費(fèi) 燁， 蔣佳男， 孫成濤

（沈陽建筑大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院， 遼寧 沈陽 110168）

0 引言

隨著液壓傳動(dòng)技術(shù)的發(fā)展， 國內(nèi)外塔機(jī)企業(yè)先后搭建并調(diào)試出適用于大型全液壓塔機(jī)的液壓傳動(dòng)系統(tǒng)。 當(dāng)同一套液壓傳動(dòng)系統(tǒng)應(yīng)用于不同機(jī)械結(jié)構(gòu)時(shí)， 雖能滿足基本的工作要求，但由于其與塔身結(jié)構(gòu)的匹配度不高，使得液壓系統(tǒng)的傳動(dòng)效率、使用壽命、散熱性能等均不理想[1]。例如在吊載重物離地起升或緊急制動(dòng)時(shí)產(chǎn)生的慣性動(dòng)載荷，作用于液壓回路中轉(zhuǎn)換為壓力沖擊，對系統(tǒng)傳動(dòng)性能有很大影響。 因此對于采用液壓傳動(dòng)的大型塔機(jī)而言，液壓系統(tǒng)與塔機(jī)結(jié)構(gòu)的高度匹配有利于提升塔機(jī)工作平穩(wěn)性及工作效率。 本文以塔機(jī)起升機(jī)構(gòu)液壓系統(tǒng)中的變量泵為研究對象，以理論分析為基礎(chǔ)，借助仿真分析為手段對液壓系統(tǒng)整體輸出性能進(jìn)行改進(jìn)， 為液壓系統(tǒng)與塔機(jī)結(jié)構(gòu)適配提供方法。

1 起升機(jī)構(gòu)液壓系統(tǒng)概述

1.1 液壓系統(tǒng)工作原理及主要參數(shù)

本文所研究的全液壓塔機(jī)的起升機(jī)構(gòu)采用閉式液壓系統(tǒng)， 以變量泵—變量馬達(dá)容積調(diào)速回路實(shí)現(xiàn)對馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)速及方向的調(diào)節(jié)，與開式系統(tǒng)節(jié)流調(diào)速相比，不會(huì)因大量油液流回油箱造成功率損失， 同時(shí)在系統(tǒng)負(fù)載壓力大時(shí)， 也不會(huì)因換向閥閥芯移動(dòng)使系統(tǒng)內(nèi)產(chǎn)生劇烈的壓力沖擊[2]，圖1 所示為液壓系統(tǒng)原理圖，表1 為該液壓系統(tǒng)的基本參數(shù)。

圖1 塔機(jī)起升機(jī)構(gòu)液壓驅(qū)動(dòng)回路原理圖

為滿足起重量大時(shí)輸出足夠的轉(zhuǎn)矩， 系統(tǒng)由兩臺力士樂A4VG 系列變排量柱塞泵并聯(lián)驅(qū)動(dòng)四臺力士樂A6VM系列變排量柱塞馬達(dá)組成， 雙主泵供油保證液壓系統(tǒng)在驅(qū)動(dòng)大負(fù)載時(shí)可快速建立油液壓力， 并使馬達(dá)輸出足夠的轉(zhuǎn)速實(shí)現(xiàn)快速起降， 四臺馬達(dá)同時(shí)驅(qū)動(dòng)卷筒可以達(dá)到均攤負(fù)載的作用，使系統(tǒng)內(nèi)壓差減小，進(jìn)而防止因系統(tǒng)壓力過高而產(chǎn)生的泄露、溫升等問題，可以顯著提高系統(tǒng)中各元件的使用壽命。本文以系統(tǒng)中的變量泵入手，通過調(diào)節(jié)參數(shù)的方式對其輸出特性進(jìn)行改進(jìn)， 下面對該變量泵結(jié)構(gòu)及工作原理進(jìn)行簡單介紹。

1.2 變量泵結(jié)構(gòu)及工作原理

該塔機(jī)起升系統(tǒng)選取A4VG180EP4 型恒功率斜盤式變量泵，額定壓力40MPa，該泵的變排量機(jī)構(gòu)由電磁伺服換向閥和變排量液壓缸（以下簡稱變量缸）組成，通過輸入電磁信號使換向閥芯產(chǎn)生位移并控制補(bǔ)油泵輸出的壓力油進(jìn)入變量缸的左右兩側(cè)容腔， 在壓力油與對中彈簧的共同作用下實(shí)現(xiàn)對泵的排量控制， 這里伺服換向閥相當(dāng)于先導(dǎo)閥，變量缸相當(dāng)于放大元件，變量缸活塞桿與伺服閥閥體通過反饋杠桿直接相連， 屬于直接位移反饋調(diào)節(jié)， 以上由先導(dǎo)閥控制放大元件并通過直接位移反饋進(jìn)行調(diào)節(jié)的控制方式即為該泵的變排量控制機(jī)構(gòu)[3]。

1.3 泵變排量機(jī)構(gòu)分析

本文主要研究泵的變排量機(jī)構(gòu)參數(shù)對其工作性能的影響， 在進(jìn)行參數(shù)改進(jìn)前，需要首先以理論分析為指導(dǎo)，塔機(jī)起升機(jī)構(gòu)上所搭載的A4VG 泵的變排量機(jī)構(gòu)可以簡化為由四通四邊滑閥控制對稱液壓缸進(jìn)行排量調(diào)節(jié)的形式，如圖2 所示。

圖2 四邊閥控液壓缸結(jié)構(gòu)簡圖

根據(jù)結(jié)構(gòu)簡圖可知，該系統(tǒng)共有四個(gè)變量分別為：先導(dǎo)閥輸入位移xv、活塞桿輸出位移xp、變量缸左右兩腔油液壓差pL以及輸入變排量機(jī)構(gòu)的控制油流量qL， 根據(jù)變量數(shù)可確定推出輸出量與輸入量的關(guān)系需要列出三個(gè)方程，分別為滑閥的靜態(tài)流量方程（1）、變量缸流量連續(xù)性方程（2）以及變量缸的力平衡方程（3），根據(jù)前人的推導(dǎo)[4]，現(xiàn)將三個(gè)方程的最終形式列舉如下：

式中：mt—變量缸活塞等效質(zhì)量；Bp—粘性阻尼系數(shù)；K—負(fù)載彈簧剛度；FL—作用于活塞的外負(fù)載力。

將上述三個(gè)方程進(jìn)行拉氏變換， 通過加減消元或方塊圖法即可得到該模型的傳遞函數(shù)， 上述方程的拉氏變換結(jié)果如下：

采用加減消元的方法， 聯(lián)立上述三個(gè)方程， 并將QL與PL兩個(gè)中間變量消去后，并進(jìn)行相應(yīng)簡化，最終得到閥控液壓缸的傳遞函數(shù)為：

ζh是閥控液壓缸傳遞函數(shù)中二階振蕩環(huán)節(jié)阻尼比，其反映了該系統(tǒng)變量控制過程的相對穩(wěn)定性。 對于閥控液壓缸元件而言，由于閥腔加工精度或密封選擇不同等原因，導(dǎo)致先導(dǎo)閥閥芯及變量缸活塞在閥體內(nèi)運(yùn)動(dòng)過程中的粘性摩擦系數(shù)也有所不同，閥芯的粘性摩擦力是系統(tǒng)粘性阻尼系數(shù)的影響因素之一，因此可以通過適當(dāng)提高閥芯及變量缸活塞的粘性摩擦系數(shù)， 使系統(tǒng)液壓阻尼比增加，提高系統(tǒng)相應(yīng)穩(wěn)定性，已達(dá)到緩解壓力沖擊的目的。

ωh是閥控液壓缸傳遞函數(shù)中二階振蕩環(huán)節(jié)的無阻尼固有頻率，其反映了該系統(tǒng)變量缸的響應(yīng)特性。對于泵的變排量控制機(jī)構(gòu)而言，閥芯受到電磁力作用產(chǎn)生位移后，補(bǔ)油泵所提供的控制油液經(jīng)先導(dǎo)閥口進(jìn)入變量缸有桿腔， 由連續(xù)性方程可知， 在補(bǔ)油泵輸出流量一定的情況下， 減小變量缸活塞面積可在一定程度上提升變量缸在零位時(shí)的響應(yīng)速度，但由式（8）可知活塞面積過小會(huì)導(dǎo)致系統(tǒng)液壓固有頻率過小， 使得變量缸在工作過程中的響應(yīng)特性下降。

綜上所述， 可以從先導(dǎo)閥閥芯粘性摩擦系數(shù)以及變量缸活塞積面積兩個(gè)角度，對變量泵工作性能繼續(xù)改進(jìn)。以上述理論分析為指導(dǎo)，利用仿真手段對上述結(jié)論加以驗(yàn)證。

2 仿真模型搭建

2.1 液壓系統(tǒng)模型建立

應(yīng)用于塔機(jī)起升機(jī)構(gòu)液壓驅(qū)動(dòng)回路是典型的閉式容積調(diào)速回路，由于針對變量泵進(jìn)行分析，則可將原系統(tǒng)中的變量馬達(dá)由定量馬達(dá)代替， 變量泵模型中的變排量機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，需利用HCD 庫進(jìn)行搭建，根據(jù)液壓原理圖將補(bǔ)油泵等輔助元件利用液壓庫中模型搭建， 根據(jù)圖1所示的液壓系統(tǒng)原理圖將雙泵與四個(gè)定量馬達(dá)并聯(lián)，得到的液壓系統(tǒng)完整模型如圖3 所示。

圖3 液壓系統(tǒng)完整模型

2.2 機(jī)械工作裝置模型建立

塔機(jī)起升機(jī)構(gòu)工作裝置主要由起升卷筒、鋼絲繩、滑輪組和吊鉤組成，如圖4（a）所示。 起升機(jī)構(gòu)的總體設(shè)計(jì)參數(shù)見表2。

表2 塔機(jī)起升機(jī)構(gòu)總體設(shè)計(jì)參數(shù)

采用AMESim 中二維機(jī)械庫搭建塔機(jī)工作機(jī)構(gòu)模型，根據(jù)圖4（a）結(jié)構(gòu)組成最終搭建完成的機(jī)械結(jié)構(gòu)模型如圖4（b）所示。

圖4 起升機(jī)構(gòu)工作裝置

2.3 起升機(jī)構(gòu)整體模型搭建及驗(yàn)證

將搭建的液壓系統(tǒng)模型與機(jī)械模型進(jìn)行聯(lián)合， 利用一維機(jī)械庫中的齒輪元件模擬減速傳動(dòng)機(jī)構(gòu)， 經(jīng)計(jì)算本文所研究的塔機(jī)的總傳動(dòng)比為150.8，最終建立好的聯(lián)合仿真模型如圖5 所示。

圖5 塔機(jī)起升系統(tǒng)仿真模型

建模完成后，需對仿真模型進(jìn)行準(zhǔn)確性驗(yàn)證，將負(fù)載質(zhì)量設(shè)置為所研究塔機(jī)的最大起重量100t，泵變排量信號設(shè)置為0～600mA的斜坡信號，仿真時(shí)間10s，步長0.01s，運(yùn)行仿真，仿真得到的液壓系統(tǒng)性能如下：

圖6 系統(tǒng)壓差曲線

在穩(wěn)定狀態(tài)下， 馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)矩在減速器進(jìn)行減速增矩后需與卷筒驅(qū)動(dòng)當(dāng)前吊重所承受的負(fù)載轉(zhuǎn)矩平衡，根據(jù)表2 中起升機(jī)構(gòu)的性能參數(shù)可知， 卷筒在最大起重量工況下所需的轉(zhuǎn)矩為：

式中：Tgmax—卷筒最大轉(zhuǎn)矩；Fsmax—起升鋼絲繩最大拉力；rj—卷筒半徑。

已知減速機(jī)構(gòu)的總傳動(dòng)比ig為150.8，因此單個(gè)馬達(dá)輸出軸轉(zhuǎn)矩為：

系統(tǒng)壓差主要與馬達(dá)排量以及馬達(dá)所驅(qū)動(dòng)的負(fù)載決定，對于定量馬達(dá)而言，在驅(qū)動(dòng)相同負(fù)載時(shí)，系統(tǒng)內(nèi)的壓差不變始終為當(dāng)達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)后馬達(dá)轉(zhuǎn)矩與負(fù)載轉(zhuǎn)矩相等，因此可計(jì)算出系統(tǒng)壓差：

根據(jù)仿真結(jié)果可知： 系統(tǒng)穩(wěn)定后的壓差仿真值為20.7MPa，與理論值誤差為0.4%，馬達(dá)輸出流量仿真值為934r/min，與理論值誤差為4.1%，均在允許范圍內(nèi)，因此該模型搭建正確。

3 泵變排量機(jī)構(gòu)改進(jìn)

3.1 先導(dǎo)閥粘性摩擦系數(shù)改進(jìn)分析

先導(dǎo)閥粘性摩擦系數(shù)決定該系統(tǒng)的穩(wěn)定性， 塔機(jī)起升機(jī)構(gòu)在發(fā)生工況轉(zhuǎn)變時(shí)， 鋼絲繩吊載重物會(huì)產(chǎn)生慣性載荷，作用于起升液壓系統(tǒng)中會(huì)形成壓力沖擊，對系統(tǒng)的穩(wěn)定性要求較高[5]，因此為分析改參數(shù)對系統(tǒng)穩(wěn)定性的影響，現(xiàn)將仿真工況設(shè)定為重物起升后懸停制動(dòng)階段，將泵排量信號由600 減小至零， 采用批處理功能將泵先導(dǎo)閥閥芯粘性摩擦系數(shù)設(shè)置為50～80N/（m/s）， 取系統(tǒng)在懸停制動(dòng)時(shí)壓差曲線如圖8 所示。

圖8 懸停制動(dòng)時(shí)不同閥芯粘性摩擦系數(shù)下的系統(tǒng)壓差曲線

由曲線圖可知，增大先導(dǎo)閥閥芯粘性摩擦系數(shù)后，使系統(tǒng)在懸停制動(dòng)階段的壓力沖擊顯著減小， 在閥芯粘性摩擦系數(shù)由50N/（m/s）增至80N/（m/s），系統(tǒng)峰值壓力減小2.1MPa，調(diào)整時(shí)間減少0.26s，此后繼續(xù)增大參數(shù)，系統(tǒng)的響應(yīng)特性無明顯變化。此外，先導(dǎo)閥粘性摩擦系數(shù)過大將導(dǎo)致其響應(yīng)速度受限， 因此建議將先導(dǎo)閥閥芯粘性摩擦系數(shù)調(diào)整于45～50N/m/s 之間，以使系統(tǒng)在懸停制動(dòng)階段的峰值壓力得到緩解。

3.2 變量缸活塞面積改進(jìn)分析

由圖7 馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)速曲線可知， 該套液壓系統(tǒng)驅(qū)動(dòng)大負(fù)載時(shí)在啟動(dòng)階段的速度響應(yīng)相對較慢， 現(xiàn)通過分析變量缸活塞面積對系統(tǒng)啟動(dòng)速度的影響對其進(jìn)行改進(jìn)。在調(diào)整該項(xiàng)參數(shù)前，需保證變量泵的變排量特性不受到影響，以避免在對整體系統(tǒng)仿真時(shí)由于影響因素過多而使問題分析復(fù)雜化，這里采用前文所搭建的單個(gè)變量泵模型，將主油路中油液壓力設(shè)定為20.6MPa，將變量缸活塞直徑設(shè)置為40～80mm，變量缸活塞桿直徑按比例縮小，泵排量控制信號為-600mA～600mA，仿真時(shí)長10s，采用AMESim批處理運(yùn)行仿真，得到的泵排量變化曲線如圖9 所示。

圖7 馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)速曲線

圖9 不同變量缸活塞直徑下泵的排量變化對比

由泵的排量變化曲線可知， 在一定范圍內(nèi)改變變量缸活塞直徑泵變排量整體趨勢不會(huì)發(fā)生改變，圖10 著重顯示了泵的排量在0～2s 內(nèi)的變化趨勢。

圖10 0～2s 內(nèi)不同變量缸活塞直徑下泵的排量變化對比

由圖可知，隨著變量缸活塞直徑減小，泵達(dá)到最大排量的時(shí)間隨之縮短， 但當(dāng)活塞直徑減小至50mm 以下后響應(yīng)曲線出現(xiàn)明顯抖動(dòng)現(xiàn)象且泵無法達(dá)到最大排量點(diǎn)，即當(dāng)變量控制缸直徑小于50mm 后， 泵的變排量特性發(fā)生改變， 且在對缸徑為50～60mm 進(jìn)行細(xì)化分析后發(fā)現(xiàn)，當(dāng)缸徑小于60mm 后， 排量變化曲線均出現(xiàn)抖動(dòng)現(xiàn)象， 因此下文對變量缸直徑的改進(jìn)范圍需在60～80mm 之間進(jìn)行。

設(shè)置變量缸直徑為60～80mm，以5mm 為間隔設(shè)置五組對照試驗(yàn)，以2.3 的仿真工況運(yùn)行仿真，得到離地啟動(dòng)0～2s 內(nèi)馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)速如圖11 所示。

圖11 不同變量缸直徑下離地啟動(dòng)階段馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)速曲線

由仿真結(jié)果可知， 在離地起升及懸停制動(dòng)后下降階段，變量缸直徑由80mm 減至60mm，響應(yīng)時(shí)間縮短0.3s，因此， 通過減小泵的變量缸直徑可以縮短系統(tǒng)啟動(dòng)時(shí)的響應(yīng)時(shí)間。

4 結(jié)論

本文針對液壓塔機(jī)起升機(jī)構(gòu)液壓系統(tǒng)，利用AMESim-HCD 庫搭建泵變排量機(jī)構(gòu)仿真模型， 通過仿真分析的手段對其參數(shù)設(shè)置進(jìn)行改進(jìn)， 進(jìn)而使液壓系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性得到提升，結(jié)果表明：

（1）仿真模型分析結(jié)果與理論值完全相符，誤差僅在5%以內(nèi)， 說明采用HCD 庫所搭建的泵變排量機(jī)構(gòu)模型正確，可用于性能改進(jìn)。

（2）通過增大泵變排量機(jī)構(gòu)中先導(dǎo)閥閥芯粘性摩擦系數(shù)可增強(qiáng)系統(tǒng)穩(wěn)定性，緩解系統(tǒng)內(nèi)油液的壓力沖擊，在閥芯粘性摩擦系數(shù)由30N/（m/s）增大至50N/（m/s）時(shí)，系統(tǒng)峰值壓力減小2.1MPa，調(diào)整時(shí)間減少0.26s。

（3）變量缸直徑由80mm 減小至60mm，響應(yīng)時(shí)間僅縮短了0.3s，可通過減小變量缸活塞桿直徑提高系統(tǒng)響應(yīng)特性。