林家祥，楊曉奇，薛金鑫

（廣西科技大學(xué) 機械與交通工程學(xué)院，廣西 柳州 545005）

0 引言

翻拋機是一種固廢處理的環(huán)保設(shè)備，主要應(yīng)用于垃圾分類、處理[1].在液壓驅(qū)動的行走系統(tǒng)中，根據(jù)在平地行駛時采用高速低扭矩，上坡或工作行走時采用低速增加轉(zhuǎn)矩的不同路況需要，設(shè)計不同的液壓回路：即平坦需要高流量低扭矩，可快速行駛；路況惡劣需要低流量高扭矩，也可以單邊應(yīng)對各自工況，由此設(shè)計了串并聯(lián)可切換的雙液壓馬達驅(qū)動的翻拋機液壓回路，該回路較其他液壓回路結(jié)構(gòu)簡單，經(jīng)濟實用.底盤液壓系統(tǒng)中，當兩液壓馬達串聯(lián)時，由于流量基本一致，可達到同步行走.單純的兩個并聯(lián)馬達由于兩側(cè)負載不同較難實現(xiàn)同步.而對于履帶行走的產(chǎn)品，由于其底盤構(gòu)造導(dǎo)致轉(zhuǎn)向阻力矩大，不容易轉(zhuǎn)向.在這種結(jié)構(gòu)下，采用雙馬達驅(qū)動的并聯(lián)系統(tǒng)驅(qū)動較笨重的履帶行走產(chǎn)品，就能夠保持其同步性，并且結(jié)構(gòu)簡單、成本低.但在該回路串并聯(lián)切換時，會出現(xiàn)液壓沖擊現(xiàn)象，嚴重影響系統(tǒng)，損壞元件，需要進一步探索減緩該現(xiàn)象.

Hippalgaonkar等[2]利用四象限提高了DC架構(gòu)的效率，通過負載均衡和功率管理使發(fā)動機功率降低50%，達到挖掘機節(jié)能效果，但沒有設(shè)計簡單實用液壓回路的節(jié)能考慮.林家祥等[3-4]通過SolidWorks分別對翻拋裝置、清土裝置進行運動學(xué)仿真分析和靜載荷受力分析等，但沒有進行翻拋機液壓系統(tǒng)的分析.肖輝等[5]利用Amesim對液壓馬達串、并聯(lián)回路進行仿真，得出串聯(lián)時候馬達的輸出轉(zhuǎn)速是并聯(lián)時馬達輸出轉(zhuǎn)速的兩倍，負載越大，馬達輸出轉(zhuǎn)速的響應(yīng)變慢，超調(diào)量會變大，調(diào)整時間也變長，但沒有進行串并聯(lián)切換分析.張庚云[6]分析了液壓沖擊的產(chǎn)生機理，建立了數(shù)學(xué)模型，并針對產(chǎn)生液壓沖擊的回路方面和元件提出了控制方法.王成賓等[7]利用換向控制信號主動預(yù)測沖擊峰值出現(xiàn)時間，并據(jù)此調(diào)整用于緩沖的可變阻尼，達到緩解液壓沖擊的目的.

目前，利用仿真分析翻拋機液壓行駛系統(tǒng)的研究和分析翻拋機串并聯(lián)切換時的沖擊研究都較少，因此，有必要深入研究，合理高效利用其串并聯(lián)特點，減緩沖擊，達到節(jié)能減排的目的.

1 翻拋機液壓行駛系統(tǒng)串并聯(lián)回路

1.1 回路設(shè)計

本設(shè)計為全液壓驅(qū)動，可實現(xiàn)無級變速，結(jié)構(gòu)簡單，操作方便，經(jīng)濟實用.翻拋機液壓行駛系統(tǒng)回路原理圖如圖1所示.啟動柴油機1驅(qū)動液壓泵2，液壓泵2從油箱吸油，通過換向閥3給液壓馬達6、7供油旋轉(zhuǎn)以驅(qū)動履帶行走.當進油壓力超過溢流閥8額定值時，進油道將通過溢流閥卸荷，保持系統(tǒng)壓力.三位四通換向閥4、5處于左位時馬達順時針轉(zhuǎn)動，翻拋機前進；位于右位時，后退等.其中的二位四通控制閥3是C型，也可以使用常用的M型[8]，閥位于下位時，兩個液壓馬達并聯(lián)連接；閥位于上位時，兩個液壓馬達串聯(lián)連接.

1.2 底盤行走同步性

履帶運動方向和阻力方向相反，如圖2所示.圖2中，F(xiàn)1、F2——履帶兩側(cè)前進摩擦力；L1、L2——F1、F2的轉(zhuǎn)向力臂；Fr1、Fr2——履帶兩側(cè)驅(qū)動力；M——履帶轉(zhuǎn)向的阻力矩；B——履帶中心距.左右履帶驅(qū)動前，F(xiàn)r1、Fr2需克服前進摩擦力F1、F2，因笨重的履帶產(chǎn)品和底盤結(jié)構(gòu)，在不能使底盤轉(zhuǎn)向的前提下，F(xiàn)1+F2的合力保證車輛直線行走.

假如 F1≠F2，不妨設(shè) F1＞F2，當 F1L1-F2L2小于轉(zhuǎn)向阻力矩M時，底盤不能轉(zhuǎn)動，最終達到F1=F2，可達到驅(qū)動底盤直線行走.當被驅(qū)動件具有足夠剛度的結(jié)構(gòu)可達到機械剛性同步，上述條件符合，可用基于等效機械同步的辦法建立液壓驅(qū)動與行走裝置的力學(xué)模型，如圖3所示.

圖1 行駛系統(tǒng)液壓回路原理圖Fig.1 Hydraulic circuit schematic diagram of the driving system

圖2 履帶底盤行走受力Fig.2 Walking force of tracked chassis

圖3 等效力學(xué)模型Fig.3 Equivalent mechanical model

2 翻拋機液壓行駛系統(tǒng)分析

2.1 單泵雙液壓馬達的串聯(lián)系統(tǒng)分析

串聯(lián)系統(tǒng)是第一個液壓馬達的進油口與液壓泵和末一個液壓馬達的出油口與油箱相連外，其余進出口均順序相連.若不計漏泄，雙液壓馬達的串聯(lián)系統(tǒng)的流量為：

把式（3）代入式（2）中，得：

同理，

把式（5）代入式（4）中，得：

把式（7）代入式（6）中，得：

式中：M1、M2——液壓馬達1、2的外負載扭矩；qm1、qm2——液壓馬達1、2的排量；RY1、RY2——閥1、2的液阻；ηm1、ηm2——液壓馬達1、2的機械效率；Qb——液壓泵的流量；p4——最后一臺液壓馬達的背壓.

可以得出，系統(tǒng)壓力為兩臺液壓馬達壓力與管路壓力、閥液阻和背壓之和；第一臺馬達的出口壓力幾乎等于第二臺的進口壓力（有管路、閥液阻損耗）.當系統(tǒng)壓力一定時，閥壓力不變，兩馬達壓力隨負載變化而變化，且兩者會有分壓，當?shù)谝慌_馬達壓力過大會影響第二臺馬達的壓力[8].

2.2 單泵雙液壓馬達的并聯(lián)系統(tǒng)分析

并聯(lián)系統(tǒng)是指在液壓系統(tǒng)中液壓泵同時向兩臺或多臺液壓馬達供油，而其回油向同一油箱的系統(tǒng).若液壓泵到換向閥壓力損失忽略不計.

式中：Q1、Q2——液壓馬達1、2的流量；M——液壓馬達扭矩；Δp——液壓馬達工作壓力；ηm——液壓馬達的機械效率；ην——液壓馬達的容積效率.

可以得出，液壓馬達并聯(lián)時，系統(tǒng)壓力由馬達壓力（負載決定）與管路壓力、閥阻力、流量大小決定.當流量一定時，兩者會有分流現(xiàn)象（式（10））.當系統(tǒng)流量一定時，一臺馬達流量減小，另一臺增多.根據(jù)式（9），則前者馬達壓力增大，后者馬達壓力減?。患辞罢吡髁啃?，扭矩大，后者流量大，扭矩小；反之亦然[9].

2.3 串并聯(lián)切換沖擊分析

該液壓回路在串并聯(lián)切換閥換向時，使得液壓油速度在馬達與管道之間發(fā)生變化，這是一個動能向壓力能轉(zhuǎn)換反復(fù)重復(fù)的過程，最后由于液阻的作用全部轉(zhuǎn)換為熱能[6].

根據(jù)能量守恒定律：

化簡得：

式中：V——容積；M——負載和馬達總質(zhì)量；ρ——液壓油密度；Ke——容器的體積彈性模量；v0——液體體積.

馬達和負載由于慣性作用使液壓馬達的右腔產(chǎn)生沖擊壓力Δp，Δt為變化時間；Δv為速度變化.根據(jù)動量定理得：

即：

若正常情況下的壓力為p0，則出現(xiàn)液壓沖擊時的最大壓力：

換向時，瞬間時間短，速度驟減，速度差大，導(dǎo)致液壓變化大，液壓沖擊較大.

3 翻拋機液壓行駛回路建模

3.1 液壓行駛回路選型

整機重量6 t，即58.8×103N；滾動阻力系數(shù)，取0.06（干土路）[10-11]；爬坡能力20%：地面縱坡度α′=4°，履帶驅(qū)動鏈輪的節(jié)圓半徑取240 mm；空載行駛速度取3.0 km/h，作業(yè)速度取1.5 km/h；履帶機械效率取0.96～0.97；附著重量利用系數(shù)取0.60（松散土路，凸棱履帶）[9-10]；額定滑轉(zhuǎn)率取0.06；作業(yè)阻力T取5×103N；馬達工作壓力取16 MPa.由此，根據(jù)計算選取馬達型號為QJM21-0.8；扭矩為1 913 N·m；排量為808 mL/r.選取行走泵為A4VSO125，最大工作壓力為40 MPa；最大流量為225 L/min.

3.2 液壓行駛回路建模

不考慮其他閥，簡化模型，建立Amesim仿真模型[12-14]，如圖4所示.

根據(jù)選型，設(shè)置仿真模型元件的參數(shù)，如表1所示.

圖4 AMESim仿真模型Fig.4 Amesim simulation model

表1 仿真模型主要參數(shù)設(shè)置Tab.1 Main parameter settings of the simulation model

進行行駛回路分析，設(shè)定前5 s并聯(lián)兩個液壓馬達負載扭矩1 800 N·m，后5 s串聯(lián)負載扭矩1 100 N·m，得到圖5和圖6曲線.從圖5可看出兩個馬達的扭矩曲線和轉(zhuǎn)速曲線的走向是一致的，可以知道設(shè)計的回路符合設(shè)計需求.

圖5 液壓馬達的扭矩曲線Fig.5 Torque curve of hydraulic motor

圖6 液壓馬達的轉(zhuǎn)速曲線Fig.6 Speed curve of hydraulic motor

4 液壓沖擊仿真分析

圖4中二位四通閥先用下位后用上位，馬達先并聯(lián)，后串聯(lián)，一是符合實際中為了防止流量過大，速度過快；二是可適應(yīng)兩邊工況.Amesim中使用三位四通閥的上位和中位代替串并聯(lián)切換閥，設(shè)置前5 s為并聯(lián)，后5 s串聯(lián).簡化模型后經(jīng)過分析，換向時在左馬達到串并聯(lián)切換閥之間由于馬達旋轉(zhuǎn)慣性，出現(xiàn)液壓沖擊.

1）改變串并聯(lián)切換閥換向時間減緩沖擊

改變串并聯(lián)閥的換向響應(yīng)時間，即圖7中改變頻率.由圖8可知，頻率從80 Hz減小到20 Hz，沖擊逐步減小，即對應(yīng)的閥響應(yīng)時間越長沖擊越??；但減緩有滯后性，液壓回路選型時要注意換向響應(yīng)時間的閥選擇.

圖7 閥響應(yīng)時間緩沖仿真模型Fig.7 Simulation model of response time buffer of valve

圖8 閥頻率仿真壓力曲線Fig.8 Valve frequency simulation pressure curve

2）加溢流閥減緩沖擊

在產(chǎn)生沖擊處添加溢流閥可減緩沖擊（仿真模型見圖9），當產(chǎn)生壓力大于所設(shè)定壓力時，溢流閥作用緩沖.從圖10中可知，溢流閥設(shè)置壓力越接近工作壓力數(shù)值，減緩效果越好，但有滯后性.實際工作中不易得到馬達實時工作壓力，所以溢流閥所需工作壓力不易設(shè)置.

圖9 溢流閥緩沖仿真模型Fig.9 Buffer simulation model of overflow valve

圖10 溢流閥緩沖壓力曲線Fig.10 Buffer pressure curve of overflow valve

3）加蓄能器減緩沖擊

當油路壓力升高時，油液進入蓄能器，可以吸收液壓沖擊（仿真模型如圖11所示）.通過仿真曲線圖12可知，加上蓄能器后，液壓沖擊大幅度減緩，完全吸收沖擊.

圖11 蓄能器緩沖仿真模型Fig.11 Buffer simulation model of accumulator

圖12 蓄能器緩沖壓力曲線Fig.12 The buffer pressure curve of the accumulator

5 結(jié)論

從分析結(jié)果，可以得到以下結(jié)論：

1）設(shè)計的翻拋機液壓回路簡單實用、成本低，兩速模式，可利用履帶底盤結(jié)構(gòu)特點在一定條件下達到同步行走，符合工況要求；

2）串并聯(lián)切換閥換向時，閥響應(yīng)越長液壓沖擊越??；加入溢流閥后設(shè)置其開啟數(shù)值越接近馬達工作壓力，減緩沖擊效果越好，但不易對其實時設(shè)置；兩者都有減緩滯后性；加入蓄能器后，液壓沖擊吸收最明顯，所述對翻拋機液壓回路設(shè)計和選型提供經(jīng)驗.