高山鐵，李占龍，2，劉 鑫

（1.貴州詹陽動(dòng)力重工有限公司，貴州 貴陽 550006；2.太原科技大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，山西 太原 030024）

1 引言

輪式挖掘機(jī)因具有較高機(jī)動(dòng)性和作業(yè)效率，被廣泛的應(yīng)用在城市建設(shè)、快速搶修等領(lǐng)域。輪式液壓挖掘機(jī)一般由工作裝置、回轉(zhuǎn)裝置和行走裝置三大部分構(gòu)造，其行走裝置負(fù)責(zé)整機(jī)的運(yùn)行和支撐，直接影響到車輛行走和作業(yè)的穩(wěn)定性和效率。液壓行走裝置具有無極調(diào)速和可靈活布置等優(yōu)勢(shì)，能夠提高輪式挖掘機(jī)的操控水平及其傳動(dòng)功率與密度，是挖掘機(jī)智能化、節(jié)能化發(fā)展的重要技術(shù)之一。

現(xiàn)有研究大多集中在挖掘機(jī)工作裝置的性能分析、疲勞預(yù)估和節(jié)能控制等。文獻(xiàn)[1]以XE215G中型挖掘機(jī)為對(duì)象，采用兩種方法獲取工作裝置鉸點(diǎn)載荷，并對(duì)其特性進(jìn)行研究。文獻(xiàn)2]提出一種基于區(qū)域規(guī)劃的三維圖譜（MBRS-3D）法來探究工作裝置的結(jié)構(gòu)特性，繪制三維最大應(yīng)力空間圖譜和對(duì)應(yīng)的區(qū)域空間圖譜，直觀呈現(xiàn)最大應(yīng)力值以及所在區(qū)域的空間分布。文獻(xiàn)[3]提出了一種能夠反映實(shí)際作業(yè)工況的載荷譜測(cè)試方法，為液壓挖掘機(jī)工作裝置的疲勞試驗(yàn)提供了基礎(chǔ)數(shù)據(jù)。文獻(xiàn)[4]提出一種基于工作裝置尺寸變化因素的研究方法，對(duì)工作機(jī)構(gòu)尺寸變化對(duì)挖掘范圍及作業(yè)性能指標(biāo)的影響進(jìn)行了研究。文獻(xiàn)[5]建立大型正鏟挖掘機(jī)的數(shù)學(xué)模型，采用ADAMS和AMESim對(duì)工作裝置液壓系統(tǒng)進(jìn)行了聯(lián)合仿真，驗(yàn)證了所提出液壓控制方案的正確性。文獻(xiàn)[6]在Ansys Workbench中對(duì)工作裝置進(jìn)行了強(qiáng)度分析和模態(tài)分析，結(jié)合NSGA-Ⅱ算法對(duì)工作裝置進(jìn)行了多目標(biāo)優(yōu)化設(shè)計(jì)，獲得了工作裝置結(jié)構(gòu)的Pareto解集。文獻(xiàn)[7]針對(duì)挖掘機(jī)在作業(yè)中挖掘力不足、燃油經(jīng)濟(jì)性差等常見問題，建立優(yōu)化數(shù)學(xué)模型，通過遺傳算法求解目標(biāo)函數(shù)，對(duì)工作裝置開展了多目標(biāo)優(yōu)化。文獻(xiàn)[8]通過對(duì)鏟斗挖掘土壤過程進(jìn)行仿真，獲得挖掘阻力及工作裝置鉸接點(diǎn)載荷譜，對(duì)挖掘機(jī)工作裝置疲勞特性進(jìn)行了分析。文獻(xiàn)[9]建立了液壓挖掘機(jī)工作裝置的結(jié)構(gòu)有限元模型，分析并確定了影響液壓挖掘機(jī)工作裝置動(dòng)態(tài)性能的關(guān)鍵模態(tài)頻率，以工作裝置幾何約束、性能約束等為約束條件，采用擴(kuò)展拉格朗日乘子法對(duì)工作裝置進(jìn)行動(dòng)態(tài)優(yōu)化設(shè)計(jì)。文獻(xiàn)[10]在多體動(dòng)力學(xué)軟件ReccurDyn 中建立了挖掘機(jī)的虛擬樣機(jī)模型，對(duì)直行、爬坡以及原地轉(zhuǎn)向3種典型工況下履帶行走裝置的預(yù)張緊力進(jìn)行了分析研究。文獻(xiàn)[11]從應(yīng)用機(jī)器人理論建立某挖掘機(jī)機(jī)液工作系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)方程，計(jì)算了該工作系統(tǒng)的機(jī)液耦合動(dòng)態(tài)特性，結(jié)果表明該系統(tǒng)具有較好的操縱性和流量抗飽和特性，為挖掘機(jī)機(jī)液工作系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考。

課題組在某新型15t輪式挖掘機(jī)樣機(jī)測(cè)試時(shí)，發(fā)現(xiàn)行走制動(dòng)過程中行走馬達(dá)始終伴隨有異響，嚴(yán)重影響挖掘機(jī)的駕駛品質(zhì)，并存在潛在的可靠性風(fēng)險(xiǎn)。針對(duì)該問題，本研究建立了挖掘機(jī)液壓行走系模型，從理論上分析制動(dòng)異響的原因，提出了改進(jìn)措施，并開展了驗(yàn)證性實(shí)驗(yàn)。

2 液壓行走系工作原理

行駛液壓回路由發(fā)動(dòng)機(jī)、主泵、先導(dǎo)泵、先導(dǎo)溢流閥、油門踏板、后退電磁閥、前進(jìn)電磁閥、行走閥、行走馬達(dá)組成，其原理，如圖1所示。

圖1 行走系液壓原理圖Fig.1 Hydraulic Principle Diagram of Walking System

挖掘機(jī)向前行駛時(shí)，前進(jìn)電磁閥7通電，閥芯處于上位，后退電磁閥6斷電，操縱油門踏板5，輸出先導(dǎo)壓力油，經(jīng)過前進(jìn)電磁閥7 閥芯上位，作用到行走閥8 閥芯左端，行走閥8 閥芯處于左位，主泵2輸出的高壓油通過行走閥8閥芯左位輸送給行走馬達(dá)9，馬達(dá)逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)，帶動(dòng)橋箱傳動(dòng)系統(tǒng)正轉(zhuǎn)，機(jī)器開始向前行駛。

挖掘機(jī)向后倒車時(shí)，后退電磁閥6通電，閥芯處于上位，前進(jìn)電磁閥7斷電，操縱油門踏板5，輸出先導(dǎo)壓力油，經(jīng)過后退電磁閥6閥芯上位作用至行走閥8閥芯右端，行走閥8閥芯處于右位，主泵2輸出的高壓油通過行走閥8閥芯左位道輸送給行走馬達(dá)9，馬達(dá)順時(shí)針旋轉(zhuǎn)，帶動(dòng)橋箱傳動(dòng)系統(tǒng)反轉(zhuǎn)，機(jī)器開始向后倒車。

挖掘機(jī)停止時(shí)，后退電磁閥6和前進(jìn)電磁閥7未通電，行走閥8閥芯處于中位，主泵2液壓油通過行走閥8中位直接回油箱。

3 理論分析

行走馬達(dá)和行走閥是液壓行走系的核心部分，其動(dòng)態(tài)建模是行走系參數(shù)設(shè)計(jì)和匹配的關(guān)鍵。行走閥的簡化結(jié)構(gòu)，如圖2所示。其中P口為輸入油液口，O口為通向油箱的油口。A口和B口均為通向行走馬達(dá)的換向閥油口。當(dāng)換向閥位于右位時(shí)，A口為進(jìn)油口，B 口為出油口，此時(shí)車輛向后倒車；換向閥位于左位時(shí)，B口為進(jìn)油口，A口為出油口，此時(shí)車輛向前行駛。根據(jù)節(jié)流口處的壓力—流量方程，換向閥閥口流量為：

圖2 行走閥簡化模型Fig.2 Simplified Model of Travel Valve

式中：QPA—液壓泵壓力油到A口的液壓油流量，m3/s；QPB—液壓泵壓力油到B口的液壓油流量，m3/s；APA—工作油口P與回油口A之間的流通面積，mm2；APB—工作油口P與油口B之間的流通面積，mm2；PP—液壓泵壓力油壓力，Pa；PA—換向閥A 口壓力，Pa；PB—換向閥B 口壓力，Pa；Cd—流量系數(shù)；ρ—液壓油密度，kg/m3。

當(dāng)挖掘機(jī)向前行走制動(dòng)時(shí)，換向閥由側(cè)位切換到中位，液壓泵壓力油無法向換向閥B口供油，但B口到行走馬達(dá)這一管路中存在具有一定流速的液壓能。由于車輛慣性，在不考慮能量損耗的情況下，此時(shí)油液的動(dòng)能EK全部轉(zhuǎn)化為壓力能EP，使管道中液體的壓力增加了ΔP，產(chǎn)生劇烈波動(dòng)。由能量守恒定律EK=EP，將動(dòng)能與壓力能關(guān)系帶入油路參數(shù)可得：

式中：ΔP—管道在液壓沖擊時(shí)壓力的升高值；ρ—液體密度；Ke—液體的體積模量；Δv—液壓沖擊前后速度的變化量。

由式（3）可知，當(dāng)挖掘機(jī)行走制動(dòng)時(shí)，由于油路中油液和管路不變，液壓沖擊的大小只與流速v0有關(guān)。

綜上分析，該車行走制動(dòng)的異響，是由丟油門后高壓油回路被突然中斷、行走馬達(dá)由于慣性吸空而產(chǎn)生的液壓沖擊所致。

4 建模仿真

為驗(yàn)證上述理論分析行走制定異響的原因，根據(jù)行走液壓系統(tǒng)原理，如圖1所示。在AMESim環(huán)境搭建行走系統(tǒng)仿真模型，如圖3所示。

圖3 系統(tǒng)仿真模擬圖Fig.3 System Simulation Diagram

根據(jù)該型挖掘機(jī)給定仿真主要參數(shù)：主泵排量：（2×80）ml/r，先導(dǎo)泵排量：20ml/r，馬達(dá)排量：（39～110）ml/r，腳踏板允許最大操縱力矩：20N·m。重點(diǎn)計(jì)算挖掘機(jī)行走制動(dòng)過程的行走馬達(dá)入口壓力曲線，如圖4所示。

由圖4可知，在緩慢給油車輛加速過程中（0～5）s，行走閥入口壓力逐步增加；在丟油制動(dòng)時(shí)刻5s，壓力在0.4s內(nèi)由176Pa突增至588Pa，隨后迅速降低至穩(wěn)定油壓8Pa。由此可知，在行走制動(dòng)過程行走閥產(chǎn)生劇烈的壓力波動(dòng)，與理論分析結(jié)果一致。

圖4 系統(tǒng)仿真行走馬達(dá)入口壓力曲線Fig.4 Inlet Pressure Curve of Travel Motor by System Simulation

針對(duì)分析結(jié)果，提出如下解決方案：增加一塊行駛中位補(bǔ)油閥10，與行走馬達(dá)9并聯(lián)，當(dāng)行走制動(dòng)時(shí)，可通過該塊中位補(bǔ)油閥將行走馬達(dá)9進(jìn)回油接通，實(shí)現(xiàn)內(nèi)部補(bǔ)油，從而降低壓力沖擊，其原理，如圖5所示。改進(jìn)后的仿真結(jié)果，如圖4所示。

圖5 改進(jìn)行走系液壓原理圖Fig.5 Improved Hydraulic Principle of Walking System

由圖4可知，在行走制動(dòng)時(shí)，行走閥入口壓力直接降低值平穩(wěn)壓力，并未出現(xiàn)壓力劇烈波動(dòng)。由此可知，增加中位補(bǔ)油閥的方案理論上可解決制動(dòng)異響問題。

5 實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

為驗(yàn)證理論分析和方案，采用LERO智能液壓測(cè)試儀，分別開展了低速、中速和高速情況下的實(shí)車制動(dòng)實(shí)驗(yàn)，如圖6 所示。由圖6可知，原行走系在制動(dòng)時(shí)，行走馬達(dá)入口壓力波動(dòng)明顯，且車速越高，波動(dòng)越劇烈，說明行走馬達(dá)由于制動(dòng)慣性吸空而產(chǎn)生連續(xù)液壓沖擊，驗(yàn)證了理論結(jié)果的有效性。

圖6 原行走系實(shí)驗(yàn)結(jié)果（P1-中速制動(dòng)，P2-低速制動(dòng)，P3-高速制動(dòng)）Fig.6 Experiment Results of Original Walking System

按照?qǐng)D5所示，與行走馬達(dá)并聯(lián)一中位補(bǔ)油閥參數(shù)，如表1所示。搭建改進(jìn)的行走系液壓結(jié)構(gòu)，并進(jìn)行了實(shí)車制動(dòng)實(shí)驗(yàn)。改進(jìn)前后行走馬達(dá)制動(dòng)壓力統(tǒng)計(jì)值，如表2所示。結(jié)果顯示，改進(jìn)后制動(dòng)壓力波動(dòng)最大幅值減小48.92%，標(biāo)準(zhǔn)差減小54.93%，行走馬達(dá)制動(dòng)液壓沖擊顯著緩減；制動(dòng)時(shí)沒有任何異響出現(xiàn)，操作平順性良好，驗(yàn)證了所提方案的有效性。

表1 補(bǔ)油閥參數(shù)Tab.1 Compensation Valve Parameters

表2 改進(jìn)前后行走馬達(dá)制動(dòng)壓力Tab.2 The Brake Pressure Before and After Improvement

6 結(jié)論

針對(duì)某15t輪式挖掘機(jī)在行走制動(dòng)過程中出現(xiàn)的異響問題，開展了理論分析和實(shí)驗(yàn)研究。結(jié)果表明，該車行走制動(dòng)過程中，丟油門后高壓油回路被突然中斷、行走馬達(dá)由于慣性吸空而產(chǎn)生劇烈的液壓沖擊，進(jìn)而產(chǎn)生制動(dòng)異響。

因此提出了增裝中位補(bǔ)油閥與行走馬達(dá)并聯(lián)的解決方案，并對(duì)比改進(jìn)前后馬達(dá)入口壓力仿真曲線，發(fā)現(xiàn)增加補(bǔ)油閥后行走馬達(dá)壓力波動(dòng)消失，理論上證明了該方案的有效性；開展了實(shí)車實(shí)驗(yàn)，驗(yàn)證了理論模型的準(zhǔn)確性，且通過增加中位補(bǔ)油閥，行走系統(tǒng)制動(dòng)異響有效解決。