司癸卯，劉 樂，趙 明，宋星亮，師 毓，汪程浩

(長安大學(xué) 道路施工技術(shù)與裝備教育部重點實驗室，陜西 西安 710064)

0 引 言

中國地域遼闊，邊遠(yuǎn)地區(qū)國防工程建設(shè)及山區(qū)公路建設(shè)、搶險任務(wù)繁重，但是由于山區(qū)公路相對狹窄，路況不好，致使施工機械轉(zhuǎn)場比較困難，因此研制出高機動性、高通過性的底盤顯得尤為迫切。輪履復(fù)合式底盤可根據(jù)實際作業(yè)狀況轉(zhuǎn)換不同的行走方式，應(yīng)對各種復(fù)雜環(huán)境[1]。國外輪履復(fù)合底盤的研究較早，19世紀(jì)20年代，雪鐵龍公司發(fā)明了P17型半履帶車。在國內(nèi)，2012年由八達(dá)重工研制的30 t級雙臂手救援機器人試制成功[2]，其底盤可以在輪式和履帶式之間自由切換，大大提高了適應(yīng)環(huán)境的能力。液壓系統(tǒng)作為輪履復(fù)合式底盤的重要組成部分，直接關(guān)系著輪履復(fù)合式底盤工程車輛的作業(yè)性能。目前國內(nèi)的輪履復(fù)合式底盤還是直接引進(jìn)國外技術(shù)，價格昂貴，使用和維護(hù)成本較高，甚至遠(yuǎn)遠(yuǎn)超過整車的成本預(yù)算。因此，開發(fā)出符合中國國防建設(shè)需求的先進(jìn)輪履復(fù)合式底盤非常重要。

本文中的輪履復(fù)合式底盤是在履帶挖掘機的基礎(chǔ)上改裝而成，其液壓系統(tǒng)是在原有挖掘機液壓系統(tǒng)的基礎(chǔ)上進(jìn)行改進(jìn)擴充的，使輪履復(fù)合式底盤液壓系統(tǒng)集合了輪式和履帶式2套相對獨立的液壓系統(tǒng)的優(yōu)點，其中輪式行走機構(gòu)采用的是車輪獨立驅(qū)動的方式，最高設(shè)計速度為40 km·h-1[3]，坡度角為16.7°，輪胎的驅(qū)動半徑為0.5 m。

1 系統(tǒng)設(shè)計

1.1 輪履復(fù)合式底盤液壓系統(tǒng)原理

輪履復(fù)合式底盤配置有履帶式行走機構(gòu)、輪式行走機構(gòu)、回轉(zhuǎn)機構(gòu)和輪履切換擺動機構(gòu)，4個部分的液壓系統(tǒng)組成了輪履復(fù)合式底盤的液壓系統(tǒng)。工作泵負(fù)責(zé)給履帶式行走機構(gòu)、輪式行走機構(gòu)、回轉(zhuǎn)機構(gòu)和輪履切換擺動機構(gòu)供油。上述裝置的動作存在順序動作和復(fù)合動作，故通過順序單動油路[4]和并聯(lián)多路閥連接。本系統(tǒng)采用負(fù)流量控制系統(tǒng)[5]，使得從主控制閥中位回到油箱而浪費的流量得到有效控制，并將其限制在盡可能小的范圍內(nèi)，從而大大降低液壓系統(tǒng)的能耗。復(fù)合式底盤液壓系統(tǒng)如圖1所示。

圖1 輪履式復(fù)合底盤液壓系統(tǒng)

在泵的進(jìn)油口和油液的回油口都裝有濾油器，保證了進(jìn)入液壓系統(tǒng)的油液清潔，利于液壓系統(tǒng)的正常工作。在泵的出口處設(shè)置安全閥，保證液壓系統(tǒng)在設(shè)定的壓力范圍內(nèi)安全工作[6]。

1.2 輪式行走機構(gòu)的液壓回路設(shè)計

圖2 輪式行走機構(gòu)的液壓系統(tǒng)原理

由于輪式行走機構(gòu)采用的是車輪獨立驅(qū)動的方式，在輪式行走機構(gòu)的液壓系統(tǒng)回路中有4個行走液壓缸，1個工作泵帶動2個液壓馬達(dá)，且這2個液壓馬達(dá)并聯(lián)，如圖2所示。液壓馬達(dá)1和2并聯(lián)，分別為前輪的左右馬達(dá)，液壓馬達(dá)3和4并聯(lián)，分別為后輪的左右馬達(dá)。輪式行走機構(gòu)的液壓系統(tǒng)包括制動回路、轉(zhuǎn)向回路和直行回路。其中制動回路包括制動液壓缸和制動換向閥，當(dāng)主閥未切換至輪式行走時，由于制動液壓缸中的彈簧力，使液壓馬達(dá)1鎖死，當(dāng)切換至輪式行走時，液壓油經(jīng)節(jié)流閥1流至制動換向閥，當(dāng)換向閥切換在右位時，液壓油通過先導(dǎo)油路使制動換向閥處于左位，制動解鎖。輪式行走機構(gòu)的直行主要依靠分流集流閥的作用，分流集流閥又稱同步閥，內(nèi)部設(shè)有壓力反饋裝置，它可以保證無論外部負(fù)載怎樣變化，工作泵供油的2臺行走馬達(dá)都同步運行。該系統(tǒng)采用的是差速轉(zhuǎn)向，對于同一驅(qū)動橋的輪胎，可以粗略地認(rèn)為，一側(cè)速度減少，而另外一側(cè)速度增加[7]。分流集流閥分向兩側(cè)的流量相同，基本上不因負(fù)載差異而產(chǎn)生變化，兩回路增加的流量閥會起到差速的作用，即通過控制流量閥的開口來改變流向液壓馬達(dá)的流量，符合差速時的流量需求，同樣可以滿足工程機械車輛不同的轉(zhuǎn)動半徑和轉(zhuǎn)動要求。節(jié)流閥2和3的作用是消除前后輪之間在速度上的微小差異[8]。

1.3 輪履切換擺動機構(gòu)液壓回路設(shè)計

在輪履復(fù)合式底盤中，輪履切換擺動機構(gòu)是輪式行走和履帶式行走的切換機構(gòu)，當(dāng)擺動缸伸出時，切換成輪式行走，當(dāng)擺動缸收縮時，切換成履帶式行走。輪履切換擺動機構(gòu)的液壓系統(tǒng)如圖3所示。

圖3 輪履切換擺動機構(gòu)的液壓系統(tǒng)原理

輪履復(fù)合式底盤的切換裝置安裝了4個擺動液壓缸，前后車各2個，且兩兩并聯(lián)。在擺動液壓缸下面安裝有雙向液壓鎖，當(dāng)擺動油缸停止運動時，雙向液壓鎖發(fā)揮作用，阻斷提升缸的油路，油壓液基本上不會產(chǎn)生流失[9-10]，因此雙向液壓鎖會緊緊地鎖死擺動液壓缸，讓其穩(wěn)定停留在某一處，當(dāng)行走機構(gòu)切換至履帶式行走時，不會由于輪履切換擺動機構(gòu)的自重產(chǎn)生自動下擺的問題。在雙向液壓鎖下面還裝有平衡閥，這樣增加了擺動液壓缸的平穩(wěn)性。當(dāng)油缸下擺時，油路經(jīng)過單向閥，而不經(jīng)過順序閥，這樣減少了功率損失；當(dāng)擺動液壓缸提升時，油路則經(jīng)過順序閥，而不經(jīng)過單向閥，這樣保證了擺動液壓缸下游存在一定的背壓，有利于擺動液壓缸緩和提升，大大減少了由于液壓缸的提升而造成的履帶與地面接觸的沖擊。

2 履帶式行走機構(gòu)參數(shù)計算及選型

本設(shè)計底盤質(zhì)量為4 t，承載能力為16 t，整機質(zhì)量為20 t。最高行駛速度為3 km·h-1，最大爬坡角度為25°，輪邊減速器減速比為7.5。由于空氣阻力和慣性阻力很難精確計算，由經(jīng)驗可知履帶式工程車輛的行走牽引力TL與整機的質(zhì)量G取下列比例。

TL=(0.7～0.85)G

(1)

則系數(shù)取0.7時TL=0.7×20×103×9.8=137.2 kN。

經(jīng)驗算可知，本設(shè)計中履帶式行走機構(gòu)的爬坡能力和原地轉(zhuǎn)彎能力均符合設(shè)計要求。履帶式行走機構(gòu)液壓馬達(dá)所受外負(fù)載力矩Mm·max為3 547.2 N·m。

2.1 液壓馬達(dá)計算選型

液壓馬達(dá)的排量

(2)

式中：Δp為進(jìn)出口油壓力的差值；ηm為液壓馬達(dá)機械效率，取0.95。

液壓馬達(dá)在最大行走速度下所需的流量

(3)

式中：nmm為排量達(dá)到最大時馬達(dá)的轉(zhuǎn)速(r·min-1)；ηmv為液壓馬達(dá)的容積效率，取0.95。

液壓馬達(dá)在最大行走速度下的功率

(4)

式中：T為扭矩；n11為轉(zhuǎn)速。

根據(jù)液壓馬達(dá)的設(shè)計排量、最高設(shè)計轉(zhuǎn)速和扭矩的要求，查閱相關(guān)的液壓馬達(dá)樣本，選擇泰勒姆斯TILORMS YLM11-1000馬達(dá)，其最高轉(zhuǎn)速為320 r·min-1，單位扭矩為158 N·m·MPa-1，排量為981 mL·r-1，滿足車輛所需。

2.2 液壓泵的參數(shù)計算及選型

整個輪履式復(fù)合底盤中，各個機構(gòu)為單獨動作，系統(tǒng)所需最大流量即為單個執(zhí)行機構(gòu)所需的最大流量。其中，輪式行走機構(gòu)只用于行走，在行走時不用于作業(yè)；而履帶式行走時，有作業(yè)要求，則以履帶式行走時所需最大流量為主工作泵的最大流量進(jìn)行計算。履帶式行走機構(gòu)單馬達(dá)所需流量ΔQm為186.1 L·min-1，則液壓泵的流量

Qb=K∑ΔQm=1.15×186.1≈220 L·min-1

(5)

式中：K為系統(tǒng)的泄露系數(shù)，取1.15。

因此，變量泵的排量

(6)

式中：nb為液壓泵的額定轉(zhuǎn)速(本設(shè)計選用力士樂A8VSO系列雙聯(lián)變量柱塞泵，最高轉(zhuǎn)速為2 150 r·min-1)；ηpv為液壓泵的容積效率，取0.95。

根據(jù)液壓泵的設(shè)計排量、流量和壓力的要求，查閱相關(guān)的液壓泵樣本資料，選擇力士樂REXROTH AV8SO107液壓泵，其最高轉(zhuǎn)速為2 150 r·min-1，排量為2×107mL·r-1，滿足車輛所需。

3 輪式行走機構(gòu)的參數(shù)計算及選型

輪履復(fù)合式底盤的輪式行走機構(gòu)主要是省去了工程車輛必須使用轉(zhuǎn)場運輸車這一環(huán)節(jié)，將輪式行走設(shè)置2個檔位，即越野檔和公路檔，設(shè)計的最高速度為40 km·h-1，坡度角為16.7°，輪胎驅(qū)動半徑為0.5 m。

由于復(fù)合底盤是在原有履帶式挖掘機的底盤上改裝的，原挖掘機質(zhì)量約為20 t，改裝后可初步估計該工程車輛質(zhì)量仍然為20 t，經(jīng)計算輪式行走的牽引力為70 kN。由于輪式行走主要用于輔助轉(zhuǎn)場，因此工作泵仍然使用原有的REXROTH A8VSO107液壓泵，其中A8VSO107液壓泵的最高轉(zhuǎn)速為2 150 r·min-1，排量為2×107mL·min-1。由于液壓泵的流量應(yīng)稍大于液壓馬達(dá)的流量，輪式行走為四輪獨立驅(qū)動，則設(shè)行走液壓馬達(dá)流量Q為100 L·min-1，轉(zhuǎn)速n2為1 500 r·min-1。

液壓馬達(dá)排量

(7)

液壓馬達(dá)的最大輸出扭矩

M2max=0.159ΔPV2ηm

(8)

式中：ΔP為進(jìn)出油口壓力的差值；ηm為液壓馬達(dá)機械效率，取0.95。

經(jīng)計算M2max≈207.7 N·m。

液壓馬達(dá)的啟動扭矩

MQ=0.159ΔPV2ηm≈196.9 N·m

(9)

根據(jù)液壓馬達(dá)的設(shè)計排量、最高設(shè)計轉(zhuǎn)速和扭矩的要求，查閱相關(guān)的液壓馬達(dá)樣本，選擇博克萊XQM1-63馬達(dá)。XQM1-63馬達(dá)的最高轉(zhuǎn)速nmax為1 500 r·min-1，額定扭矩為225 N·m，滿足工程車輛所需。

當(dāng)輪式行走機構(gòu)處于越野擋位時，總傳動比

(10)

此時其行走速度

(11)

當(dāng)輪式行走機構(gòu)處于公路擋位時，其傳動比

(12)

式中：vmax為最大行駛速度。

根據(jù)以上計算的減速比及扭矩的要求，選用力士樂型號為RRWD 200B的減速機。RRWD 200B減速機減速比為6.09，額定扭矩為320 N·m，滿足工程車輛所需。

校核輪式機構(gòu)行走速度

v=ωr2d=2πnr2d

(13)

經(jīng)計算，行走速度v=46.4 km·h-1，大于40 km·h-1，則所選液壓馬達(dá)滿足最高行走速度的要求。

4 輪履切換裝置擺動缸參數(shù)計算及選型

輪履切換機構(gòu)的主要作用是實現(xiàn)輪式行走和履帶式行走之間的相互切換，擺動缸在其中起著關(guān)鍵的作用。

本設(shè)計取受力最大時的角度為18°，則擺動缸的最大受力

Fmax=G/msinβ=158.57 kN

(14)

式中：m為液壓缸數(shù)量，本設(shè)計數(shù)量為4；β為擺動角。

擺動缸工作壓力P1為16 MPa，背壓為1.0 MPa。則液壓缸內(nèi)徑

(15)

式中：P1為作用在活塞上的有效壓力(Pa)；ηm為液壓缸機械效率，取0.95。

計算得D=125 mm。

缸筒壁厚

(16)

式中：Pmax為最大工作壓力，當(dāng)液壓缸額定壓力P≤16 MPa時，Pmax=1.5P。

缸筒外徑D1=D+2δ=125+2×12.5=150 mm。

5 結(jié) 語

輪履復(fù)合式底盤將輪式和履帶式2套相對獨立的系統(tǒng)集合在同一個底盤機構(gòu)中，通過輪履切換擺動機構(gòu)進(jìn)行切換，作業(yè)時車輪收起，使用履帶式底盤，轉(zhuǎn)場時，履帶懸空，進(jìn)行輪式行走，集合了輪式和履帶式底盤的優(yōu)點，從而在不影響作業(yè)效率的基礎(chǔ)上解決目前履帶式工程機械轉(zhuǎn)場困難、效率過低的問題，可將其應(yīng)用在軍用國防工程建設(shè)和地震泥石流等地質(zhì)災(zāi)害的搶險救援中。

本文只是對輪履復(fù)合式底盤的液壓系統(tǒng)進(jìn)行了初步的探究，其中還存在許多不足之處，需要進(jìn)一步進(jìn)行液壓系統(tǒng)的建模與仿真；同時對各類閥、過濾器、油液、馬達(dá)和泵的參數(shù)進(jìn)行詳細(xì)設(shè)定；設(shè)計一套輪履復(fù)合式底盤的自適應(yīng)控制系統(tǒng)并對液壓閥的控制制定良好的控制策略。