基于SimHydraulic的全向侧面叉车行走机构液压仿真及改进.pdf

基于 S i mHy d r a u l i c的全向侧面叉车行走机构液压仿真及改进 穆希辉， 来升， 杜峰坡 ， 马振 书 军械工程学院军械技术研 究所 关键词 负荷传感 ； 液压仿真 ； 行走机构 全向侧面叉车采用单一负载传感变量泵的全液 压开式传动控制系统， 满足行走、 转向及工作装置对 流量和压力 的需求 ， 解决电气防爆 、 负荷传感 、 全 向 驾驶和无级变速等技术难题， 实现易燃易爆长体物 资在特殊环境 如狭窄弯曲场地 下的装卸搬运及拆 垛功能，但其传动效率较低，因此本文采用 M a t l a b ／ S im u l i n k 对其行走机构的液压系统进行仿真， 直 观地分析系统动态特性和相关 的影响因素 ，为该系 统的改进提供依据和方法 。 1 负荷传感行走回路 1 ． 1 回路的基本结构 全向侧面叉车行走机构采用四轮式结构，其中 同侧两轮由双级变量马达驱动 ， 具有纵 向、 横 向和高 低速行驶功能， 其回路如图 1 所示。 缓冲阀限制马达 支路的最高工作压力 ，避免因液压冲击造成元器件 的损坏 ；补油阀避免因下坡 车速过快造成供油不足 产生吸空现象 ； 换向阀在中位机能时， 马达的进 出油 口是相连的， 用以保证系统不工作时马达能转动， 避 免产生憋压而造成马达的损坏 。 1 ． 2 负荷传感工作原理 尽管负荷传感阀有多种结构形式 ，但其原理是 相同的， 均属于等差减压阀。 图 1 所示流量补偿阀也 是一个等差减压阀， 其低压端接负载压力， 高压端接 泵 出 口压力 ， I s 口弹簧调定 的压力值等于沿程压 力损失 。工作时通过对 比两端的压差来适时调整泵 的流量和压力 ， 具有流量 自适应、 压力 自适应和无溢 流损失等特点。例如 ， 当负载增加时 ， 换 向阀出口流 厂 P 厂 l I B ； { L ． 母] j旺 L ／ ／ 换 向 阀 I ’ ； l I s I 流量补偿阀 F 五 I ． L s 口调整弹簧 P C 口调整弹簧 压 力补偿 阀 变 量活塞 图 1行走回路 量未来得及进行调整 ，流量补偿 阀右腔总作用力大 于泵 出口压力 ， 流量补偿阀右位工作 ， 阀芯左移 ， 经 过快速动态振荡后 ， 阀芯最后停 留在平衡位置 ， 流量 补偿阀工作于中位 ，泵出口的压力等于负载压力和 L S口调整弹簧弹力之和 ， 因此泵出 口的压力随负载 的增加而增加 ； 压力补偿 阀限制泵的最高压力 ； 当泵 出 口压力增 大到与 P C口调整弹簧压力相等 时 ， 压 力补偿阀左位工作 ，在切断变量活塞油腔与流量补 偿阀通道的同时， 泵出口的高压油进入变量活塞， 使 泵的排量减小，此时泵出口的流量仅维持系统内泄 漏 ， 体现了高压小流量的优点。 作者简介 穆希辉 1 9 6 3 一 ， 男， 博士生导师， 研究方向 机器人行走机构与遥控技术， 特种车辆驱动与机构设计。 一 3 6 学兔兔 w w w .x u e t u t u .c o m 2 负荷传感液压系统仿真 2 ． 1 子系统模型的建立 2 ． 1 ． 1 三位四通换向阀子系统 由于 S i m H y d r a u l i c 工具包中的换向阀没有 A、 B 口相通的中位机能，因此采用 8 个可变节流阀和 1 个三位执行器来仿真 ， 其结构如图 2所示。 将不同初 始开 口和阀口方向的可变节流阀进行组合来实现所 需的中位机能；三位执行器通过调节可变节流阀的 开口实现换向控制和流量控制。 图2 三位四通闷子系统 2 ． 1 ． 2 负荷传感子系统 负荷传感子系统主要调节泵的流量和限制系统 的最高压力 ， 其结构如图 3所示。 其中的双动式 阀门 执行器， 用来仿真流量补偿阀， 其输出的信号正比于 泵出口和负载的压差；单动式阀门执行器 1 用于仿 真压力补偿器 ；单动式阀门执行器 2用于控制泵的 流量 。 ⋯飙 动式液 】 执行器 一I L 山 单动式液压 阀f 执行器 图3 负荷传感子系统 2 ． 2 系统模型的建立 按照系统原理图，从 S i m Hy d r a u l i c 工具包 中选 取相应的仿真模块和子系统， 并进行参数设置， 最终 所得模型如图 4所示 ， 各模块的功能如下 转速 仿真电机转速， 因为采用直流并励牵引电 图 4行走回路仿真模型 机 ， 可认为是恒速的。 减压阀 1 定差减压阀， 仿真马达 回油背压 0 ． 5 MP a 。 减压阀 2 定差减压阀， 限制马达回路的最高工 作压力 1 6 MP a 。 减压阀3 定差减压阀， 用于仿真泵出口到负载 之间的压差 1 ． 8 MP a 。 负载 理想转矩源 ， 仿真轮胎在不 同路况下的阻 力矩。 2 ． 3 仿真结果 系统流量 由图 5可知为 5 8 L ／ m i n 。 水平路面满载工况 由图 6可知 ， 马达大排量时 转速为 3 5 r ／ m i n ； 泵出 口压力 为 4 MP a ； 马达压差为 1 ． 7 MP a ； 低排量转速为 6 9 r ／ mi n ； 泵出 口压力为 6 ． 5 MP a ； 马达压差为 3 ． 7 MP a 。 最大爬坡度满载工况 低速大排量 由图7可 一 3 7 学兔兔 w w w .x u e t u t u .c o m 昌 墨 2 ． 1 ． ． ‘富 、、 e ＼ 鼬1 E ＼ ＼ 图 5 流量 自适应特性 卜。 l ＼ O ． 叮 ∞ 0 ＼ R 出 ’ 富 ＼ 、 ＼ 艘 卜。 1 ． ． 图 6水平路面满载工况 uJ u J ／J 一 马达压差 I ／ 1／ ．／ ／ 一 ． ． 枣 ＼ ～ 时 I司／ s 图 7 最大爬坡度满载工况 知 ， 泵 出口压力为 1 1 ． 8 MP a ； 马达压差为 9 ． 3 MP a 。 分析仿真结果得出如下结论 1 马达支路沿程损失大约 2 M P a ； 2 常用工况 水平路面 下马达占能量分配的 比重较小， 最低时仅 4 2 ％的能量有用 ， 在空载的情 一 3 8一 况下将会更低 ； 3 同工况下 ， 高速 低排量 比低速 高排量 的 工作效率高 ； 4 行走支路的工作压力变化范围大 ， 且常用工 况下 ， 工作压力较低。 3 系统测试 3 ． 1 测试方法 依据液压系统原理图，将多通道液压系统检测 仪 5个压力传感器分别接入负载传感变量泵 出口、 手动 比例多路阀入 口、 手动比例多路 阀回油 口、 马达 回路 的 A、 B油 口， 并在各种工况下对液压系统进行 动态测试 ， 试验情况如图 8 、 图 9所示 。 3 ． 2 测试结果 图 8 水平路面满载高低速试验 图 9 泵 出口及马达 A、 B油 口压力传感器 由图 l 0可知 怠速时泵出 口压力为 2 M P a ； _3 薹 O 时间／ s 图 1 0 水平路面低速满载泵压力变化图 学兔兔 w w w .x u e t u t u .c o m 作时为 6 ． 5 MP a ； 马达压差为 2 ． 2 MP a ； 马达回油背压 为 1 ． 8 MP a 。 3 ． 3 误差分析 泵出口误差 由实测可知系统的回油背压达到 1 ． 8 MP a ，而仿真时背压设定为 0 ． 5 MP a ，相差 1 - 3 MP a ；同时将手动比例多路 阀进出口压差损失实测 值考虑进去 ， 可得测试结果与仿真值是吻合的。 马达压差误差 由于实测时并非严格意义上的 进出口压差 ， 而是包括 了部分管道的沿程损失、 局部 损失和马达旋转接头的压力损失等，如将上述因素 考虑进去， 可得测试结果与仿真值也是比较吻合的。 通过误差分析和观察仿真曲线 ，得知仿真模型 能够正确反映出系统的压力分布状况，可 以为系统 的改进提供依据和方法。 4 改进建议 由仿真及试验结果可知 ，系统效率较低的主要 原因是沿程压力损失太多， 行走支路工作压力较低 ， 因此建议改进如下。 4 ． 1 提高系统工作压力采用单马达驱动 将马达支路安装 1 个二位四通阀 ， 结构如图 1 1 所示 ， 这样在水平路面工作时 ， 高压油只驱动靠近泵 一 侧的马达， 另一侧马达内部自 循环而不工作； 而在 起动 、 爬坡及横向行走时才采用双马达驱动。 0 皇 ＼ ＼ 所示 马达大排量时转速为 6 8 r ／ m i n ； 泵出口压力为 6 MP a ； 马达压差为 3 ． 7 MP a ； 能量利用率为 6 2 ％； 低 排量时转速为 1 3 0 r ／ m i n ；泵出口压力为 1 0 M P a ； 马 达压差为 8 ．5 M P a ； 能量利用率为 8 5 ％。 由仿真结果可知 ，系统压力未超出额定工作压 力 ， 在原系统相同流量供给的情况下， 马达最高转速 提高了近一倍 ， 工作效率也显著提高； 因此可将电机 设置成高低速 ， 单马达工作时 ， 电机低速运转 ， 仅 向 系统提供一半的流量即可满足使用要求。 4 ． 2 减少支路的压差损失 1 将 L s口压力值在正常工作情况下尽量调 低， 从而提高能量利用率。 2 增大回油管路的内径 ， 从而降低回油背压。 3 降低集成阀块的进出口压差损失依据二 通插装 阀具有通流量大 、 承压高、 液阻小、 响应快、 泄 漏小 、 控制方式灵活和抗污染能力强等特点 ， 建议关 键阀门由插装阀系统来代替，例如系统的三位四通 阀可由如图 l 3 所示的插装系统来代替。 图 l 1 加装二位四通阀的马达支路 图 l 3 三位 四通插装 阀系统 照改进方法调整模型， 所得仿真结果如图 5 结论 时间／ s 时间／ s 图 1 2 单马达水平路面满载高低速工况 基 于 S i mH y d r a u l i c工具包对全 向侧面叉车液压 行走支路进行仿真，并结合试验数据分析了仿真误 差存在 的原因，最后依据仿真结果查找出系统存在 的问题 ， 提出了改进建议 ， 并且通过仿真验证改进方 法可行有效。 当前液压传动与控制系统越来越复杂 ，其仿真 技术将会发挥更重要的作用 ， S i m H y d r a u l ic 强大的 仿真功能为系统的设计和研发提供了方便， 值得研 究与应用。 一 3 9一 一 u【 叫 ／ ＼ 学兔兔 w w w .x u e t u t u .c o m 参考文献 [ 1 ]兰箭， 穆希辉， 马振书， 等． 负荷传感系统工作原理及分 析[ J ] ． 矿山机械， 2 0 0 7 1 0 1 3 3 1 3 6 ． 【 2 ]许福玲， 陈尧明． 液压与气传动[ M] ． 北京 机械工业出 版社， 2 0 0 4 ． [ 3 】侯波．插装阀在电牵引采煤机水压系统中的应用研究 [ J ] ． 煤矿机械， 2 0 0 7 1 0 1 7 4 1 7 6 ． 通讯地址 河北省石家庄市北新街 1 6 9号 5室 0 5 0 0 0 3 收稿日期 2 0 0 9 ． 0 3 ． 1 2 挖 掘 机 动 ■ 量 矗 对 比 分 析 史青录， 张福生， 连晋毅 太原科技大学 摘要 利用有限元方法对挖掘机动臂在两种工况下的强度进行了对比分析。 分析结果显示 ， 在有偏载和横 向载荷的情况下 ， 动臂的局部内应力相对很大； 对比两种工况， 无论有无偏载和横向载荷， 某些部位都存在较大的 应力， 这也是动臂发生破坏的主要原因之一， 因此， 在结构设计和加工工艺中对这些部位应予以重视。 关键词 挖掘机 ； 动臂 ； 强度分析 动臂作为挖掘机工作装置主要和关键的部件之 一 ，在实际作业中， 由于物料的不确定性 ， 经常出现 偏载、 横向载荷及冲击振动等危险工况， 动臂破坏现 象时有发生 ， 为此 ， 考虑了偏载和横 向载荷的作用 ， 利用有限元技术对某型号挖掘机动臂的两种工况进 行对比分析。 1 强度分析主要内容 对动臂的强度分析包括如下内容 1 分析实物结构 ， 建立结构的数学模型； 2 根据有限元强度计算的理论依据和具体特 点， 将结构进行网格划分； 3 分析液压挖掘机的作业工况， 找出最危险工 况进行受力分析 ； 4 根据 网格划分和受力分析 的结果 ， 结合有限 元的特点， 在模型上施加载荷和其他有限元参数； 5 利用专门的有限元分析计算软件进行分析 计算 ； 6 对计算结果进行分析整理。 2 建立模型 按照有限元强度分析的基本原则 ，分析某机型 3 0 t 级 挖掘机动臂的结构特点及相关结构参数， 对 动臂与机身铰接点、 与斗杆铰接点， 以及与动臂液压 缸、斗杆液压缸的铰接点等内部结构及加强筋等局 部结构进行分析 ， 将动臂分为 8 2个具有独立特征的 子块 ，在满足分析要求和不影响计算精度的情况下 进行适当简化， 将该动臂划分为由三角形或四边形 板单元网格组成的有限元模型 板单元 ， 其整体情 况如图 1 所示。 3 工况选择及铰接点受力分析 根据文献[ 1 】 ， 对挖掘机结构件 的计算应确定各 结构件的最危险工况，即在该工况下某一结构件可 能出现最大的应力，并以此作为强度分析计算的依 据。 由于影响挖掘机挖掘力的因素很多，如 3 组液 压缸的匹配、 作业对象的阻力、 整机的稳定性、 工作 装置的挖掘姿态等 ， 为此 ， 应用软件 E X C A1 0 ． 0进行 作者简介 史青录 1 9 6 5 一 ， 男， 山西泌源人， 博士， 教授， 研究方向 车辆及机械动力学。 -- 40- -- 学兔兔 w w w .x u e t u t u .c o m