輪履復合式底盤液壓系統(tǒng)的設計與計算

司癸卯，劉 樂，趙 明，宋星亮，師 毓，汪程浩

(長安大學 道路施工技術與裝備教育部重點實驗室，陜西 西安 710064)

0 引 言

中國地域遼闊，邊遠地區(qū)國防工程建設及山區(qū)公路建設、搶險任務繁重，但是由于山區(qū)公路相對狹窄，路況不好，致使施工機械轉場比較困難，因此研制出高機動性、高通過性的底盤顯得尤為迫切。輪履復合式底盤可根據(jù)實際作業(yè)狀況轉換不同的行走方式，應對各種復雜環(huán)境[1]。國外輪履復合底盤的研究較早，19世紀20年代，雪鐵龍公司發(fā)明了P17型半履帶車。在國內，2012年由八達重工研制的30 t級雙臂手救援機器人試制成功[2]，其底盤可以在輪式和履帶式之間自由切換，大大提高了適應環(huán)境的能力。液壓系統(tǒng)作為輪履復合式底盤的重要組成部分，直接關系著輪履復合式底盤工程車輛的作業(yè)性能。目前國內的輪履復合式底盤還是直接引進國外技術，價格昂貴，使用和維護成本較高，甚至遠遠超過整車的成本預算。因此，開發(fā)出符合中國國防建設需求的先進輪履復合式底盤非常重要。

本文中的輪履復合式底盤是在履帶挖掘機的基礎上改裝而成，其液壓系統(tǒng)是在原有挖掘機液壓系統(tǒng)的基礎上進行改進擴充的，使輪履復合式底盤液壓系統(tǒng)集合了輪式和履帶式2套相對獨立的液壓系統(tǒng)的優(yōu)點，其中輪式行走機構采用的是車輪獨立驅動的方式，最高設計速度為40 km·h-1[3]，坡度角為16.7°，輪胎的驅動半徑為0.5 m。

1 系統(tǒng)設計

1.1 輪履復合式底盤液壓系統(tǒng)原理

輪履復合式底盤配置有履帶式行走機構、輪式行走機構、回轉機構和輪履切換擺動機構，4個部分的液壓系統(tǒng)組成了輪履復合式底盤的液壓系統(tǒng)。工作泵負責給履帶式行走機構、輪式行走機構、回轉機構和輪履切換擺動機構供油。上述裝置的動作存在順序動作和復合動作，故通過順序單動油路[4]和并聯(lián)多路閥連接。本系統(tǒng)采用負流量控制系統(tǒng)[5]，使得從主控制閥中位回到油箱而浪費的流量得到有效控制，并將其限制在盡可能小的范圍內，從而大大降低液壓系統(tǒng)的能耗。復合式底盤液壓系統(tǒng)如圖1所示。

圖1 輪履式復合底盤液壓系統(tǒng)

在泵的進油口和油液的回油口都裝有濾油器，保證了進入液壓系統(tǒng)的油液清潔，利于液壓系統(tǒng)的正常工作。在泵的出口處設置安全閥，保證液壓系統(tǒng)在設定的壓力范圍內安全工作[6]。

1.2 輪式行走機構的液壓回路設計

圖2 輪式行走機構的液壓系統(tǒng)原理

由于輪式行走機構采用的是車輪獨立驅動的方式，在輪式行走機構的液壓系統(tǒng)回路中有4個行走液壓缸，1個工作泵帶動2個液壓馬達，且這2個液壓馬達并聯(lián)，如圖2所示。液壓馬達1和2并聯(lián)，分別為前輪的左右馬達，液壓馬達3和4并聯(lián)，分別為后輪的左右馬達。輪式行走機構的液壓系統(tǒng)包括制動回路、轉向回路和直行回路。其中制動回路包括制動液壓缸和制動換向閥，當主閥未切換至輪式行走時，由于制動液壓缸中的彈簧力，使液壓馬達1鎖死，當切換至輪式行走時，液壓油經(jīng)節(jié)流閥1流至制動換向閥，當換向閥切換在右位時，液壓油通過先導油路使制動換向閥處于左位，制動解鎖。輪式行走機構的直行主要依靠分流集流閥的作用，分流集流閥又稱同步閥，內部設有壓力反饋裝置，它可以保證無論外部負載怎樣變化，工作泵供油的2臺行走馬達都同步運行。該系統(tǒng)采用的是差速轉向，對于同一驅動橋的輪胎，可以粗略地認為，一側速度減少，而另外一側速度增加[7]。分流集流閥分向兩側的流量相同，基本上不因負載差異而產(chǎn)生變化，兩回路增加的流量閥會起到差速的作用，即通過控制流量閥的開口來改變流向液壓馬達的流量，符合差速時的流量需求，同樣可以滿足工程機械車輛不同的轉動半徑和轉動要求。節(jié)流閥2和3的作用是消除前后輪之間在速度上的微小差異[8]。

1.3 輪履切換擺動機構液壓回路設計

在輪履復合式底盤中，輪履切換擺動機構是輪式行走和履帶式行走的切換機構，當擺動缸伸出時，切換成輪式行走，當擺動缸收縮時，切換成履帶式行走。輪履切換擺動機構的液壓系統(tǒng)如圖3所示。

圖3 輪履切換擺動機構的液壓系統(tǒng)原理

輪履復合式底盤的切換裝置安裝了4個擺動液壓缸，前后車各2個，且兩兩并聯(lián)。在擺動液壓缸下面安裝有雙向液壓鎖，當擺動油缸停止運動時，雙向液壓鎖發(fā)揮作用，阻斷提升缸的油路，油壓液基本上不會產(chǎn)生流失[9-10]，因此雙向液壓鎖會緊緊地鎖死擺動液壓缸，讓其穩(wěn)定停留在某一處，當行走機構切換至履帶式行走時，不會由于輪履切換擺動機構的自重產(chǎn)生自動下擺的問題。在雙向液壓鎖下面還裝有平衡閥，這樣增加了擺動液壓缸的平穩(wěn)性。當油缸下擺時，油路經(jīng)過單向閥，而不經(jīng)過順序閥，這樣減少了功率損失；當擺動液壓缸提升時，油路則經(jīng)過順序閥，而不經(jīng)過單向閥，這樣保證了擺動液壓缸下游存在一定的背壓，有利于擺動液壓缸緩和提升，大大減少了由于液壓缸的提升而造成的履帶與地面接觸的沖擊。

2 履帶式行走機構參數(shù)計算及選型

本設計底盤質量為4 t，承載能力為16 t，整機質量為20 t。最高行駛速度為3 km·h-1，最大爬坡角度為25°，輪邊減速器減速比為7.5。由于空氣阻力和慣性阻力很難精確計算，由經(jīng)驗可知履帶式工程車輛的行走牽引力TL與整機的質量G取下列比例。

TL=(0.7～0.85)G

(1)

則系數(shù)取0.7時TL=0.7×20×103×9.8=137.2 kN。

經(jīng)驗算可知，本設計中履帶式行走機構的爬坡能力和原地轉彎能力均符合設計要求。履帶式行走機構液壓馬達所受外負載力矩Mm·max為3 547.2 N·m。

2.1 液壓馬達計算選型

液壓馬達的排量

(2)

式中：Δp為進出口油壓力的差值；ηm為液壓馬達機械效率，取0.95。

液壓馬達在最大行走速度下所需的流量

(3)

式中：nmm為排量達到最大時馬達的轉速(r·min-1)；ηmv為液壓馬達的容積效率，取0.95。

液壓馬達在最大行走速度下的功率

(4)

式中：T為扭矩；n11為轉速。

根據(jù)液壓馬達的設計排量、最高設計轉速和扭矩的要求，查閱相關的液壓馬達樣本，選擇泰勒姆斯TILORMS YLM11-1000馬達，其最高轉速為320 r·min-1，單位扭矩為158 N·m·MPa-1，排量為981 mL·r-1，滿足車輛所需。

2.2 液壓泵的參數(shù)計算及選型

整個輪履式復合底盤中，各個機構為單獨動作，系統(tǒng)所需最大流量即為單個執(zhí)行機構所需的最大流量。其中，輪式行走機構只用于行走，在行走時不用于作業(yè)；而履帶式行走時，有作業(yè)要求，則以履帶式行走時所需最大流量為主工作泵的最大流量進行計算。履帶式行走機構單馬達所需流量ΔQm為186.1 L·min-1，則液壓泵的流量

Qb=K∑ΔQm=1.15×186.1≈220 L·min-1

(5)

式中：K為系統(tǒng)的泄露系數(shù)，取1.15。

因此，變量泵的排量

(6)

式中：nb為液壓泵的額定轉速(本設計選用力士樂A8VSO系列雙聯(lián)變量柱塞泵，最高轉速為2 150 r·min-1)；ηpv為液壓泵的容積效率，取0.95。

根據(jù)液壓泵的設計排量、流量和壓力的要求，查閱相關的液壓泵樣本資料，選擇力士樂REXROTH AV8SO107液壓泵，其最高轉速為2 150 r·min-1，排量為2×107mL·r-1，滿足車輛所需。

3 輪式行走機構的參數(shù)計算及選型

輪履復合式底盤的輪式行走機構主要是省去了工程車輛必須使用轉場運輸車這一環(huán)節(jié)，將輪式行走設置2個檔位，即越野檔和公路檔，設計的最高速度為40 km·h-1，坡度角為16.7°，輪胎驅動半徑為0.5 m。

由于復合底盤是在原有履帶式挖掘機的底盤上改裝的，原挖掘機質量約為20 t，改裝后可初步估計該工程車輛質量仍然為20 t，經(jīng)計算輪式行走的牽引力為70 kN。由于輪式行走主要用于輔助轉場，因此工作泵仍然使用原有的REXROTH A8VSO107液壓泵，其中A8VSO107液壓泵的最高轉速為2 150 r·min-1，排量為2×107mL·min-1。由于液壓泵的流量應稍大于液壓馬達的流量，輪式行走為四輪獨立驅動，則設行走液壓馬達流量Q為100 L·min-1，轉速n2為1 500 r·min-1。

液壓馬達排量

(7)

液壓馬達的最大輸出扭矩

M2max=0.159ΔPV2ηm

(8)

式中：ΔP為進出油口壓力的差值；ηm為液壓馬達機械效率，取0.95。

經(jīng)計算M2max≈207.7 N·m。

液壓馬達的啟動扭矩

MQ=0.159ΔPV2ηm≈196.9 N·m

(9)

根據(jù)液壓馬達的設計排量、最高設計轉速和扭矩的要求，查閱相關的液壓馬達樣本，選擇博克萊XQM1-63馬達。XQM1-63馬達的最高轉速nmax為1 500 r·min-1，額定扭矩為225 N·m，滿足工程車輛所需。

當輪式行走機構處于越野擋位時，總傳動比

(10)

此時其行走速度

(11)

當輪式行走機構處于公路擋位時，其傳動比

(12)

式中：vmax為最大行駛速度。

根據(jù)以上計算的減速比及扭矩的要求，選用力士樂型號為RRWD 200B的減速機。RRWD 200B減速機減速比為6.09，額定扭矩為320 N·m，滿足工程車輛所需。

校核輪式機構行走速度

v=ωr2d=2πnr2d

(13)

經(jīng)計算，行走速度v=46.4 km·h-1，大于40 km·h-1，則所選液壓馬達滿足最高行走速度的要求。

4 輪履切換裝置擺動缸參數(shù)計算及選型

輪履切換機構的主要作用是實現(xiàn)輪式行走和履帶式行走之間的相互切換，擺動缸在其中起著關鍵的作用。

本設計取受力最大時的角度為18°，則擺動缸的最大受力

Fmax=G/msinβ=158.57 kN

(14)

式中：m為液壓缸數(shù)量，本設計數(shù)量為4；β為擺動角。

擺動缸工作壓力P1為16 MPa，背壓為1.0 MPa。則液壓缸內徑

(15)

式中：P1為作用在活塞上的有效壓力(Pa)；ηm為液壓缸機械效率，取0.95。

計算得D=125 mm。

缸筒壁厚

(16)

式中：Pmax為最大工作壓力，當液壓缸額定壓力P≤16 MPa時，Pmax=1.5P。

缸筒外徑D1=D+2δ=125+2×12.5=150 mm。

5 結 語

輪履復合式底盤將輪式和履帶式2套相對獨立的系統(tǒng)集合在同一個底盤機構中，通過輪履切換擺動機構進行切換，作業(yè)時車輪收起，使用履帶式底盤，轉場時，履帶懸空，進行輪式行走，集合了輪式和履帶式底盤的優(yōu)點，從而在不影響作業(yè)效率的基礎上解決目前履帶式工程機械轉場困難、效率過低的問題，可將其應用在軍用國防工程建設和地震泥石流等地質災害的搶險救援中。

本文只是對輪履復合式底盤的液壓系統(tǒng)進行了初步的探究，其中還存在許多不足之處，需要進一步進行液壓系統(tǒng)的建模與仿真；同時對各類閥、過濾器、油液、馬達和泵的參數(shù)進行詳細設定；設計一套輪履復合式底盤的自適應控制系統(tǒng)并對液壓閥的控制制定良好的控制策略。