劉凱磊，李 宇，康紹鵬，丁 力，陶 揚

(江蘇理工學(xué)院 機械工程學(xué)院，江蘇 常州 213001)

引言

挖掘機是一種用鏟斗挖掘土壤、煤、泥沙以及經(jīng)過預(yù)松后的巖石等物料，并裝入運輸車輛或卸至堆料場的土方機械。挖掘機在建筑工地、園林綠化、城市建設(shè)、農(nóng)田使用、管道開挖等領(lǐng)域應(yīng)用廣泛[1]。

挖掘機液壓系統(tǒng)普遍采用的是負(fù)載敏感系統(tǒng)，所謂負(fù)載敏感系統(tǒng)是一種感受系統(tǒng)壓力-流量需求，且僅提供所需求流量和壓力的液壓系統(tǒng)[2-3]。負(fù)載敏感系統(tǒng)的主控制閥是1個三位五通換向閥，由于其進(jìn)、出節(jié)流邊的機械固聯(lián)，在進(jìn)口節(jié)流的同時，出口同時節(jié)流，因而造成了重復(fù)的節(jié)流損失，進(jìn)而使得系統(tǒng)能耗大、效率低[4]。

為了克服由1根閥芯造成的重復(fù)節(jié)流損失，出現(xiàn)了利用2個或多個閥進(jìn)行組合來控制液壓執(zhí)行器的負(fù)載口獨立控制技術(shù)[5]。國內(nèi)外學(xué)者對其節(jié)能控制[6]、軌跡跟蹤[7]、主被動控制[8]、泵閥聯(lián)控等進(jìn)行了研究，取得了一定成果。

因此，結(jié)合負(fù)載口獨立控制技術(shù)，以挖掘機工作裝置為例，設(shè)計挖掘機工作裝置負(fù)載口獨立控制系統(tǒng)，并對其節(jié)能特性進(jìn)行理論分析，同時采用ADAMS和AMESim構(gòu)建挖掘機工作裝置的負(fù)載口獨立控制系統(tǒng)和負(fù)載敏感系統(tǒng)聯(lián)合仿真模型[9-11]，并對兩種系統(tǒng)在典型工況進(jìn)行仿真分析，研究挖掘機負(fù)載口獨立控制系統(tǒng)的節(jié)能特性，從而為后續(xù)試驗研究提供理論依據(jù)。

1 挖掘機工作裝置負(fù)載口獨立控制系統(tǒng)設(shè)計

挖掘機工作裝置包括動臂、斗桿和鏟斗3個機構(gòu)，每個機構(gòu)均由液壓缸驅(qū)動，3個工作機構(gòu)可以單獨動作，也可以同時動作。針對動臂液壓缸、斗桿液壓缸和鏟斗液壓缸的動作需求，結(jié)合液壓差補償方法，設(shè)計挖掘機工作裝置負(fù)載口獨立控制系統(tǒng)，如圖1所示。

從圖1中可以看出，控制動臂液壓缸1、斗桿液壓缸2和鏟斗液壓缸3的負(fù)載口獨立控制閥組4.1～4.3的原理相同，3個負(fù)載口獨立控制閥組之間的供油口P、回油口T和負(fù)載敏感口LS相連，供油口P、負(fù)載敏感口LS分別與負(fù)載敏感變量泵9的出油口P、控制油口X相連，回油口T與油箱11相連，發(fā)動機10帶動負(fù)載敏感變量泵9，從而為系統(tǒng)提供動力。負(fù)載口獨立控制閥組4由5個二位二通電液比例閥作為主控制閥，2個二位三通電磁換向閥和1個梭閥作為負(fù)載反饋控制閥組，壓力補償器用于調(diào)節(jié)主控制閥的壓差。以負(fù)載口獨立控制閥4.1為例，說明其工作原理，假設(shè)動臂液壓缸1的活塞桿伸出時，則調(diào)節(jié)二位二通電液比例閥6.4和6.2，可以實現(xiàn)液壓油從P口進(jìn)入，然后通過壓力補償器7.1、二位二通電液比例閥6.4進(jìn)入動臂液壓缸1的無桿腔，從而推動動臂液壓缸1的活塞桿運動，同時，液壓油從有桿腔流出，經(jīng)二位二通電液比例閥6.2流回油箱11；當(dāng)動臂液壓缸1的活塞縮回時，其原理與伸出相似，所不同的是調(diào)節(jié)的是二位二通電液比例閥6.5和6.3；當(dāng)動臂液壓缸1出現(xiàn)主動型負(fù)載工況時，調(diào)節(jié)二位二通電液比例閥6.1可以實現(xiàn)流量再生功能，從而將無桿腔的油液引入有桿腔，從而實現(xiàn)節(jié)能。

1.動臂液壓缸 2.斗桿液壓缸 3.鏟斗液壓缸 4.負(fù)載口獨立控制閥組 5.二位三通電磁換向閥 6.二位二通電液比例閥 7.壓力補償器 8.梭閥 9.負(fù)載敏感變量泵 10.發(fā)動機 11.油箱

2 閥口開啟特性分析

如圖1所示的挖掘機工作裝置負(fù)載口獨立控制系統(tǒng)，由發(fā)動機10帶動負(fù)載敏感變量泵9產(chǎn)生動力，因此，負(fù)載敏感變量泵9的輸出功率可以作為系統(tǒng)能耗判斷參數(shù)。

負(fù)載敏感變量泵9的輸出功率可以表示為:

P=ps(Q1+Q2+Q3)

(1)

式中，P—— 泵的輸出功率

ps—— 泵的輸出壓力

Q1—— 動臂液壓缸流量

Q2—— 斗桿液壓缸流量

Q3—— 鏟斗液壓缸流量

從式(1)可以看出，若想實現(xiàn)節(jié)能，則必須減小泵的輸出壓力ps或流量Q1，Q2，Q3之和，然而流量Q1，Q2，Q3取決于3個液壓缸的速度，由工況需求決定，無法減小，因此，減小負(fù)載敏感變量泵9的輸出壓力ps可以實現(xiàn)節(jié)能。

節(jié)能效率可以表示為:

(2)

式中，η—— 節(jié)能效率

P2—— 新型系統(tǒng)泵源的輸出功率

圖1所示的負(fù)載口獨立控制系統(tǒng)與傳統(tǒng)的負(fù)載敏感系統(tǒng)相似，所不同的是主控制閥采用了負(fù)載口獨立控制閥組4，因此，以動臂液壓缸控制油路為例進(jìn)行閥口開啟特性分析，并將其簡化，如圖2所示。

圖2 動臂液壓缸控制油路簡化原理圖

圖2中，ps為壓力補償器7.1的輸出壓力；p0為油箱11壓力；pa，pb分別為動臂液壓缸無桿腔壓力和有桿腔壓力；Qa，Qb分別為為動臂液壓缸無桿腔流量和有桿腔流量；Aa，Ab分別為動臂液壓缸無桿腔面積和有桿腔面積；v為動臂液壓缸活塞桿速度；F為負(fù)載力。

由圖2所示的簡化原理圖可以看出，此負(fù)載口獨立控制系統(tǒng)與傳統(tǒng)的負(fù)載敏感系統(tǒng)最大的區(qū)別在于其進(jìn)、出口油路分別由二位二通電液比例閥6.4和6.2獨立控制，而傳統(tǒng)的負(fù)載敏感系統(tǒng)由1個根閥芯同時控制著進(jìn)、出口油路。因此，由負(fù)載敏感變量泵9的輸出壓力ps0到壓力補償器7.1的出口壓力ps的壓力損失，負(fù)載口獨立控制系統(tǒng)與傳統(tǒng)的負(fù)載敏感系統(tǒng)相同，為了分析方便，可以從降低壓力補償器7.1的出口壓力ps進(jìn)行分析。

通過閥6.4的流量可以表示為:

(3)

假設(shè)油箱壓力p0為0，則通過閥6.2的流量可以表示為:

(4)

式(3)和式(4)中，Cd為流量系數(shù)，W為面積梯度，Xv為閥芯的最大位移，Kin為進(jìn)口控制閥6.4的開口度，Kout為出口控制閥6.2的開口度，ρ為油液密度。

該方法解決了綜放工作面上端頭三角煤難以采出的問題，只通過改造兩個過渡支架，機尾底部三角煤連帶運料巷的底煤都可以全部采出，如下圖所示：

根據(jù)流量連續(xù)性方程，通過閥6.4和6.2的流量可以分別表示為:

Qa=Aav

(5)

Qb=Abv

(6)

聯(lián)立式(3)～式(6)，可得:

(7)

Δp=ps-pa

(8)

根據(jù)負(fù)載力平衡方程，可得：

F=paAa-pbAb

(9)

聯(lián)立式(7)～式(9)，可得：

(10)

由式(10)可以看出，壓力補償器7.1的出口壓力ps與μ，R，Δp，F(xiàn)和Aa，Δp由壓力補償器調(diào)定，視為常數(shù)；無論是動臂液壓缸、斗桿液壓缸，還是鏟斗液壓缸，R和Aa均為液壓缸的固定參數(shù)；負(fù)載力F取決于外負(fù)載的大小，無法改變；因此，在負(fù)載口獨立控制系統(tǒng)中，在保證進(jìn)口控制閥6.4的開口度Kin不變的前提下，盡量減小出口控制閥6.2的開口度Kout，可以減小μ值，進(jìn)而壓力ps，從而減小泵的輸出功率。

而對于傳統(tǒng)的負(fù)載敏感系統(tǒng)來說，μ為進(jìn)、出口控制閥的開口度面積比，由于進(jìn)、出口控制閥由1根閥芯控制，當(dāng)控制閥確定以后，μ仍為常數(shù)，不可改變，因此，對于傳統(tǒng)負(fù)載敏感系統(tǒng)來說，ps僅取決于外負(fù)載力F。

3 挖掘機工作裝置聯(lián)合仿真模型

3.1 挖掘機工作裝置ADAMS動力學(xué)建模

以6 t挖掘機為研究對象，利用三維建模軟件Pro/E建立挖掘機工作裝置三維模型，并以Parasolid的格式保存，然后將其導(dǎo)入ADAMS中，添加材料、驅(qū)動、約束。為每個部件添加材料時，材料均選擇steel。添加驅(qū)動時，在3個液壓缸處添加平移驅(qū)動，并修改驅(qū)動函數(shù)。添加運動副時，液壓缸與活塞桿之間為移動副，動臂、斗桿和鏟斗之間為轉(zhuǎn)動副，為防止系統(tǒng)過約束，有些轉(zhuǎn)動副用共線約束代替。設(shè)置完成的挖掘機工作裝置ADAMS動力學(xué)模型如圖3所示。

圖3 挖掘機工作裝置ADAMS動力學(xué)模型

3.2 負(fù)載口獨立控制系統(tǒng)聯(lián)合仿真建模

采用液壓系統(tǒng)仿真軟件AMESim，根據(jù)如圖1所示的負(fù)載口獨立控制原理圖，選取Hydraulic庫、Mechanical庫和HCD庫中的相關(guān)元件，構(gòu)建負(fù)載口獨立控制系統(tǒng)AMESim模型[12]，如圖4所示，二位三通換向閥、減壓閥和負(fù)載敏感變量泵利用HCD庫中的模型構(gòu)建，如圖5所示。

在AMESim和ADAMS的分別對聯(lián)合仿真接口進(jìn)行設(shè)置，使AMESim向ADAMS輸出動臂缸速度v1、斗桿缸速度v2和鏟斗缸速度v3，而ADAMS向AMESim反饋動臂缸外負(fù)載力F1、斗桿缸外負(fù)載力F2和鏟斗缸外負(fù)載力F3，聯(lián)合仿真接口設(shè)置如圖4中所示。

3.3 負(fù)載敏感系統(tǒng)聯(lián)合仿真建模

為了與負(fù)載口獨立控制系統(tǒng)作對比，同樣，采用AMESim建立如圖6所示的負(fù)載敏感系統(tǒng)AMESim模型，除了控制3個液壓缸的三位五通換向閥8與負(fù)載口獨立控制系統(tǒng)AMESim模型中的負(fù)載口獨立控制閥組8不一樣外，其他元件均相同，三位五通換向閥和二位三通換向閥利用HCD庫構(gòu)建，如圖5所示。聯(lián)合仿真接口2的設(shè)置與圖4中所示相同。

1.液壓油 2.聯(lián)合仿真接口 3.力傳感器 4.速度傳感器 5.質(zhì)量塊 6.位移傳感器 7.動臂、斗桿和鏟斗液壓缸 8.負(fù)載口獨立控制閥組 9.溢流閥 10.發(fā)動機 11.負(fù)載敏感泵 12.油箱

圖5 超級元件模型

1.液壓油 2.聯(lián)合仿真接口 3.力傳感器 4.速度傳感器 5.質(zhì)量塊 6.位移傳感器 7.動臂、斗桿和鏟斗液壓缸 8.三位五通閥 9.壓力補償器 10.梭閥 11.溢流閥 12.負(fù)載敏感變量泵 13.油箱 14.電動機

4 仿真結(jié)果對比分析

4.1 參數(shù)設(shè)置

挖掘機的作業(yè)工況主要有土壤挖掘、平整土地、切削斜坡、壓整地面等，每一種作業(yè)工況需要根據(jù)實際需求通過單缸動作、雙缸聯(lián)動、三缸聯(lián)動等實現(xiàn)。以平整土地為例，設(shè)置相同的參數(shù)，分別對負(fù)載口獨立控制系統(tǒng)和負(fù)載敏感系統(tǒng)進(jìn)行仿真研究。在鏟斗挖掘的過程中，挖掘機鏟斗末端受到的力分為切向阻力和法向阻力。

鏟斗所受的切向阻力表達(dá)式如下：

(11)

式中，C—— 土壤硬度系數(shù)

R—— 鏟斗切削半徑，m

φmax—— 鏟斗總轉(zhuǎn)角，(°)

φ—— 瞬時轉(zhuǎn)角，(°)

B—— 切削刃寬度影響系數(shù)，m

A—— 切削角變化影響系數(shù)

Z—— 斗齒影響系數(shù)

X—— 斗側(cè)壁厚度影響系數(shù)

D—— 切削刃擠壓土壤的力，N

根據(jù)上述表達(dá)式可求出鏟斗挖掘工況中最大切向阻力為28700 N，法向挖掘阻力為切向挖掘阻力的0.3倍。

在ADAMS中分別對兩種系統(tǒng)進(jìn)行加載，加載力如圖7所示。在AMESim仿真模式下，設(shè)置系統(tǒng)仿真時長為10 s，時間間隔為0.001 s，AMESim與ADAMS的聯(lián)合仿真數(shù)據(jù)交換時間間隔為 0.01 s。鏟斗挖掘工況加載力的時間分布為在0～5 s切向阻力和挖掘阻力一起加載到最大值，在5～10 s切向阻力和挖掘阻力一起減小到0，在聯(lián)合仿真中，分別設(shè)置動臂缸、斗桿缸、鏟斗缸的目標(biāo)位移，通過在AMESim中兩種系統(tǒng)的PID參數(shù)，使得從ADAMS中反饋的實際位移較好地跟蹤目標(biāo)位移，從而保證能夠完成平整土地工況，其他參數(shù)保持一致，進(jìn)行仿真。

圖7 挖掘機鏟斗加載力示意圖

4.2 仿真結(jié)果對比分析

AMESim作為主仿真軟件，ADAMS作為聯(lián)合仿真軟件，同時在AMESim運行的過程中運行，仿真結(jié)束后，可從AMESim中讀取兩種液壓系統(tǒng)的相關(guān)參數(shù)。

兩種系統(tǒng)中動臂缸、斗桿缸、鏟斗缸的位移變化曲線，如圖8～圖10所示。從圖8～圖10中可以看出，在10 s時間內(nèi)，負(fù)載敏感系統(tǒng)和負(fù)載口獨立控制系統(tǒng)中，動臂缸、斗桿缸、鏟斗缸的實際位移很好地跟蹤了目標(biāo)位移，表明在兩種系統(tǒng)均較好地完成了平整土地工況，而且三缸在運行過程中動作一致。

圖8 兩種系統(tǒng)中動臂缸的實際位移與目標(biāo)位移對比

兩種系統(tǒng)中動臂缸、斗桿缸、鏟斗缸的壓力變化曲線，如圖11～圖13所示。

圖9 兩種系統(tǒng)中斗桿缸的實際位移與目標(biāo)位移對比

圖10 兩種系統(tǒng)中鏟斗缸的實際位移與目標(biāo)位移對比

圖11 動臂液壓缸壓力特性

從圖11～圖13中可以看出，動臂缸、斗桿缸、鏟斗缸的進(jìn)口壓力和出口壓力在負(fù)載敏感系統(tǒng)中均高于負(fù)載口獨立控制系統(tǒng)；相比于負(fù)載敏感系統(tǒng)，3個缸的出口壓力在負(fù)載口獨立控制系統(tǒng)中均有所降低；根據(jù)液壓缸輸出力計算可知，動臂缸、斗桿缸和鏟斗缸在負(fù)載敏感系統(tǒng)和負(fù)載口獨立控制系統(tǒng)基本相同。

圖12 斗桿液壓缸壓力特性

圖13 鏟斗液壓缸壓力特性

兩種系統(tǒng)中泵源流量、泵源壓力變化曲線，如圖14、圖15所示。根據(jù)式(1)，可計算出泵源功率，如圖16所示；根據(jù)式(2)，可計算出負(fù)載口獨立控制系統(tǒng)的節(jié)能效率，如圖17所示。

圖14 泵源流量特性

圖14表明負(fù)載敏感系統(tǒng)和負(fù)載口獨立控制系統(tǒng)的泵源流量變化趨勢一致，數(shù)值基本相等；圖15、圖16表明負(fù)載口獨立控制系統(tǒng)的泵源壓力、輸出功率明顯低于負(fù)載敏感系統(tǒng)；圖17表明挖掘機在平整土地作業(yè)工況中，負(fù)載口獨立控制系統(tǒng)的相比于負(fù)載敏感系統(tǒng)有較明顯的提高，最低節(jié)能效率在7.92%，最高節(jié)能效率在26.07%，平均節(jié)能效率可達(dá)14.47%。

圖15 泵源壓力特性

圖16 兩種液壓系統(tǒng)的泵源輸出功率

圖17 節(jié)能效率

5 結(jié)論

挖掘機工作裝置的液壓系統(tǒng)大多采用負(fù)載敏感系統(tǒng)，在負(fù)載敏感系統(tǒng)中，利用1個三位五通換向閥同時控制著液壓執(zhí)行器的進(jìn)、出口油路，在進(jìn)口節(jié)流的同時，出口同時節(jié)流，從而造成了多余的節(jié)流損失，使得系統(tǒng)能耗大、效率低。為此，結(jié)合負(fù)載口獨立控制技術(shù)，采用5個二位二通比例閥作為主控制閥，設(shè)計了挖掘機工作裝置負(fù)載口獨立控制系統(tǒng)，利用機械動力學(xué)分析軟件ADAMS建立了挖掘機工作裝置的動力學(xué)模型，利用液壓系統(tǒng)仿真軟件AMESim分別建立了挖掘機的負(fù)載敏感系統(tǒng)仿真模型和負(fù)載口獨立控制系統(tǒng)模型，分別對兩種系統(tǒng)在平整土地作業(yè)工況進(jìn)行了聯(lián)合仿真分析，從仿真分析結(jié)果，可以看出兩種系統(tǒng)中動臂缸、斗桿缸、鏟斗缸的位移變化曲線一致，很好地完成了指定的運動軌跡，在整個作業(yè)流程中，負(fù)載口獨立控制系統(tǒng)的相比于負(fù)載敏感系統(tǒng)有較明顯的提高，最低節(jié)能效率在7.92%，最高節(jié)能效率在26.07%，平均節(jié)能效率可達(dá)14.47%。