趙存，王麗娟，胡軍科，楊武繼，方立志

(1. 中南大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，湖南 長沙 410083；2. 武漢天興洲道橋投資開發(fā)有限公司，湖北 武漢 430011；3. 金鷹重型工程機(jī)械有限公司，湖北 襄陽 441001)

隨著我國鐵路朝著高速、重載、大運(yùn)量、高密度方向發(fā)展，對(duì)鐵道線路提出了更高的要求，軌道狀態(tài)的好壞直接關(guān)系著鐵路運(yùn)輸?shù)陌踩托?。按目前的運(yùn)輸密度，鐵路鋼軌的使用壽命大約在 5～6 a，這樣每年需更換 20%的鋼軌，按現(xiàn)有運(yùn)營里程計(jì)算我國每年的換軌量達(dá)上萬公里[1]。大修列車是集換軌和換枕為一體的大型鐵路養(yǎng)護(hù)機(jī)械，具有作業(yè)效率高、施工質(zhì)量好等特點(diǎn)，使長期以來長大隧道內(nèi)和大型橋梁上難以實(shí)現(xiàn)的換枕換軌問題得以解決[2?3]。為了滿足大牽引力和特殊工況的動(dòng)力性要求，大修列車驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)采用靜液壓多軸驅(qū)動(dòng)(Hydrostatic transmission , HST)方式。由于這種車輛的行走驅(qū)動(dòng)馬達(dá)采用十分少見的串聯(lián)連接方式，在大負(fù)載工況作業(yè)時(shí)，出現(xiàn)了驅(qū)動(dòng)車輪的連續(xù)打滑和跳動(dòng)，造成牽引力不夠甚至損傷軌道和車輪的現(xiàn)象。針對(duì)鐵路機(jī)械液壓行走驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的研究主要如下：周友中[4]針對(duì)國產(chǎn)連續(xù)式搗固車出現(xiàn)運(yùn)行小車不平穩(wěn)和作業(yè)小車驅(qū)動(dòng)馬達(dá)頻繁斷軸等現(xiàn)象，設(shè)計(jì)了具有結(jié)構(gòu)簡單、響應(yīng)速度快、穩(wěn)定性好的搗固車靜液壓馬達(dá)并聯(lián)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)。王弦[5]針對(duì)搗固車的作業(yè)工況，為08-32搗固車設(shè)計(jì)了能同時(shí)滿足區(qū)間高速運(yùn)行和作業(yè)低速運(yùn)行的馬達(dá)并聯(lián)靜液壓獨(dú)立驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)。周燕飛[6]在對(duì)清篩機(jī)走行驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)(前后兩轉(zhuǎn)向架四軸驅(qū)動(dòng)的變量泵-變量馬達(dá)并聯(lián)閉式系統(tǒng))分析的基礎(chǔ)上，設(shè)計(jì)了清篩機(jī)高速行走系統(tǒng)半物理仿真平臺(tái)。胡軍科等[7]對(duì)國產(chǎn)某型清篩機(jī)閉式液壓系統(tǒng)馬達(dá)損壞問題研究，指出閉式系統(tǒng)低壓側(cè)的壓力隨負(fù)載波動(dòng)會(huì)放大高壓側(cè)壓力和流量的振蕩，通過合理匹配補(bǔ)油泵、沖洗閥和系統(tǒng)流量，可維持低壓側(cè)壓力恒定。崔艷鷺等[8]對(duì)QS2-650型全斷面道砟清篩機(jī)高速行走驅(qū)動(dòng)液壓系統(tǒng)(馬達(dá)并聯(lián))采用定量馬達(dá)和變量馬達(dá)2種方案的對(duì)比分析，得出變量馬達(dá)應(yīng)用于清篩機(jī)高速走行系統(tǒng)時(shí)能明顯提高清篩機(jī)的輸出特性。韓強(qiáng)[9]通過對(duì)鐵路清篩機(jī)走行系統(tǒng)發(fā)動(dòng)機(jī)反拖分析，提出主動(dòng)升速提高發(fā)動(dòng)機(jī)摩擦力矩和串接制動(dòng)液壓泵兩種方案來解決車輛的反拖失速問題。蔣亞軍[10]對(duì)鋼軌打磨車液壓行走系統(tǒng)的傳動(dòng)平穩(wěn)性進(jìn)行了研究，指出泵?馬達(dá)傳動(dòng)系統(tǒng)的脈動(dòng)對(duì)行走平穩(wěn)性影響最大。雖然上面的這些方法可以解決現(xiàn)有鐵路車輛液壓行走驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的問題，但都是集中于馬達(dá)并聯(lián)的靜液壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)，這種系統(tǒng)只能用于路況平順和運(yùn)行速度不高的車輛。在鐵路大修作業(yè)時(shí)，其路況條件決定了不能使用這樣的并聯(lián)馬達(dá)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)，除非在系統(tǒng)中加裝分流閥，但使用分流閥又存在分流誤差和壓力損失，這將導(dǎo)致車輛牽引力下降和系統(tǒng)發(fā)熱。相對(duì)于常用的馬達(dá)并聯(lián)靜液壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)，馬達(dá)串聯(lián)靜液壓系統(tǒng)具有路況適應(yīng)性好、系統(tǒng)效率高和結(jié)構(gòu)簡單可靠等優(yōu)點(diǎn)，但其馬達(dá)的排量是并聯(lián)系統(tǒng)的2倍，加上在牽引力分配方面存在技術(shù)難度，故這種系統(tǒng)在車輛行走領(lǐng)域的應(yīng)用和研究很少，目前還只有Harsco公司在鐵路大修列車上有工程應(yīng)用。胡傳亮等[2]針對(duì)大修列車在使用中出現(xiàn)的車軸不同步問題，提出了調(diào)整控制油路補(bǔ)油閥彈簧預(yù)緊力的辦法。沙永柏等[11]對(duì)鉆孔機(jī)械中串聯(lián)馬達(dá)的承載力進(jìn)行了分析，指出串聯(lián)時(shí)系統(tǒng)壓力主要由壓力油后經(jīng)流的馬達(dá)承受。本文以某型大修列車行走系統(tǒng)為研究對(duì)象，對(duì)馬達(dá)串聯(lián)液壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)性能進(jìn)行分析，指出串聯(lián)系統(tǒng)中的第1個(gè)馬達(dá)泄漏導(dǎo)致第2個(gè)馬達(dá)缺油吸空是車輛打滑的主因。為了補(bǔ)償泄漏，在2串聯(lián)馬達(dá)之間設(shè)置了旁路補(bǔ)油路，通過對(duì)旁路補(bǔ)油模塊分別設(shè)置減壓閥、電比例閥和三通流量控制閥3種補(bǔ)油方案建立系統(tǒng)動(dòng)態(tài)數(shù)學(xué)模型，運(yùn)用AMESim軟件進(jìn)行仿真分析，結(jié)果證明了本文提出研究方案的正確性。

1　大修列車液壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)工作原理和打滑原因分析

1.1　液壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)工作原理

該型大修列車行走驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)是由4個(gè)油泵分別驅(qū)動(dòng)4個(gè)轉(zhuǎn)向架，每個(gè)轉(zhuǎn)向架是由1臺(tái)電比例控制液壓泵和 2雙向變量馬達(dá)組成的串聯(lián)閉式液壓回路。系統(tǒng)原理圖如圖1所示。

驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)工作原理為：發(fā)動(dòng)機(jī)1驅(qū)動(dòng)雙向變量泵 2，變量泵出口壓力油先經(jīng)過串聯(lián)第 1個(gè)馬達(dá)12.1(下文簡稱“馬達(dá)1”)，再經(jīng)過串聯(lián)第2個(gè)馬達(dá)12.2(下文簡稱“馬達(dá)2”)，馬達(dá)2的進(jìn)油口與馬達(dá)1的出油口順次相連，馬達(dá)2的回油直接返回變量泵的吸油腔，構(gòu)成馬達(dá)串聯(lián)液壓行走驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的閉式回路。當(dāng)壓力油作用在馬達(dá)1和馬達(dá)2上時(shí)，在2個(gè)馬達(dá)上依次產(chǎn)生工作壓差，驅(qū)動(dòng)車輛行走。通過泵的變量機(jī)構(gòu)改變主油路中液壓油的流量和方向，實(shí)現(xiàn)馬達(dá)的變速和換向。

圖1　驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)液壓原理圖Fig. 1　Principle diagram of hydraulic driving system

旁路補(bǔ)油控制回路由α和β阻尼孔、單向閥橋路10和補(bǔ)油壓力控制模塊11組成。當(dāng)馬達(dá)2缺油吸空時(shí)，C點(diǎn)壓力降低，來自系統(tǒng)高壓側(cè)的壓力油先經(jīng)過單向閥橋路10，到達(dá)阻尼孔α，阻尼孔α出口的油液分成2路，一路作為補(bǔ)油壓力控制模塊的先導(dǎo)液，另一路經(jīng)過阻尼孔β和單向閥，回到系統(tǒng)低壓側(cè)；補(bǔ)油模塊在先導(dǎo)壓力的作用下開啟，其開度大小由先導(dǎo)壓力、系統(tǒng)C處壓力和彈簧預(yù)緊力共同作用決定；閥口開啟后，系統(tǒng)高壓側(cè)的壓力油依次經(jīng)過單向閥和補(bǔ)油控制模塊閥口，實(shí)現(xiàn)向2串聯(lián)馬達(dá)之間補(bǔ)油。阻尼孔α起延緩補(bǔ)油閥開啟速度防止液壓沖擊作用；固定阻尼孔β起建立先導(dǎo)壓力的作用，還可以在系統(tǒng)不需要補(bǔ)油時(shí)，控制補(bǔ)油閥彈簧復(fù)位。

1.2　車輪打滑原因分析

大修列車作業(yè)路況條件差，作業(yè)時(shí)負(fù)載波動(dòng)大，同時(shí)，鐵路車輛沒有差速器，車軸與車輪、車輪與軌道都是剛性接觸，當(dāng)負(fù)載增大時(shí)，系統(tǒng)壓力升高，馬達(dá)泄漏增加，其容積效率降低，導(dǎo)致流過馬達(dá)2的流量總是小于馬達(dá)1(2馬達(dá)排量相等)，馬達(dá)2吸空，由于2馬達(dá)固定在同一個(gè)轉(zhuǎn)向架上屬于剛性連接則2馬達(dá)轉(zhuǎn)速相等，但馬達(dá)承擔(dān)的負(fù)載壓力不相等，導(dǎo)致功率寄生；當(dāng)一個(gè)車輪的驅(qū)動(dòng)力超過輪軌黏著極限時(shí)，車輛開始打滑。

2　旁路補(bǔ)油方法

基于上述分析，本文提出采用減壓閥、電比例閥和三通流量控制閥3種方式對(duì)馬達(dá)串聯(lián)液壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行旁路補(bǔ)油，以期補(bǔ)償串聯(lián)系統(tǒng)的泄漏流量，合理分配2馬達(dá)負(fù)載壓力，改善大修列車作業(yè)時(shí)的打滑情況。3種補(bǔ)油方案原理圖如圖2所示。

2.1　減壓閥補(bǔ)油原理

如圖2(a)所示的減壓閥補(bǔ)油原理為：通過設(shè)定減壓閥出口壓力(也是馬達(dá)2的入口C處壓力)，使得作用在2馬達(dá)上的壓差相等。作業(yè)時(shí)，若2馬達(dá)壓差相等且能驅(qū)動(dòng)負(fù)載，減壓閥不工作；當(dāng)系統(tǒng)泄漏增大，通過馬達(dá)2的流量減少，其壓差不足以克服負(fù)載壓力時(shí)，該馬達(dá)吸空。此時(shí)，馬達(dá)2入口壓力低于減壓閥設(shè)定壓力，減壓閥開啟，通過補(bǔ)油路實(shí)現(xiàn)向系統(tǒng)補(bǔ)油。

2.2　電比例閥補(bǔ)油原理

電比例閥補(bǔ)油原理如圖 2(b)所示，原理為：2馬達(dá)壓差相等時(shí)，電比例閥無輸入信號(hào)時(shí)，閥口關(guān)閉；當(dāng)2馬達(dá)壓差不等時(shí)，通過串接在系統(tǒng)中的壓力傳感器對(duì)2馬達(dá)的壓差自動(dòng)檢測，放大元件對(duì)檢測的壓差信號(hào)放大處理并求差，然后將差值轉(zhuǎn)化為電流信號(hào)，電比例閥電磁鐵接收到輸入電流信號(hào)后，閥芯產(chǎn)生與控制電流相對(duì)應(yīng)的開度，使油液經(jīng)閥口流向補(bǔ)油管路，實(shí)現(xiàn)向串聯(lián)系統(tǒng)的補(bǔ)油。

圖2　3種條件下的旁路補(bǔ)油原理圖Fig. 2　Principle diagram of bypass oil-compensating under three schemes

2.3　三通流量控制閥補(bǔ)油原理

三通流量控制閥補(bǔ)油原理如圖2(c)所示，三通流量控制閥是2個(gè)主油口常閉閥組，它有2個(gè)液壓先導(dǎo)端口，一端連在主閥出口(C處)，另一端連在閉式系統(tǒng)補(bǔ)油路阻尼孔 α出口(A1處)作為先導(dǎo)壓力。閥芯的開啟由先導(dǎo)壓力決定，當(dāng)先導(dǎo)壓力大于彈簧預(yù)緊力和閥出口壓力之和時(shí)，主閥芯開啟，實(shí)現(xiàn)向串聯(lián)系統(tǒng)的補(bǔ)油。三通流量閥可自動(dòng)檢測系統(tǒng)壓力，通過判斷先導(dǎo)壓力、彈簧預(yù)緊力、2馬達(dá)之間C處的壓力來改變主閥芯位移，實(shí)現(xiàn)向系統(tǒng)補(bǔ)油。在閥的調(diào)節(jié)過程中，它實(shí)質(zhì)上是一個(gè)可變阻尼。

3　系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型

3.1　系統(tǒng)流量壓力特性、動(dòng)力學(xué)分析

為了方便分析，假定2個(gè)馬達(dá)的泄漏系數(shù)相同，2馬達(dá)的流量損失可表示為：

3.1.1變量泵的輸出流量方程

式中： VP=Kdγ ；γ為變量調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)的擺角；Kd為變量泵的排量梯度；np為變量泵的轉(zhuǎn)速；Cip為變量泵的內(nèi)泄漏系數(shù)；Cep為變量泵的外泄漏系數(shù)；p和p2為泵高低壓腔的壓力。

由于p2為常數(shù)，不隨負(fù)載而變化，對(duì)上式進(jìn)行簡化，并對(duì)其增量式進(jìn)行拉氏變換，得到：

式中： Kqp為變量泵的流量增益，為變量泵的總泄漏系數(shù)

3.1.2液壓馬達(dá)的流量連續(xù)性方程

1) 泵出口到馬達(dá)1

式中：n1為馬達(dá)1轉(zhuǎn)速；Vm為馬達(dá)排量；V1為泵出口到馬達(dá)1的高壓側(cè)油路的工作容積；E為油液體積彈性模量；Pm1為馬達(dá)1工作壓差。

2) 馬達(dá)1到馬達(dá)2

式中：V2為馬達(dá)1出口到馬達(dá)2入口的密閉容腔的容積。

3.1.3液壓馬達(dá)與負(fù)載的動(dòng)力學(xué)力矩平衡方程

1) 泵出口到馬達(dá)1

式中：Jm1為負(fù)載折算到馬達(dá)1軸上的總轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；Cfm為馬達(dá)轉(zhuǎn)動(dòng)阻尼系數(shù)；TL1為折算到馬達(dá)1軸上的負(fù)載力矩。

2) 馬達(dá)1到馬達(dá)2

式中：Jm2為負(fù)載折算到馬達(dá)2軸上的總轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；TL2為折算到馬達(dá)2軸上的任意外加負(fù)載力矩。

3.2　補(bǔ)油路特性分析

3.2.1孔口流量表達(dá)式

式中：At為面積梯度；xv為閥芯位移(或閥口開度)；Cd為流量系數(shù)；Δp為孔前后壓差；ρ為油液密度。

3.2.2減壓閥閥芯力平衡方程

式中： A=πd2/4為閥芯作用面積；d為當(dāng)量直徑；P2為減壓閥出口設(shè)定壓力為彈簧預(yù)緊力為流量系數(shù)，αjet=69°；k為彈簧剛度；xv為閥口開度。

對(duì)上式進(jìn)行整理得到：

3.2.3電比例閥閥芯力平衡方程

式中：x0為彈簧預(yù)壓縮量；xv為閥芯位移。對(duì)式(11)整理得到：

3.2.4三通流量控制閥補(bǔ)油閥口開度

式中：xv為閥口開度；Pmax為閥口最大開度對(duì)應(yīng)的壓力。

4　仿真結(jié)果及分析

根據(jù)串聯(lián)系統(tǒng)特性函數(shù)，建立系統(tǒng)的AMESim仿真模型如圖3所示。

圖3　液壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的AMESim仿真模型Fig. 3　AMESim model of hydraulic driving system

仿真模型中的泵、馬達(dá)子模型為超級(jí)元件，其中泵的超級(jí)元件子模型包含輔助泵。系統(tǒng)泄漏流量和沖洗流量通過泵、馬達(dá)的容積效率來體現(xiàn)。根據(jù)實(shí)驗(yàn)測量數(shù)據(jù)，預(yù)先建立泵、馬達(dá)容積效率隨壓力、轉(zhuǎn)速變化關(guān)系的ASCII文件，仿真時(shí)將該文件中的數(shù)據(jù)組導(dǎo)入AMESim的子模型中。補(bǔ)油路中補(bǔ)油模塊根據(jù)3種補(bǔ)油方案，分別選用減壓閥、電比例閥和三通流量控制閥子模型。

參考實(shí)際工況，根據(jù)大修列車的主要技術(shù)參數(shù)，設(shè)置仿真模型參數(shù)。設(shè)定發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為額定轉(zhuǎn)速2 100 r/min；主泵最大排量78 ml/r，輔助泵排量為17 ml/r；液壓馬達(dá)排量160 ml/r；馬達(dá)軸上的等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為0.25 kg·m2，負(fù)載扭矩400 N·m。給泵斜坡信號(hào)，調(diào)節(jié)其排量從0到最大值變化。仿真運(yùn)行4 s，時(shí)間間隔0.005 s。仿真結(jié)果如圖4～6所示。

圖4　減壓閥補(bǔ)油時(shí)馬達(dá)壓力特性曲線Fig. 4　Pressure characteristics of motors with pressure reduce valve in the oil-compensating circuit

由圖3減壓閥補(bǔ)油仿真結(jié)果可知：1)在啟動(dòng)階段，馬達(dá)2壓差高于馬達(dá)1，這是由于減壓閥的在起始工作階段并不能減壓的特性引起的；當(dāng)穩(wěn)態(tài)運(yùn)行時(shí)，2馬達(dá)承擔(dān)的負(fù)載壓力相等；2)對(duì)比圖 4(a)和圖4(b)可以看出，旁路無阻尼孔時(shí)，0.1～0.3 s之間，系統(tǒng)壓力存在劇烈振蕩；設(shè)置阻尼孔后，振蕩消失，這是由于阻尼孔的濾波作用導(dǎo)致的；3)在1.0 s之前，馬達(dá)2壓力持續(xù)上升直至最大，馬達(dá)1壓力為0；在1.0～2.0 s，馬達(dá)2壓力保持不變，馬達(dá)1壓力從0開始上升，2 s后穩(wěn)態(tài)運(yùn)行時(shí)，2馬達(dá)壓差相等，即系統(tǒng)驅(qū)動(dòng)力分配均勻。

圖5　電比例閥補(bǔ)油時(shí)馬達(dá)壓力特性曲線Fig. 5　Pressure characteristics of motors with electric proportional valve in the oil-compensating circuit

由圖4可以看出，電比例閥補(bǔ)油時(shí)：1)在0～0.1 s之間，馬達(dá) 1壓差為正、馬達(dá) 2為負(fù)(吸空)；在0～0.2 s之間，壓力有輕微的振蕩；在0.2～2.1 s之間，2馬達(dá)壓力開始升高，但是馬達(dá)2壓力曲線高于馬達(dá)1，表明在系統(tǒng)達(dá)到穩(wěn)定之前，馬達(dá)2對(duì)負(fù)載的敏感性更強(qiáng)；2)穩(wěn)態(tài)運(yùn)行時(shí)，2馬達(dá)承擔(dān)的負(fù)載壓力相等，表明采用電比例閥基本能解決打滑問題。

圖6　三通流量控制閥補(bǔ)油時(shí)馬達(dá)壓力特性曲線Fig. 6　Pressure characteristics of motors with 3-way-flow-control valve in the oil-compensating circuit

三通流量控制閥補(bǔ)油仿真結(jié)果如圖5所示，結(jié)果顯示：1)在0～0.25 s之間，壓力有輕微的波動(dòng)；在 0.25～2.1 s之間，2馬達(dá)壓差曲線接近，表明 2馬達(dá)的同步性好，且其驅(qū)動(dòng)力接近，系統(tǒng)的跟隨性和平穩(wěn)性好。原因在于三通流量控制閥實(shí)質(zhì)上可以等效為一個(gè)可變阻尼，它通過自動(dòng)檢測系統(tǒng)壓力來控制其開度大小，從而實(shí)現(xiàn)補(bǔ)油量多少的精確控制；2)2.1 s后2馬達(dá)壓差相等，表明2馬達(dá)驅(qū)動(dòng)的負(fù)載壓力相等，故采用三通流量閥補(bǔ)油能滿足車輛牽引性要求。

根據(jù)仿真結(jié)果，以現(xiàn)役的DXC500型大修列車行走驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)為研究對(duì)象，對(duì)采用液動(dòng)閥的補(bǔ)油方案進(jìn)行了試驗(yàn)，該液動(dòng)閥結(jié)構(gòu)形式和工作原理類似于三通流量控制閥，試驗(yàn)結(jié)果顯示，在作業(yè)過程中，采用液動(dòng)閥補(bǔ)油后2馬達(dá)壓差誤差控制在5‰以內(nèi)，試驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果吻合，局部驗(yàn)證了仿真結(jié)果的正確性。由于其他方式對(duì)行走驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的改動(dòng)較大，受到條件限制，完整全面的試驗(yàn)驗(yàn)證有待以后進(jìn)一步的深入研究。

5　結(jié)論

1) 大修列車液壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)中，采用2馬達(dá)串聯(lián)的驅(qū)動(dòng)方式，串聯(lián)第1個(gè)馬達(dá)泄漏導(dǎo)致容積效率降低，串聯(lián)第 2個(gè)馬達(dá)缺油吸空是車輪打滑的主要原因。

2) 串聯(lián)系統(tǒng)旁路補(bǔ)油回路補(bǔ)油閥分別采用減壓閥、電比例閥和三通流量控制閥均可以實(shí)現(xiàn)對(duì)系統(tǒng)泄漏的補(bǔ)償、改善車輪打滑情況和均衡負(fù)載壓力。通過在補(bǔ)油回路加阻尼的方式，可以減小系統(tǒng)在啟動(dòng)時(shí)的壓力振蕩。

3) 對(duì)比3種補(bǔ)油閥方案，采用三通流量控制閥補(bǔ)油時(shí)串聯(lián)系統(tǒng)的同步性、平穩(wěn)性和牽引力協(xié)調(diào)能力具有顯著優(yōu)勢。

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