原慧軍，宋宇航，張利軍

（1.山西機電職業(yè)技術(shù)學院電氣工程系，山西 長治 046011；2.山東農(nóng)業(yè)大學信息科學與工程學院，山東 泰安 271018；3.中信重工機械股份有限公司，齒輪裝備研究所，河南 洛陽 471033）

1 引言

隨著我國經(jīng)濟發(fā)展與城市化進程的加速，各類基礎設施也得到了廣泛建設。為適應多種類型施工保養(yǎng)任務的使用要求，滑移裝載機其具備結(jié)構(gòu)占用面積小，操作方式可靈活調(diào)節(jié)，針對各類不同工作裝置都可以滿足使用要求的多項優(yōu)點［1-2］。由于國外對此類設備的開發(fā)較早，這對整體行業(yè)造成了明顯競爭。大部分國內(nèi)企業(yè)設計滑移裝載機時，只考慮整車結(jié)構(gòu)的靜態(tài)系統(tǒng)指標，缺少整車動態(tài)性能方面的研究內(nèi)容［2］，降低了發(fā)動機與液壓驅(qū)動功率之間的相互匹配性能，這使得單位功率需要消耗大量燃油，對整體動力系統(tǒng)技術(shù)提升也具有明顯制約作用。文獻［3］同時選擇Matlab/Simulink軟件進行輪式裝載機的仿真測試，重點分析了典型工況下整機能量的變化特征；文獻［9］通過實驗測試了液壓挖掘機在運行過程中引起能耗的各個因素及其作用機制，之后進一步提出了更高效的模糊控制算法。對于實際工程應用來說，需要對整機節(jié)能效果進行嚴格控制并盡量降低排放，使發(fā)動機的動力輸出性能獲得顯著提升，并且進一步優(yōu)化燃油的經(jīng)濟性［10-12］?？紤]到當前大部分研究人員進行功率匹配時基本都是從發(fā)動機動力性能與液壓泵輸出狀態(tài)方面實施優(yōu)化改進，缺少整車外部負載方面的研究工作。針對滑移裝載機結(jié)構(gòu)控制開展深入探討，并從動力學原理層面開展了整機結(jié)構(gòu)的運行控制與功率分析，之后建立了由多物理場組成的動力模型，分別測試了整機運行不同工況下的輪地負載變化特征，將仿真數(shù)據(jù)跟理論結(jié)果實施了對比，由此實現(xiàn)液壓系統(tǒng)和發(fā)動機之間的功率匹配優(yōu)化效果。

2 行走液壓系統(tǒng)原理

本實驗使用的靜壓驅(qū)動系統(tǒng)組成結(jié)構(gòu)，如圖1所示?？梢钥吹?，該系統(tǒng)的運動變量泵1、6 按照同軸的位置關(guān)系組成串聯(lián)結(jié)構(gòu)，通過行走先導閥共同完成變量缸的位置調(diào)控功能，通過上述控制方式使變量泵獲得不同的排量，使滑移裝載機達到設定的運動速度和轉(zhuǎn)向［13］。

圖1 運輸車液壓驅(qū)動結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Schematic Diagram of Hydraulic Drive Structure of Loader

滑移裝載機進行運行控制時是利用行走液壓系統(tǒng)來達到控制駐車、行走、馬達切換、補油各工序的控制過程。進行雙速馬達切換操作時指在合適路面狀況下，通過滑移裝載機調(diào)控兩側(cè)馬達來達到所需排量大小，實現(xiàn)運動控制功能：當整車處于復雜路面工況下時，馬達開始進入大排量的狀態(tài)，此時行走馬達保持低轉(zhuǎn)速狀態(tài)，而扭矩則達到較高值；當整車在平坦路面上行駛時，馬達保持較小的排量，行走馬達保持較高的轉(zhuǎn)速，扭矩處于較小的輸出狀態(tài)。

行走液壓系統(tǒng)的低壓側(cè)通過補油系統(tǒng)獲得所需油液，該系統(tǒng)組成部分總共包含補油泵、單向補油溢流閥、DA閥，使油路中保持相對穩(wěn)定的壓力，再通過設置發(fā)動機轉(zhuǎn)速參數(shù)使行走變量泵獲得不同的排量，確保發(fā)動機可以與外負載之間保持良好匹配性。

3 功率分析

建立整車功率模型時，假定車輛運行于平整硬化的均勻地面上；同時忽略離心過程造成的作用；所有車輪受到徑向載荷的大小都相同；只分析輪胎靜止時的徑向變形過程。

運輸車運動學過程示意圖，如圖2所示。從圖2中可以看到滑移裝載機進行實際行駛控制的過程，主要包括三種輪胎運動形式：第一種形式是沿整車的前進方向出現(xiàn)組織滑移；第二種形式是以接地O作為支點的轉(zhuǎn)動過程，第三種形式是沿垂直前進方向出現(xiàn)側(cè)向滑動的情況［13］。

圖2 運輸車運動學分析Fig.2 Kinematic Analysis of Loader

（1）處于直線運行狀態(tài)下時，車輪發(fā)生前進方向上滑移的狀態(tài)，根據(jù)下述式子計算車輪速度：

（2）進入轉(zhuǎn)向過程時，如果此時輪胎側(cè)向力Fs低于地面附著載荷，通過下述表達式計算車輪速度：

（3）當轉(zhuǎn)向期間輪胎側(cè)向力Fs比地面附著力更高時，車輛發(fā)生了側(cè)滑，通過以下式子計算車輪運動速度：

式中：Vzx、vyx—左邊、右邊輪胎出現(xiàn)側(cè)滑時對應的速度；vzy、vyy—左側(cè)以及兩側(cè)輪胎在運行階段形成的線速度；ωz—在接地點O作為中心位置對應的車輪角速度；B—輪距；v—前進速度；vx—沿側(cè)向產(chǎn)生的滑動速度；R—轉(zhuǎn)向過程的半徑尺寸。

4 方案

4.1 仿真分析

構(gòu)建仿真模型時采用AMESim以及VirtualLab二個軟件共同完成仿真建模過程，由此達到同時進行液壓與行走系統(tǒng)的聯(lián)合仿真，能夠準確獲得整車行駛的功率變化數(shù)據(jù)。行走液壓系統(tǒng)的模型結(jié)構(gòu)，如圖3所示。

圖3 行走液壓系統(tǒng)仿真模型Fig.3 Simulation Model of Walking Hydraulic System

本實驗對直線運行狀態(tài)的滑移裝載機進行了工況分析，其中，載荷大小保持1.2t的恒定值，發(fā)動機轉(zhuǎn)速2400r/min，前進先導閥接收外部階躍信號后，變量泵迅速到達最大排量，前期波動結(jié)束后，先導閥位移階躍達到接近0的狀態(tài)，依次建立整車的啟動、運行和制動過程的仿真模型，獲得的測試結(jié)果，如圖7所示。

4.2 實驗研究

在行走液壓系統(tǒng)中安裝壓力檢測裝置進行系統(tǒng)壓力測定。依次對變量泵進出口、變量油缸與補油泵進行壓力測試。每個樣車的測試點位，如圖4所示。P1屬于右側(cè)變量泵沿前進油路設置的壓力測試部位，P2為右側(cè)行走變量泵后退階段的測試部位，P3屬于左側(cè)行走變量泵處于后退階段的壓力測試部位，P4屬于左側(cè)行走變量泵位于前進油路上的壓力測試部位，P5是設置在補油泵出口處的壓力檢測位置，P6是設置在前進方向上的左側(cè)行走變量泵壓力檢測部位，P8是設置在前進油路上位于右側(cè)行走變量泵的活塞壓力測試部位，P9是右側(cè)行走變量泵處于后退階段的活塞壓力檢測點。本次測試得到的各項參數(shù)，如表1所示。

表1 直線行駛下仿真與實驗結(jié)果對比Tab.1 Comparison of Simulation and Experimental Results in Straight Line Driving

圖4 行走液壓系統(tǒng)傳感器安裝布置圖Fig.4 Installation Layout of the Sensor of Walking Hydraulic System

根據(jù)表1發(fā)現(xiàn)，通過仿真模型計算得到的直線行駛工況與實際測試結(jié)果形成了基本一致的變化趨勢，只在具體數(shù)據(jù)方面存在小幅偏差。測試獲得的系統(tǒng)啟動壓力最大值與油路壓差相對仿真結(jié)果更小。引起上述結(jié)果的原因是當前在輪胎制造領域還沒有確定公認的國家規(guī)范標準，無法實現(xiàn)出廠過程的統(tǒng)一檢驗，由此導致開展仿真測試期間，如果只按照汽車制造標準參數(shù)確定的輪胎剛度跟真實性能參數(shù)之間存在明顯偏離。

從總體層面進行分析可知，仿真結(jié)果對于直線行駛工況具有良好的反饋效果，并跟實驗結(jié)果形成了良好一致性，通過驗證發(fā)現(xiàn)，建立的仿真模型可以達到分析精度的條件。

5 結(jié)果分析

5.1 直線行駛

對滑移裝載機在啟動期間進行測試的結(jié)果，如圖5所示。其中，發(fā)動機功率為58kW 額定值；到達勻速階段時，發(fā)動機保持16.7kW的功率，與初始功率相比發(fā)生了明顯減小，同時左、右側(cè)運動系統(tǒng)功率為4.12kW。到達制動階段后，發(fā)動機受到變量泵的載荷作用出現(xiàn)反向旋轉(zhuǎn)，系統(tǒng)處于負功率輸出狀態(tài)。

圖5 直線行駛液壓系統(tǒng)功率特性Fig.5 Power Characteristics of Hydraulic System in Straight Line Driving

5.2 單邊轉(zhuǎn)向

測定了滑移裝載機以單邊轉(zhuǎn)向運行的整車功率，將滑移裝載機設置在空載運行狀態(tài)，發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2400r/min的固定值，通過仿真測試獲得單邊轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)功率分布結(jié)果，如圖6所示。經(jīng)測試可知，發(fā)動機功率為33.2kW，位于外部區(qū)域的變量泵功率25kW，系統(tǒng)運行功率與補油功率分別為0.58kW與1.7kW。

圖6 單邊轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)功率分布Fig.6 Power Distribution of Single Side Steering Hydraulic System

對圖6進行分析可以發(fā)現(xiàn)，在單邊轉(zhuǎn)向過程中，內(nèi)側(cè)車輪馬達存在一定程度的泄露，進入前向滾動的階段后，內(nèi)側(cè)車輪變量泵受到馬達作用產(chǎn)生高壓油液，柱塞泵中產(chǎn)生了一定比例的寄生功率。

5.3 雙邊轉(zhuǎn)向

利用構(gòu)建得到的仿真模型測試了滑移裝載機雙邊轉(zhuǎn)向時的整車功率變化情況，這時發(fā)動機保持額定轉(zhuǎn)速，經(jīng)仿真測試得到雙邊轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)功率分布曲線數(shù)據(jù)，如圖7所示。

圖7 雙邊轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)功率分布Fig.7 Power Distribution of Bilateral Steering Hydraulic System

對圖7進行分析可以發(fā)現(xiàn)，處于雙邊轉(zhuǎn)向階段的發(fā)動機功率輸出值為58kW；同時左、右兩側(cè)行走變量泵功率依次等于26kW和23kW，形成了穩(wěn)定的泵壓差。并且在滑移裝載機勻速雙邊轉(zhuǎn)向的過程中，內(nèi)外側(cè)車輪承受的轉(zhuǎn)向阻力也存在差異，可以在不同工況下都保持良好行駛狀態(tài)。

設置典型工況時，隨著轉(zhuǎn)向半徑的減小，行走液壓系統(tǒng)需克服更大阻礙作用，運行功率也明顯提高，如表2所示。處于單邊轉(zhuǎn)向狀態(tài)下的內(nèi)側(cè)車輪進入制動過程，內(nèi)側(cè)車輪變量泵出現(xiàn)了寄生功率，這跟理論分析結(jié)果一致。

表2 液壓系統(tǒng)輸出功率統(tǒng)計Tab.2 Output Power Statistics of Hydraulic System

6 結(jié)論

（1）直線行駛到達制動階段后，發(fā)動機受到變量泵的載荷作用出現(xiàn)反向旋轉(zhuǎn)，系統(tǒng)處于負功率輸出狀態(tài)。

（2）在單邊轉(zhuǎn)向過程中，內(nèi)側(cè)車輪馬達存在一定程度的泄露，進入前向滾動的階段后，內(nèi)側(cè)車輪變量泵受到馬達作用產(chǎn)生高壓油液，柱塞泵中產(chǎn)生了一定比例的寄生功率。

（3）處于雙邊轉(zhuǎn)向階段的發(fā)動機功率輸出值為58kW，形成了穩(wěn)定泵壓差，在不同工況下都保持良好行駛狀態(tài)。隨著轉(zhuǎn)向半徑的減小，行走液壓系統(tǒng)需克服更大阻礙作用，運行功率也明顯提高。