鄭宇鵬，趙 軍

(黑龍江八一農(nóng)墾大學(xué) 工程學(xué)院，黑龍江 大慶 1637112)

0 引 言

近百年來(lái)國(guó)內(nèi)外大型輪式拖拉機(jī)、聯(lián)合收獲機(jī)、叉式起重機(jī)、軍工機(jī)械等車(chē)輛上都運(yùn)用到了全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。 我國(guó)機(jī)械行業(yè)科技工作者在車(chē)輛轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的創(chuàng)新改進(jìn)方面取得了巨大的成績(jī)，轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)從助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)逐漸發(fā)展到普通全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、負(fù)荷傳感轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、全液壓流量放大轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、優(yōu)先合流轉(zhuǎn)向系統(tǒng)[1]。 相比目前轉(zhuǎn)向系統(tǒng)而言，全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的優(yōu)點(diǎn)有:操縱靈活、輕便，適用于中大型車(chē)輛，駕駛員駕駛方向盤(pán)的力矩在10 Nm 左右，降低了駕駛?cè)藛T的勞動(dòng)強(qiáng)度。 全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的組成元件少，元件尺寸小，結(jié)構(gòu)緊湊，方向盤(pán)不直接與轉(zhuǎn)向輪機(jī)械連接不受機(jī)構(gòu)位置的限制。 保養(yǎng)簡(jiǎn)單。 車(chē)輛發(fā)動(dòng)機(jī)熄火仍能保證車(chē)輛轉(zhuǎn)向性能。 目前在國(guó)外該系統(tǒng)技術(shù)已較為成熟，在國(guó)內(nèi)農(nóng)業(yè)機(jī)械、工程機(jī)械、重型汽車(chē)行業(yè)應(yīng)用廣泛，但國(guó)內(nèi)對(duì)該系統(tǒng)處于學(xué)習(xí)階段，理論尚不成熟[2]。

AMESim 由法國(guó)Imageine 公司開(kāi)發(fā)，是機(jī)械、電子、液壓等多學(xué)科系統(tǒng)仿真平臺(tái)，可創(chuàng)建系統(tǒng)及元件的動(dòng)態(tài)及穩(wěn)態(tài)的仿真模型，具備時(shí)域、頻域、模態(tài)、頻譜等齊全的分析工具。 筆者在1204 拖拉機(jī)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)回油管路設(shè)置一先導(dǎo)式比例溢流閥來(lái)代替拖拉機(jī)轉(zhuǎn)向受阻的效果，利用AMESim 軟件對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)及關(guān)鍵元件建模仿真，結(jié)合拖拉機(jī)實(shí)際工況觀察分析液壓油缸、比例溢流閥等元件的工作特性，為液壓轉(zhuǎn)向加載試驗(yàn)臺(tái)的設(shè)計(jì)提供參考。

1 拖拉機(jī)轉(zhuǎn)向阻力矩的計(jì)算

1.1 拖拉機(jī)基本參數(shù)的確定

東方紅1204 輪式拖拉機(jī)部分參數(shù)如表1 所列。

表1 拖拉機(jī)參數(shù)

1.2 轉(zhuǎn)向阻力矩范圍

拖拉機(jī)阻力矩大小的計(jì)算分為軟地面和硬地面兩種情況。 拖拉機(jī)在硬地面行駛轉(zhuǎn)向時(shí)，拖拉機(jī)輪胎只需克服地面對(duì)輪胎內(nèi)側(cè)的阻力矩。 拖拉機(jī)在田間松軟地面轉(zhuǎn)向時(shí)，拖拉機(jī)自重使土壤變形輪胎下陷，因此拖拉機(jī)轉(zhuǎn)向阻力還要考慮轉(zhuǎn)向時(shí)輪胎破壞土壤結(jié)構(gòu)的力[3]。

1.2.1 硬地面轉(zhuǎn)向阻力矩計(jì)算

硬地面轉(zhuǎn)向阻力矩的計(jì)算，無(wú)下陷。 據(jù)公式:

式中:MR1為摩擦轉(zhuǎn)向阻力矩， N·m；η為轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的傳動(dòng)效率；G1為前橋垂直負(fù)荷，N；ξ為綜合摩擦系數(shù)；e為輪胎中心與地面接觸點(diǎn)至銷(xiāo)與地面交點(diǎn)之間的距離， mm；k為當(dāng)量半徑， mm，k＝b/3， 其中b為輪胎寬度。

拖拉機(jī)在瀝青路面上轉(zhuǎn)向，綜合摩擦系數(shù)取0.8，將拖拉機(jī)參數(shù)代入式(1)中，得出拖拉機(jī)在硬地面最大轉(zhuǎn)向阻力為MR1＝1 763.2 Nm。

1.2.2 軟地面轉(zhuǎn)向阻力矩計(jì)算

依據(jù)莫爾-庫(kù)侖定理:

式中:qu為土壤的剪切強(qiáng)度；C為土壤的黏結(jié)力；φ為土壤的內(nèi)摩擦角。

車(chē)輪轉(zhuǎn)向時(shí)施加的破壞土壤結(jié)構(gòu)的力矩MR2計(jì)算如下:

式中:MR2為剪切轉(zhuǎn)向阻力矩，N·m；A為輪胎剪切土壤的接觸面積；L為軸距。

經(jīng)計(jì)算得MR2＝203.4 Nm。

2 關(guān)鍵元件建模仿真

2.1 比例溢流閥建模仿真

溢流閥的工作原理是當(dāng)系統(tǒng)中壓力等于或超過(guò)溢流閥預(yù)先設(shè)定壓力時(shí)，閥口打開(kāi)，系統(tǒng)中的油液溢出。 它的作用是保證系統(tǒng)壓力恒定，調(diào)節(jié)系統(tǒng)壓力。文中先導(dǎo)式比例閥設(shè)置在轉(zhuǎn)向系統(tǒng)回油油路中，對(duì)拖拉機(jī)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)采用電液加載的方式控制比例閥壓力大小，以模擬作用在轉(zhuǎn)向油缸的外部載荷。

比例閥主要由先導(dǎo)閥、比例電磁鐵、主閥組成。對(duì)實(shí)際工況進(jìn)行理想化假設(shè)，閥芯力學(xué)平衡方程[4]:

式中:∑piAi為先導(dǎo)閥相應(yīng)面積上的液壓力的代數(shù)和；Ff為先導(dǎo)閥受到的穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力；m2為先導(dǎo)閥的質(zhì)量；X2為先導(dǎo)閥芯位移；Bv為先導(dǎo)閥的黏性阻尼系數(shù)；Kv為等效彈簧剛度。

主閥上腔的流量連續(xù)性方程:

式中:Q3為流量主閥上腔的流量；Q2為流經(jīng)固定液阻R1流量；V2為主閥上腔的容積；βe為體積彈性模量。

閥口流量連續(xù)性方程:

式中:Q1為流向主閥下腔的流量；V1為主閥下腔的容積；Q為通過(guò)主閥閥口的流量。

2.2 液壓油缸建模仿真

轉(zhuǎn)向油缸輸入口與轉(zhuǎn)向器的輸出口相連接，流入轉(zhuǎn)向油缸的流量Qpi為:

流出轉(zhuǎn)向油缸的流量Qpo為:

式中:Qpo、Qpi為轉(zhuǎn)向油缸內(nèi)、外泄露系數(shù)；K為單位轉(zhuǎn)換系數(shù)，K＝0.06；Ap轉(zhuǎn)向油缸的活塞有效面積；L/min；dy/dt轉(zhuǎn)向油缸活塞運(yùn)動(dòng)速度。

轉(zhuǎn)向油缸力平衡方程:

式中:Fl為作用在轉(zhuǎn)向油缸活塞上的外部載荷，N；Fm為轉(zhuǎn)向油缸內(nèi)部摩擦力，轉(zhuǎn)向油缸兩腔的壓力，MPa。

3 液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)加載仿真分析

3.1 液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)加載模型建立

在AMESim 中搭建簡(jiǎn)化全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模型，在轉(zhuǎn)向系統(tǒng)回路管中連接電磁比例溢流閥并且輸入階躍電流信號(hào)，模擬轉(zhuǎn)向系統(tǒng)行駛過(guò)程中的負(fù)載突變[5]。

在sketch 草圖模式中托拽各元件，搭建液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)加載模仿真圖，如圖1 所示。

圖1 液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)加載模型仿真圖

在submodel 子模型模式下給系統(tǒng)中每個(gè)元件定義子模型。 文中采用的液壓缸規(guī)格為Ф50×Ф25×180，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，車(chē)輪從左極限位到右極限位方向盤(pán)需轉(zhuǎn)動(dòng)5 s，根據(jù)q＝a·v得該系統(tǒng)最大流量4.2 L/min。拖拉機(jī)轉(zhuǎn)向受到最大阻力1 966.6 Nm。 根據(jù)F＝(P1-P2)·A 得出液壓推桿推力10.4 kN，則該系統(tǒng)最大壓力7.5 MPa。 根據(jù)各個(gè)元件參數(shù)和計(jì)算出的系統(tǒng)壓力、流量，在Parameter 參數(shù)模式下給系統(tǒng)中每個(gè)元件設(shè)置參數(shù)。 在Run 模式對(duì)系統(tǒng)運(yùn)行仿真。 液壓泵參數(shù)如表2 所列。

表2 液壓泵參數(shù)

3.2 仿真結(jié)果

比例溢流閥額定電流為4 000 mA，額定壓力13 MPa，3 s 時(shí)輸入電流為2 000 mA，質(zhì)量塊的靜摩擦力恒定為500 N。 在此工況下，觀察活塞桿位移、液壓缸流量、液壓缸壓力的響應(yīng)曲線。

比例溢流閥額定電流為4 000 mA，額定壓力13 MPa，3 s 時(shí)輸入電流為4 000 mA。 質(zhì)量塊的靜摩擦力恒定為500 N。 在此工況下，觀察活塞桿位移、液壓缸流量、液壓缸壓力的響應(yīng)曲線。

如圖2 ～7 所示，3 s 前定量泵輸出油液，比例溢流閥負(fù)載壓力為額定壓力1/4。 液壓缸活塞桿隨著液壓缸腔內(nèi)壓力、流量變化緩慢右移。 3 s 時(shí)比例溢流閥壓力突變，液壓缸腔內(nèi)壓力受內(nèi)負(fù)載影響急劇增加，此時(shí)系統(tǒng)回路被壓增大，液壓缸輸出流量減小至流量恒定。

圖2 活塞桿位移曲線

圖3 液壓缸輸出流量曲線

圖4 液壓缸左腔壓力曲線

圖5 活塞桿位移曲線

圖6 液壓缸輸出流量曲線

圖7 液壓缸左腔壓力曲線

以上仿真結(jié)果表明:設(shè)計(jì)的加載模型基本滿(mǎn)足全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的性能測(cè)試任務(wù)；能夠根據(jù)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)不同工況條件下，提供相應(yīng)方式的測(cè)試阻力；實(shí)現(xiàn)對(duì)車(chē)輛轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的有效測(cè)試。 由于液壓系統(tǒng)中各管路與接頭間的阻力，液壓元件出廠存在壓力損失的影響，實(shí)際加載負(fù)荷與目標(biāo)加載負(fù)荷之間存在差距。

4 結(jié) 語(yǔ)

對(duì)東方紅1204 拖拉機(jī)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行加載設(shè)計(jì)，該加載模型采用電液加載形式，可施加0～2.55 t 的轉(zhuǎn)向阻力。 并利用AMEsim 驗(yàn)證了該模型的可行性，仿真結(jié)果表明該加載模型具備良好響應(yīng)性和跟隨性。在該加載模型的仿真過(guò)程中，通過(guò)調(diào)節(jié)比例溢流閥輸入電流信號(hào)，給定拖拉機(jī)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)階躍阻力信號(hào)，使得加載阻力變化明顯。

此加載模型的建立可應(yīng)用在轉(zhuǎn)向系統(tǒng)試驗(yàn)臺(tái)研究設(shè)計(jì)中，它能夠顯著縮短拖拉機(jī)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)測(cè)試周期，確保轉(zhuǎn)向系統(tǒng)投入使用前具有穩(wěn)定性、可靠性、安全性。