垃圾壓實機提升及轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)的建模與仿真研究

曹 煒，魏光宇，王瑩瑩，王 強

（山推道路機械研究院，山東 濟寧 272073）

0 引言

提升和轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)是垃圾壓實機上的重要組成部分，用來實現(xiàn)鏟斗的提升控制、車輛的安全行駛，要求其具有動態(tài)特性好、操縱靈活方便、轉(zhuǎn)向靈敏、工作可靠性高等性能。全液壓同軸流量放大轉(zhuǎn)向系統(tǒng)轉(zhuǎn)向靈敏、可靠、省力，在大排量下壓力損失較小，在需要大轉(zhuǎn)向功率、操縱輕便、節(jié)能等性能的工程機械中得到了廣泛應(yīng)用。

1 提升、轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)工作原理

圖1為提升、轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)的工作原理圖。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)由優(yōu)先閥、轉(zhuǎn)向油缸、液壓泵和安全閥組成，具有轉(zhuǎn)向器的負荷傳感功能。

本文研究的是伊頓BZZ－5系列全液壓轉(zhuǎn)向器。轉(zhuǎn)向器LS口油液引入到優(yōu)先閥LS腔，控制優(yōu)先閥閥芯的左右移動。當壓實機直線行駛時，LS反饋給優(yōu)先閥的壓力為零，CF口封閉，P 口與EF 口聯(lián)通，轉(zhuǎn)向泵的油經(jīng)優(yōu)先閥進入提升回路，鏟斗提升或下降。當壓實機轉(zhuǎn)向時，轉(zhuǎn)向器上LS油口反饋一定的壓力，使優(yōu)先閥閥芯移動，LS 口壓力增大，閥芯移動位移增大，CF開口增大，EF 口流量增小，從而保證了轉(zhuǎn)向系統(tǒng)轉(zhuǎn)向用油，多余的油液供給提升回路。

系統(tǒng)轉(zhuǎn)向時，當負載超過轉(zhuǎn)向系統(tǒng)安全閥的設(shè)定值，安全閥開啟，LS口卸壓。若CF 開口達到最大時，由P口流入轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的油液也達到最大，不再隨轉(zhuǎn)向系統(tǒng)壓力增大而流量增大。

動態(tài)信號優(yōu)先閥優(yōu)先保證油泵向轉(zhuǎn)向系統(tǒng)提供轉(zhuǎn)向所需的壓力和流量，轉(zhuǎn)向器LS口壓力經(jīng)優(yōu)先閥內(nèi)置的節(jié)流口加在優(yōu)先閥的兩端，安全閥包含在優(yōu)先閥的內(nèi)部，其設(shè)定的壓力比轉(zhuǎn)向系統(tǒng)需求壓力稍高，保證了轉(zhuǎn)向的安全可靠。

圖1 提升、轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)工作原理圖

（1）優(yōu)先閥的靜態(tài)數(shù)學模型為：

其中：Qcf、Qef、Qls分別為流口CF、EF、LS 的流量；Qs為流入優(yōu)先閥的流量；Acf、Aef、Als分別為CF 口、EF口、LS口的面積梯度；Cd為流量系數(shù)；ρ 為液壓油密度；ps為油源壓力；pcf、pef、pls、pv2分別為CF 口、EF口、LS口和優(yōu)先閥左腔的壓力。

（2）優(yōu)先閥閥芯的靜力學平衡方程式為：

其中：mf為優(yōu)先閥閥芯和彈簧的質(zhì)量；x1為閥芯位移；Af為優(yōu)先閥閥芯面積；k為彈簧剛度；x0為彈簧預(yù)壓縮量；Bf為內(nèi)部黏性阻尼系數(shù)；pv1為優(yōu)先閥右腔壓力。

（3）流入轉(zhuǎn)向器的流量為：

其中：Q6為通過節(jié)流口C6 的流量；Ac1、Ac8分別為節(jié)流口C1、C8的過流面積；p1、p5分別為流出節(jié)流口1、5的壓力；p 為轉(zhuǎn)向器入口壓力。

（4）轉(zhuǎn)向器的壓力－流量特性為：

（5）轉(zhuǎn)向器的力平衡方程為：

其中：Tl為摩擦阻力矩，常量；Dm為計量馬達的理論排量；Ac1、Ac2、Ac4、Ac5分別為節(jié)流口1、2、4、5的開口面積；Q4為通過節(jié)流口C4的流量。

（6）流入轉(zhuǎn)向油缸的流量為：

其中：K 為單位轉(zhuǎn)換系數(shù)，K＝0.06；Clp、Ccp分別為轉(zhuǎn)向油缸的內(nèi)、外泄漏系數(shù)；y 為轉(zhuǎn)向油缸活塞的位移；Ap為轉(zhuǎn)向油缸活塞有效面積；p6、p7分別為流出節(jié)流口C6、C7的壓力。

（7）轉(zhuǎn)向油缸的力平衡方程為：

其中：FL為外部負載；Fm為內(nèi)部摩擦力；pi、po分別為高壓腔和低壓腔的壓力。

2 系統(tǒng)的仿真模型

利用AMEsim7.0.0建模，需要依次完成它的草圖模式、子模型模式、參數(shù)模式和運行模式。首先，草圖模式下，選用AMEsim 模型庫中的元件建立系統(tǒng)模型；然后分別在子模型模式、參數(shù)模式下選擇合適的子模型以實現(xiàn)實際的模型，設(shè)置系統(tǒng)各元件的參數(shù)；進入仿真模式，進行仿真環(huán)境的設(shè)置，最后運行仿真。

根據(jù)提升及轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)的力平衡方程、流量連續(xù)性方程，選用AMEsim 中的子模型，建立的仿真模型如圖2所示。

圖2 系統(tǒng)的仿真模型

優(yōu)先閥的參數(shù)如下：

優(yōu)先閥運動部件質(zhì)量mf（kg）： 0.196；

彈簧剛度k（N／m）： 13 500；

優(yōu)先閥設(shè)定開度xe（mm）： 0.35；

閥芯的直徑Dpv（mm）： 20；

閥桿的直徑Dpr（mm）： 10；

LS上油口的節(jié)流口直徑dls（mm）： 0.6；

DS上油口的節(jié)流口直徑dds（mm）： 0.8；

PP上油口的節(jié)流口直徑dpp（mm）： 0.8；

優(yōu)先閥上的溢流閥壓力設(shè)定Pm（MPa）：26。

轉(zhuǎn)向器的相關(guān)參數(shù)：

流量放大器的流量q（mL／r）： 1 000；

計量馬達的排量qm（mL／r）： 650；

計量馬達的每弧度排量Dm（mL／rad）：103.5；

計量馬達等的等效轉(zhuǎn)動慣量Je（kgm2）：0.001 2；

流量系數(shù)值Cd： 0.61；

轉(zhuǎn)向油缸活塞作用面積Ap（mm2）： 4 000；

油缸質(zhì)量m（kg）： 100；

提升油缸活塞作用面積Ap1（mm2）： 7 457；

溢流閥調(diào)定壓力（MPa）： 20；

鏟斗質(zhì)量（kg）： 1 700；

液壓油密度（kg／m3）： 860；

容積模數(shù)（MPa）： 1 700；

發(fā)動機轉(zhuǎn)速（r／min）： 1 700。

在MATLAB中計算各節(jié)流口的面積與開度的關(guān)系，將結(jié)果以文件的格式加在節(jié)流口模型的控制端。

3 仿真結(jié)果

在輸入端對轉(zhuǎn)向器的轉(zhuǎn)閥閥芯施加轉(zhuǎn)速信號50 r／min，在不同的負載下得到轉(zhuǎn)向油缸的輸出流量、壓力等參數(shù)的響應(yīng)曲線，如圖3、圖4所示。

圖3 不同負載壓力下轉(zhuǎn)向油缸輸出壓力

4 結(jié)論

對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)施加轉(zhuǎn)速信號，負載壓力不同時，系統(tǒng)輸出流量基本保持一致，轉(zhuǎn)向油缸高壓腔壓力隨著負載的增大也逐漸增大。其原因是當負載變大時，轉(zhuǎn)向油缸高壓腔壓力上升，轉(zhuǎn)向器的LS口反饋該壓力到優(yōu)先閥的彈簧端，閥芯兩端平衡被打破，閥芯向右移動，CF油路上開口加大，流入轉(zhuǎn)向器的流量增加，內(nèi)部各節(jié)流口因兩端壓差增加所需要的流量也增加，所以系統(tǒng)輸出的流量基本保持不變。改變泵的排量，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)消耗功率基本不變，泵的輸出功率下降20%，因此在保證提升和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)正常工作的前提下可以適當減小泵的排量以降低系統(tǒng)能耗。

圖4 不同負載壓力下轉(zhuǎn)向油缸輸出流量

［1］ 王星.液壓轉(zhuǎn)向器的建模與仿真研究［J］.南京工業(yè)學院學報，2006，6（2）：14－17.

［2］ 王同建，張子達，羅士軍.全液壓轉(zhuǎn)向器數(shù)學模型的建立與仿真［J］.機床與液壓，2005（8）：119－122.

［3］ 陸一心，顧龍明.流量放大液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中流量放大器的建模仿真［J］.江蘇理工大學學報，1994，15（4）：50－57.

［4］ 凌智勇，金青.液壓轉(zhuǎn)向器動態(tài)特性的建模與仿真分析［J］.起重運輸機械，2006（12）：62－65.