礦用履帶車行走限速系統(tǒng)液壓馬達制動特性分析

王治鵬，高貴軍，劉邱祖，李勝，董強

(1. 太原理工大學機械工程學院，山西太原030024;2. 山西省礦山流體工程實驗室(研究中心)，山西太原030024)

礦用履帶車行走作業(yè)時，巷道坡長一般都在幾百米以上，且坡度較大，因此在自重的作用下會不斷自動加速，引起左右行走液壓馬達的超速運轉。尤其當液壓泵供油不及時，極易發(fā)生液壓馬達吸空現(xiàn)象，使得液壓行走馬達的工作性能降低，而且有可能導致整臺裝置超速溜坡和事故的發(fā)生［1］。顧秦怡等［2］分析了大慣性負載的制動平穩(wěn)性問題，提出了一種通過泵控馬達及閥控缸系統(tǒng)的液壓平衡方法來實現(xiàn)大慣性負載的平穩(wěn)制動。許益民等［3］分析了超負載工況下液壓馬達的傳動方式，深入探討了液壓馬達制動回路的典型故障機制以及液壓制動方法，并提出了解決方案。

為了避免事故發(fā)生，需要對行走液壓馬達的轉速進行限制，在行走液壓回路上安裝背壓閥，該背壓閥的安裝可以防止液壓馬達超速和吸空。在復雜的工況下，液壓馬達制動時的平穩(wěn)性與背壓閥有關，液壓馬達制動產(chǎn)生壓力沖擊過大會影響到其使用壽命。

1 行走限速制動系統(tǒng)的液壓回路

圖1 行走限速制動系統(tǒng)原理圖

如圖1 所示，行走限速制動回路由梭閥6，背壓閥8、9，單向閥7、10 和制動器12 組成。礦用履帶車正常行駛時，換向閥5 處于右位，由于梭閥6 兩端的油壓不等，壓力油經(jīng)梭閥6 的右端進入制動器12，使得行走液壓馬達11 的制動解除;壓力油經(jīng)單向閥10 進入行走液壓馬達11 的右腔;壓力油同時沿右側控制油路推動背壓閥8，使其處于接通位置，以便行走液壓馬達11 左腔的出油經(jīng)背壓閥8 回到油箱。當?shù)V用履帶車在巷道內(nèi)進行行走作業(yè)并在自重作用下開始溜坡時，行走液壓馬達11 超速運轉，這時右腔會產(chǎn)生進油供應不及的現(xiàn)象，從而使行走液壓馬達11進油腔的壓力和背壓閥8 的控制油壓力降低，于是背壓閥8 的閥芯在彈簧的作用下右移，使行走液壓馬達11 的回油通道被關小，行走液壓馬達減速，同時由于梭閥6 右端的壓力減小，進入制動器12 的油液壓力減小。在彈簧的作用下，制動器12 也使得行走液壓馬達減速，這樣就降低了礦用履帶車在巷道內(nèi)的行駛速度，防止了溜坡現(xiàn)象的發(fā)生。

2 液壓回路的數(shù)學模型

2.1 液壓回路的功率鍵合圖

為了使分析方便，作如下簡化: (1)忽略換向閥內(nèi)腔液體的液容及換向閥的泄漏; (2)不計液壓馬達的外泄漏，只考慮內(nèi)泄漏液阻和液腔液容;(3)只考慮液控單向閥、梭閥的液阻; (4)由于制動器活塞、連桿、制動片為剛性連接，將其合并成為一個感性元件; (5)將液壓馬達轉子及連接軸的轉動慣量合并成一個轉動慣量［4－6］。

在簡化的基礎上，根據(jù)液壓回路的工作原理和功率鍵合圖的相關理論，建立了如圖2 所示的礦用履帶車行走作業(yè)時的功率鍵合圖。

圖2 行走限速制動系統(tǒng)功率鍵合圖

(1)容性元包括:C3，泵至溢流閥管道的液容;C10，溢流閥彈簧的柔度;C26，換向閥至梭閥管道的液容及梭閥至單向閥的液容;C31，梭閥至制動器及制動器液腔的液容;C34，制動器彈簧的柔度;C39，單向閥至液壓馬達管道的液容及液壓馬達自身液腔液容;C47，液壓馬達至背壓閥的管道液容;C53，背壓閥彈簧的柔度;C60，背壓閥至換向閥的管道液容。

(2)感性元包括:Ⅰ11，溢流閥閥芯的質(zhì)量;Ⅰ35，制動器活塞、連桿及制動片的質(zhì)量;Ⅰ44，液壓馬達轉子及連接軸的轉動慣量;Ⅰ52，背壓閥閥芯的質(zhì)量。

(3)阻性元包括:R2，泵的泄漏液阻;R6，溢流閥的溢流液阻(可變液阻);R7，溢流閥的減壓阻尼孔液阻;R15、R16、R21、R22，換向閥節(jié)流口液阻;R29，梭閥液阻;R37，單向閥液阻;R41，馬達的泄漏液阻;R57，背壓閥的減壓阻尼孔液阻;R55，背壓閥的阻尼液阻(可變液阻)。

(4)A1為溢流閥閥芯的有效作用面積;A2為制動器活塞的有效作用面積;A3為背壓閥閥芯的有效作用面積;m1為液壓馬達進油腔的轉換系數(shù);m2為液壓馬達出油腔的轉換系數(shù);Se1為溢流閥的調(diào)節(jié)壓力;Se2為制動器彈簧的預緊力;Se3為液壓馬達的輸出轉矩;Se4為背壓閥的調(diào)節(jié)壓力;Se5為油液回油箱的壓力，為0。

2.2 液壓回路的狀態(tài)方程

根據(jù)功率鍵合圖的相關規(guī)則以及變量之間的相互邏輯關系，由功率鍵合圖2 可知，該回路有13 個狀態(tài)變量，它們的物理意義分別為:液壓馬達出口至溢流閥閥口用來補償油液壓縮量及管道受壓變形量的液壓油的體積V3，溢流閥閥芯的位移X10，溢流閥閥芯的動量P11，換向閥至梭閥及梭閥至單向閥中用來補償油液壓縮量及管道受壓變形量的液壓油的體積V26，梭閥至制動器及制動器中用來補償油液壓縮量及管道受壓變形量的液壓油的體積V31，制動器活塞的位移X34，制動器活塞、推桿及制動片的動量P35，單向閥至液壓馬達及液壓馬達中用來補償油液壓縮量及管道受壓變形量的液壓油的體積V39，液壓馬達轉子及連接軸的動量P44，液壓馬達至背壓閥中用來補償油液壓縮量及管道受壓變形量的液壓油的體積V47，背壓閥閥芯的位移X53，背壓閥閥芯的動量P52，背壓閥至換向閥中用來補償油液壓縮量及管道受壓變形量的液壓油的體積V60。由功率鍵合圖得出液壓回路簡化后的狀態(tài)方程為:

3 仿真分析

以該系統(tǒng)回路為基礎，結合功率鍵合圖和上述狀態(tài)方程，利用AMESim 中的液壓庫、機械庫、信號庫和HCD 庫建立系統(tǒng)仿真模型［7－8］。因為AMESim 中沒有手動換向閥，在不影響仿真結果的情況下，將手動換向閥換成電磁換向閥。其中主泵排量為90 mL/r，發(fā)動機轉速2 100 r/min，馬達排量3 L/r。

3.1 預緊力對系統(tǒng)制動特性的影響

圖3 為不同預緊力對液壓馬達制動特性的影響，預緊力F 分別取140、280、420 N。

圖3 不同預緊力下液壓馬達的壓力沖擊曲線

由圖3 可知:不同預緊力對液壓馬達制動壓力時間的影響較小，當預緊力F 為420 N 時，換向閥在t=0 ～5 s 處于右位，液壓馬達壓力為19 MPa;t =5 s 后換向閥開始向中位移動，液壓馬達處于制動階段，存在壓力振蕩，壓力振蕩時間約為2 s;t=7 s 之后，液壓馬達壓力為7.5 MPa。

3.2 阻尼孔直徑對系統(tǒng)制動特性的影響

阻尼孔直徑d 分別取1、2、3 mm。圖4 為不同阻尼孔直徑對液壓馬達制動特性的影響。

圖4 不同阻尼孔直徑下液壓馬達的壓力沖擊曲線

由圖4 可知:阻尼孔直徑對液壓馬達制動壓力時間的影響較大，當阻尼孔直徑d 為3 mm 時，換向閥在t=0 ～5 s 處于右位，液壓馬達壓力為19 MPa;t=5 s后換向閥開始向中位移動，液壓馬達處于制動階段，存在壓力振蕩，壓力振蕩時間約為1.5 s;t =6.5 s之后，液壓馬達壓力為7.5 MPa。阻尼孔直徑d越小，壓力振蕩越大，壓力制動時間越長，其原因是阻尼孔直徑d 越小，液阻越大，降低了背壓閥工作的平穩(wěn)性，壓力振蕩也就越大。

3.3 彈簧剛度對系統(tǒng)制動特性的影響

彈簧剛度K 分別取14 000、28 000、42 000 N/m。圖5 為不同彈簧剛度對液壓馬達制動特性的影響。

圖5 不同彈簧剛度下液壓馬達的壓力沖擊曲線

由圖5 可知:不同彈簧剛度對液壓馬達制動壓力時間有一定的影響，當彈簧剛度K 為14 000 N/m 時，換向閥在t =0 ～5 s 處于右位，液壓馬達壓力為19 MPa;t=5 s 后換向閥開始向中位移動，液壓馬達處于制動階段，存在壓力振蕩，壓力振蕩時間約為2 s;t=7 s 之后液壓馬達壓力為7.5 MPa。彈簧剛度越小，壓力振蕩越大，其原因是背壓閥閥芯受液壓力的大小隨著背壓閥彈簧剛度的減小而增大，因此降低了背壓閥工作的穩(wěn)定性。

4 結論

通過對礦用履帶車行走過程中實際工況的了解，確定了采用行走限速制動回路。文中采用功率鍵合圖模型對行走限速制動回路進行數(shù)學建模。在建好模型的基礎上，結合原理圖，利用AMESim 軟件建立該模型的AMESim 模型，通過仿真分析，了解了背壓閥的預緊力、彈簧剛度和阻尼孔直徑在液壓馬達制動時，對系統(tǒng)動態(tài)特性的影響。不同的參數(shù)對液壓馬達制動特性的影響不同，其中阻尼孔直徑對液壓馬達制動特性的影響最大，彈簧剛度的影響次之，預緊力的影響最小。了解這些參數(shù)的影響對于實際應用過程和研究過程都具有指導意義。

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