挖树机行走液压系统功率调节功能设计.pdf

Hy d r a u l i c s P n e u m a t i c s S e a l s ／ No ． 0 2 ． 2 0 1 6 d o i 1 0 ． 3 9 6 9 ／ ] ． is s n ． 1 0 0 8 - 0 8 1 3 ． 2 0 1 6 ． 0 2 ． 0 0 1 挖树机行走液压系统功率调节功能设计 李大伟 大连华锐重工集团股份有限公司 液压装备厂， 辽宁 大连1 1 6 0 3 5 摘要 基于某型挖树机履带行走液压系统， 针对其恶劣行走工况时的发动机超载问题 ， 在现有液压系统的基础上提出应用功率调节 功能的改进方法。结合推导的泵的输出功率与泵负载敏感控制阀阀芯位移的传递函数分析影响泵输出功率， 即发动机负载的因素， 以此为依据设计了功率调节功能， 通过加设功率调节单元降低泵的负载反馈 口压力， 从而达到限制泵输出功率的目的。依据行走液 压系统原理图搭建 了基于A ME S i m软件的系统仿真模型， 对模型进行了原理分析和实验验证， 依据模型对功率调节功能进行仿真研 究， 得出阻尼孔大小为O ． 5 mm时可以满足功率调节功能的设计 目标。 关键词 挖树机； 行走液压系统； 发动机超载 ； 功率调节； 仿真 中图分类号 T H1 3 7 文献标志码 A 文章编号 1 0 0 8 0 8 1 3 2 0 1 6 0 2 0 0 3 9 0 5 De s i g n o f W a l k i ng Hy d r a u l i c Sy s t e m Po we r Re g ul a t i n g Fu n c t i o n f o r Tr e e Di g g i n g M a c h i n e LIDa we i H y d r a u l i c E q u i p me n t P l a n t o f Da l i a n Hu a r u i He a v y I n d u s t r y G r o u p C o ． ， L t d ． ， Da l i a n 1 1 6 0 3 5 ， C h i n a Ab s t r a c t Ba s e d o n a c e r t a i n t y p e o f t r e e d i g g i n g m a c h i n e c r a wl e r wa l k i n g h y d r a u l i c s y s t e m， a i m i n g a t t h e p r o b l e m o f e n g i n e o v e r l o a d b a d wa l k i n g c o n d i t i o n i s i mp r o v e d ， t h e me t h o d o f p o we r r e g u l a t i o n f u n c t i o n b a s e d o n t h e e x i s t i n g h y d r a u l i c s y s t e m． An a l y s i s o f t h e i n f l u e n c e o f p u mp o u t p u t p o we r t r a n s f e r f u n c t i o n wi t h t h e o u t p u t p o we r a n d t h e p u mp a r e p u mp l o a d s e n s i t i v e c o n t r o l v a l v e s p o o l d i s p l a c e me n t ， t h e e n - g i n e l o a d ， d e s i g n e d t h e p o w e r a d j u s t me n t f u n c t i o n a s t h e b a s i s ， a d j u s t i n g u n i t t o r e d u c e t h e l o a d f e e d b a c k p r e s s u r e p u mp b y a d d i n g a p o we r , S O a s t o l i mi t t h e o u t p u t p o we r o f the p u mp ． Ba s e d o n t h e tra v e l i n g h y d r a u l i c s y s t e m d i a g r a m s y s t e m s i mu l a t i o n mo d e l i s b u i l t b a s e d o n AM E S s i m s o f t wa r e ， t h e m o d e l o f t h e p r i n c i p l e a n a l y s i s a n d e x p e r i me n t a l v e r i fic a t i o n o n th e b a s i s o f t h e mo d e l ， s i mu l a t i o n r e s e a r c h o n th e r e g u l a t i n g fun c t i o n o f p o we r , t h e o r i fic e s i z e i s 0 ． 5 mm c a n m e e t t h e p o we r r e g u l a t i n g f un c t i o n d e s i g n g o a 1 ． Ke y wo r d s t r e e d i g g i n g ma c h i n e ； wa l k i n g h y dra u l i c s y s t e m ； e n g i n e o v e r l o a d ； c a p a c i t y c o n t r o l ； s i mu l a t i o n 0 前言 传统的树木移植方式是 ， 先用铁锹 树干直径在 2 5 m m以下 或挖掘机 树干直径在2 5 ～ l O O m m之间 来 挖掘树木根系周围的土壤 ， 再对土球进行包裹 ， 然后选 择合适的运输方式。然而这两种挖掘方式效率低 ， 不 能满足现代化城市绿化的要求。因此 ， 如何提高树木 挖掘效率 ， 减少投入， 便成为树木移植中所需要解决的 难题。行走式挖树机的出现使这些难题迎刃而解” I 。 挖树机通常工作在林园、 苗圃、 绿化带等场所， 气 候和路况都对挖树机的行走系统带来了挑战。某型履 带式行走挖树机的用户使用反馈中有一个比较突出的 问题 ， 即在路况不佳时 ， 由于行走系统需要克服的阻力 矩较大， 而系统配置的发动机功率有限， 会出现发动机 掉速甚至熄火 。考虑 到该 型挖树机 的市场定位不 高 ， 本文开发出了一种经济 、 有效的功率调节功能来解决 这一问题 ， 通过实验和仿真相结合的方法， 对该型挖树 收稿 日期 2 0 1 5 0 7 2 7 作者简介 李大伟 1 9 8 8 一 ， 男 ， 内蒙古赤峰人 ， 助工， 学士， 主要从事液 压 系统的生产组织工作 。 机的行走液压系统功率调节功能进行了研发。 1 功率调节功能原理分析 发动机超载是其负载超出了它所提供的功率。这 里的功率调节功能是通过 限制变量泵 的输 出功率 即 发动机的负载 来解决发动机超载的问题。对于现行 的恒功率控制和极限功率控制 ， 它们的原理就是限制 变量泵的输出功率。这里主要针对已有的液压系统， 做出相应的改进设计来达到解决发动机超载问题 ， 该 行走液压系统原理图如 图 l 所示 ， 柴油机为系统提供动 力 ， 变量泵带压力切断功能的负载敏感阀 ， 换 向阀为带 压力补偿器的负载敏感 比例阀， 行走变量马达带双向 缓冲补油阀以吸收压力冲击。功率调节功能用以调节 泵的输出功率以避免发动机 的超载。 负载敏感泵斜盘数学模型已经有比较成熟的研 究， 斜盘摆角变化的微分方程为口 2 Kq ．誓 罴 。 1 式中 K泵负载敏感控制阀流量增益系数； K 泵负载敏感控制 阀压力增益系数 ； 3 9 液 压 气 动 与 密 封 ／ 20 1 6年 第 0 2期 泵负载敏感控制阀阀芯位移 ； A 大变量缸控制腔端面积 ； 变量缸位移 设向左为正 ； 大变量缸控制腔体积； 油液体积弹性模量； l， 变量缸绕斜盘旋转轴心的等效转动惯量； r o斜盘旋转轴心到变量缸中心的距离； C o 大变量缸的泄漏系数。 对 1 式进行拉氏变换有 噼 K q ] A 1 2 0 9 式中 √ A ／ 斜盘固有频率； K p c 。 2 A ．2 r 02 阻尼 比。 泵的流量增益方程为 Q 一 似 3 式中 泵的排量梯度 ； n泵 的转速 。 对 3 式进行拉 氏变换 ， 得 到泵流量与变量缸位移 的传递 函数 s 4 泵的输 出流量变化引起 的压力变化为 一 Q p Q L - c lP - 警 5 对 5 进行拉氏变换并整理得出压力 的传递 函数 6 式中 ， s - Q s Q s 流量偏差信号； 惯性环节的转折频率； c ． 小变量缸泄漏系数。 泵的输 出功率为 N p Q 7 式中P泵的出油 口压力 ， 忽略泵的吸油 口压力。 将 2 、 4 、 6 式代人 7 式得出泵的功率与泵负 载敏感控制阀阀芯位移的传递函数 Ⅳ s 一 l ／ c , s z 、 1 “ “ s K Q n Q S 2 1 “ “ 、 c J cJ 8 式中泵负载敏感控制阀阀芯位移 与阀弹簧腔调 定的弹簧预紧力 P 和阀芯两端的压差△ p _ p 有关。 4 O 由 8 式可以看出， 如果泵负载敏感控制阀弹簧腔的弹 簧预紧力 P 不变 ， 而泵出口压力P 和泵负载反馈 口压 力P 的差值， 即卸 变大， 则 变大 ， 泵的输出功率降 低 ； 如果△ p 变小 ， 则 变小 ， 泵的输出功率增大。 依据上述原理分析给出行走液压系统功率调节功 能的具体内容 结合液阻控制原理， 在泵的负载压力反 馈油路上并联一个节流孔 ， 节流孑 L 通油箱 ， 对泵的负载 翻译压力起到分压 的作用 ， 即增大△ p 从而降低泵 的输 出功率 ， 如图l 所示的功率调节单元， 用先导阀控制一 个二位二通阀， 这里主要兼顾行走系统的速度要求， 当 路况较差有发动机超载的潜在危险或者发动机 已经超 载时 ， 操纵先导阀控制二位二通 阀换向 ， 该 阀的左位节 流孔对泵的负载反馈压力进行分压 以限制泵 的输出功 率 ， 这种情况下首要 目的是防止发动机超载， 泵的输出 流量必然减小 ， 即牺牲 了行走系统的最高行走 速度 ； 但 在路况较好 ， 发动机储备功率较大时， 不操纵先导阀， 即二位二通 阀常闭 ， 功率调节功能不起作用 ， 这样兼顾 了行走系统的速度要求。 图 1改进后行走液压 系统的原理图 2 仿真建模及其验证 依据图1 的原理 图搭建 了该型履带行走式挖树 机的行走液压系统A M E S i m仿真模型 ， 如图2 所示 ， 模 型中对负载敏感泵和负载敏感 阀的压力补偿器 进行 了封 装 ， 仿 真模 型参 数按 照实 际 系统参 数进 行 设 置 。 Hv d r a u l i c s P n e u ma t i c s S e a l s ／ N0 ．0 2 ．2 0 1 6 图2 行走液压系统的仿真模型 对于仿真模型准确性的验证， 主要通过两方面进 行 一是分析仿真结果是否符合实际原理； 二是相似工 况下的仿真结果与实验结果的对 比。 设置仿真工况 发动机转速2 2 0 0 ff m i n ， 换向阀从中 位开始换向， 2 s 达到最大阀口开度， 仿真时间1 0 s ， 得到 如图3 、 图4 的仿真结果。图3 和图4 分别是左右行走 马达的仿真结果， 马达进油腔负载变化幅度较大， 但是 马达进油腔的流量波动较小 ， 其变化对应于换向阀的 阀口开度， 基本不受负载的影响， 完全符合负载敏感阀 的工作 原理。 图 3 左马达压力 、 流量 曲线 薯 斌 H o o o o o 1 I 1 磊1 电 幽 图4右马达压力流量曲线 仿真与实验 的对 比 ， 在平地直线行走 和平地直线 前进及后退两种工况下， 得到图5 和图7 的仿真结果， 将其与对应 的图6和图 8 的实验结果进行对 比。平地 直线行走时， 负载比较稳定， 同时换向阀开 口度保持不 变， 图5 和图6 的压力、 流量变化趋势一致； 平地直线前 进和倒退时， 由于 0型中位机能的换向阀经中位换向 时， 使泵出口油液经历了短暂的憋压， 泵出口压力突然 增加， 仿真和实验结果的变化趋势亦相同。图9 为实验 测试平台图。 1 O 0 8 0 喜 6 0 4 0 2 0 0 6 0 4 0 邕 2 0 O 5 0 0 40 0 雪3 0 0 瑚； 2 0 0 1 0 O 锌O 图5 系统仿真曲线 2 5 2 4 2 3鼍 2 翼 21 2 0 0 l 0 2 0 3 O 40 5 O 时间／ s 图6 实验曲线 4 1 ∞如 ∞如 0∞∞如∞如 2， 1 l _ l l 1 ‘ 2 G 善 1 _， 唧蹭 ． ． ． ∞ ∞ ∞ ∞ 加 ∞ c； O O O O 皇 u J ／ ∞ ∞ ∞ ∞ ∞ ∞ ∞ 0 2 0 8 6 4 2 O O O O O O 基m／ 液 压 气 动 与 密 封 ／ 20 1 6年 第 02期 磊 ． ￡ 量 捌 3 0 0 25 0 2 0 0 0 1 5 0 1 O O 5 O 0 ／ ＼ 流 量 7 ／ 泵出 压力 7 ／ ＼ I／ ／ I f ＼ ． U 负戟 压力 0 2 4 6 8 1 0 时 阀／ s 图7 系统仿 真 曲线 时间／ s 图8 实验 曲线 通过上述理论分析 和实验对 比， 验证 了行走液压 系统仿真模型的准确性， 可将该模型用在关于行走液 压系统功率调节功能设计的研究中。 图 9 实验测试平 台 3 功率调节功能仿真研究 在 发动 机 的祖 大输 出功 率为 7 O k W／ 2 2 O O mi n ， 此时发动机的输出扭矩为3 0 4 N m 。恶劣行走工况时发 动机油门通常是调到最大， 即发动机转速为2 2 0 0 r ／ m i n ， 因此只在改发动机转速下进行仿真研究。 仿真工况设置 发动机转速2 2 0 0 r ／ m in ， 左右行走马 达相同的恒定负载 负载压力接近系统设计最高压 力 ， 换向阀在0 ～ 4 s 右中位至左位， 4 ～l O s 保持左位最 大阀口开度不变， 图l 中的功率调节单元中二位二通阀 的节流孑 L 大小分别设为0 ． 3 m m、 0 ．4 m m、 0 ．5 ra m。 得到仿真结果如图1 0 、 图1 1 、 图1 2 所示， 图1 0 是不 同大小节流孔 的泵出 口压力 曲线 ， 图 1 1 是不 同大小节 流孑 L 泵输出流量曲线 ， 图1 2 是不同大小节流孑 L 泵输出 扭矩曲线， 由仿真结果可以看出 随着节流孑 L 的增大 ， 即泵的负载反馈压力相应减小 △ p 变大 ， 泵的输出压 力、 流量和扭矩都变小， 完全符合结合数学模型的理论 分析 。 从图 1 2 可 以看出节流孔大小为 0 ． 3 mm时泵 的输出 扭 矩 为 3 2 3 ． 7 6 6 N m， 超 出 了 发 动 机 最 大 输 出 扭 矩 3 0 4 N m， 发动机超载； 节流孔大小为0 ．4 ra m时泵的输出 扭矩为2 9 7 ． 1 8 4 N m， 低于发动机最大输出扭矩 ， 但只相 差月7 ．2 N m， 由于负载的不可预测， 发动机仍有超载的 危 险 ； 节 流 孔 大 小 为 0 ． 5 m m 时 泵 的 输 出 扭 矩 为 2 8 0 ． 4 2 5 N m， 比发 动机最大输出扭矩低 了2 4 ． 4 2 5 N m， 能 够满足限制扭矩的要求。从图 1 O 和图l 1 可以看出 相 对于没加功率调节单元时的原先系统 ， 行走速度降低 了8 ．5 2 ％， 工作压力下降了5 ． 3 3 ％， 下降不是很明显， 能 够满足工作需求的同时， 通过牺牲一定的行走速度和 工作压力来限制发动机的超载。因此 ， 功率调节功能 的二位二通阀左位的节流孑 L 大小设为0 ． 5 ram。 时 ／ s 图1 0不同大小节流孑 L 泵出口压力仿真曲线 2 O O 一 1 5 0 ．童 1 0 0 5 0 O ⋯ ’ x 9 -, ／ 1 1 7 9 v 2 l 7 0 v 3 l 6 4 一 l 2 ． 0 ．4 m m泵输出流罐 5 0 5 8 0 8 2 23 0 2 4 6 8 l 0 1 2 时问／ s 图 1 1 不同大小节流孔泵输 出流量仿真 曲线 晕 图1 2不同大小节流孔泵输出扭矩仿真曲线 4 结论 通过以上理论分析和仿真、 实验研究可以得出以 O O O O O O O 0 0 O 如 m ∞ ∞ ∞ ∞ 如 0 4 3 3 2 2 1 - Hy d r a u l i c s P n e u m a t i c s S e a l s ／ No ． 0 2 ． 2 0 1 6 d o i 1 0 ． 3 9 6 9 ／ j ． i s s n ． 1 0 0 8 - 0 8 1 3 ． 2 0 1 6 ． 0 2 ． 0 1 5 基于MA T L A B的斜轴式柱塞泵运动学分析 刘邦才 ， 甘新廷 ， 徐 峰 ， 张洪波 1 ．徐州徐工液压件有限公司， 江苏 徐州 2 2 1 0 0 0 ； 2 ．徐州重型机械有限公司， 江苏 徐州 2 2 1 0 0 0 摘要 该文利用空间坐标转化的方法对斜轴式柱塞泵进行了运动学分析， 理论上推导了柱塞球心点的位移 、 速度 、 加速度的运动方 程 ， 同时计算出柱塞端在缸体内摆动的运动方程， 从而推导出柱塞的摆动角度及柱塞的有效长度计算公式。利用 MA T L A B中仿真模 块 s i mu l i n k 动态模拟仿真了柱塞的运动轨迹， 并与某知名品牌斜轴式柱塞泵参数进行对 比， 验证运动方程与实际参数。 关键词 斜轴式； 柱塞泵； 运动学分析； 动态仿真 中图分类号 T H1 3 7 文献标志码 A 文章编号 1 0 0 8 0 8 1 3 2 0 1 6 0 2 0 0 4 3 0 4 Ki n e ma t i c s Ana l ys i s o f S l a n t i ng S ha ft Pl u ng e r Pu mp Ba s e d o n M ATLAB L I U Ba n g - c a i ‘ ， GA N Xi n t i n g ,XU Fe n g‘， Z HA NG Ho n g - b o 1 ． Xu z h o u Xu Zh o u Hy d r a u l i c Co mp o n e n t Co ． ， L t d ． ， Xu z h o u 2 2 1 0 0 0 ， Ch i n a ； 2 ． Xu z h o u XU Z h o u He a v y Ma c h i n e r y Co ． ， L t d ． ， Xu z h o u 2 2 1 0 0 0 ， C h i n a Ab s t r a c t t h i s p a p e r d e a l s wi t h t h e k i n e ma t i c s a n a l y s i s o f s l a n t i n g s h a ft p l u n g e r u s e d t h e s p e c i a l c o o r d i n a t e t r a n s f o r ma t i o n me tho d ， a n d c a l c u l a t e s the the o r e t i c a l l y mo t i o n e q u a t i o n s o f d i s p l a c e me n t ， v e l o c i t y , a c c e l e r a t i o n o f t h e c e n t e r p o i n t o f p i s t o n ． Me a n wh i l e ， t h i s p a p e r p u t s f o r - wa r d s the p i s t o n s wi n g a n g l e i n c y l i n d e r a n d e ffe c t i v e l e n g t h f o rm u l a o f p l u n g e r ． Dy n a mi c s i mu l a t i o n h a s b e e n a d o p t e d t o s i mu l a t e the p l u n g e r t r a j e c t o r y b y u s i n g s i mu l a t i o n mo d u l e i n MA T L A B ， t h e c o r r e c t n e s s o f wh i c h h a s b e e n v e r i fi e d b y c o mp a r i n g t h e r e a l s t r u c t u r e p a - r a me t e r s o f a we l l k n o wn b r a n d c l i n e p i s t o n p u mp ． Ke y wo r d s b e n d a x i s t y p e ； p i s t o n p u mp ； k i n e ma t i c s a n a l y s i s ； d y n a mi c s i mu l a t i o n 0 引言 斜轴式轴向柱塞泵亦被称为斜轴泵， 主要由主轴 、 柱塞、 缸体和配流盘组成。由于斜轴泵具有排量大、 压 力高、 耐冲击、 抗污染能力强等特点， 在工作环境恶劣、 功率较大的工程机械得到了广泛应用。此外斜轴泵在 收稿 日期 2 0 1 5 0 8 0 7 作者简介 刘邦才 1 9 7 1 一 ， 男 ， 江西永丰人， 研究员级高T ， 硕士 ， 研究 方向为起重机液压系统及液压元件设计。 下结论 1 泵的输出功率与泵的负载敏感控制阀阀芯两 端压差△ p 和控制阀弹簧腔预紧力 P 有关， P 不变时， 随着△ p 的增大， 泵的输出功率降低。 2 通过仿真结果与实验的对比， 验证了行走液压 系统仿真模型的准确性 ， 该模型可用于对功率调节功 能设计的研究。 3 由不同大小节流孑 L 下的仿真结果可以看出 在 泵的负载压力反馈油路上并联一个节流孔用于分压以 降低反馈到泵的实际负载压力， 从而限制发动机的负载 扭矩的方法是有效的， 并且经济、 简单。最终确定功率 调节功能的二位二通阀左位的节流孑 L 大小为0 ． 5 m m 。 运转过程中柱塞存在相对与缸体柱塞孔摆动现象 ， 为 保证密封性一般将柱塞大端头设计为球形 J 。 由于斜轴式柱塞泵的结构的复杂性及运动的复合 性， 从而导致了在设计柱塞泵结构时存在很大的技术 难度， 因此如果能对柱塞泵进行运动学分析 ， 从而获得 运动机构 的运动方程 ， 并得 到影 响柱塞泵到关键性能 的参数 ， 其对柱塞泵的设计具有很好的指导意义-z1 。本 文 即是 基于这种 思想 ， 对柱塞泵 进行 了运 动学分析 ， 并利用M A T L A B中的仿真模块s i m u l i n k 对运动参数进 参考文献 【 1 】 倪元， 王春阳， 徐贤亚． 张忠海 申 奇的行走式挖树机【 J 】 ． 技术 与产品， 2 0 1 3 ， 1 o 9 2 - 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