達中仍有少量液壓油，推土機的車速在第5.2秒時減為0，系統(tǒng)流量在開始時會由于系統(tǒng)的沖擊性有所波動，隨后根據(jù)泵排量比的變化逐漸下降至0。

3 結(jié)論

(1)確定了大功率全液壓推土機液壓行駛驅(qū)動系統(tǒng)的傳遞路線和單邊系統(tǒng)回路圖;

(2)利用AMESim建立了液壓行駛驅(qū)動系統(tǒng)的仿真模型，通過加載不同大小的階躍載荷，模擬了全液壓推土機的特殊工況和行駛性能。當加載100, 250 kN的階躍載荷時，系統(tǒng)壓力分別穩(wěn)定在21.44, 45 MPa，負載越大，系統(tǒng)壓力越高，但不會超過系統(tǒng)設(shè)定的最高匹配壓力；

(3)在推土機起步過程中，車速在2 s內(nèi)穩(wěn)定在2.6 km/h，起步平穩(wěn)，制動過程與起步相反。上述仿真結(jié)果表明，該大功率全液壓推土機的匹配和設(shè)計合理。