裝載機(jī)工作裝置剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)動(dòng)力學(xué)研究

柴建華，林 萍，葉旭東

（1.中國計(jì)量大學(xué)機(jī)電工程系，浙江 杭州 310018；2.中國計(jì)量大學(xué)工程訓(xùn)練中心，浙江 杭州 310018）

1 引言

鉸接式工程車輛由于載重量大、工作環(huán)境惡劣，在滿載行駛及緊急剎車時(shí)整車結(jié)構(gòu)會(huì)受到較大的振動(dòng)和沖擊，影響工程車輛的整車結(jié)構(gòu)安全。裝載機(jī)的工作裝置通過液壓系統(tǒng)的驅(qū)動(dòng)來完成各種作業(yè)動(dòng)作，而液壓油缸的缸筒與活塞桿并非剛性連接而是機(jī)液耦合系統(tǒng)的重要連接部件。裝載機(jī)在行駛過程中，由于受載重量以及油缸內(nèi)外泄漏等環(huán)境的影響，油缸的剛度會(huì)發(fā)生一定的變化，同時(shí)受到路面及工作裝置的激勵(lì)作用，油缸會(huì)產(chǎn)生復(fù)雜的動(dòng)態(tài)特性。因此，對(duì)油缸進(jìn)行作業(yè)過程中的剛度及動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行研究，對(duì)裝載機(jī)工作裝置的安全性及行駛穩(wěn)定性具有現(xiàn)實(shí)意義。

目前對(duì)裝載機(jī)工作裝置的研究主要集中在舉升機(jī)構(gòu)的有限元分析以及液壓系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性研究，文獻(xiàn)[1]進(jìn)行了裝載機(jī)動(dòng)臂的輕量化設(shè)計(jì)。文獻(xiàn)[2]模擬了裝載機(jī)工作裝置應(yīng)力的分布。文獻(xiàn)[3]建立了工作裝置的參數(shù)化多目標(biāo)優(yōu)化模型。文獻(xiàn)[4-5]分別分析了鏟掘過程中以及對(duì)稱條件下工作裝置的受力情況。文獻(xiàn)[6]建立了機(jī)械-液壓耦合模型并進(jìn)行動(dòng)態(tài)模擬。文獻(xiàn)[7]通過AMEsim 與ADAMS 軟件研究了工作裝置液壓系統(tǒng)壓力、流量等參數(shù)的動(dòng)態(tài)特征和能耗分布。綜上所述，采用Amesim 仿真軟件建立了工作裝置機(jī)械機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)仿真模型，研究車速、鏟斗載荷和鏟斗位置對(duì)動(dòng)臂油缸剛度的動(dòng)態(tài)影響，最后對(duì)負(fù)荷傳感液壓系統(tǒng)進(jìn)行了試驗(yàn)，得到了不同作業(yè)過程下液壓系統(tǒng)內(nèi)部的壓力和功率隨外載荷的變化規(guī)律及節(jié)能效果。

2 工作裝置動(dòng)力學(xué)建模

某型號(hào)裝載機(jī)工作裝置的機(jī)械結(jié)構(gòu)，各個(gè)部件協(xié)同配合完成作業(yè)動(dòng)作，如圖1（a）所示。在Amesim 軟件中建立工作裝置動(dòng)力學(xué)仿真模型，如圖1（b）所示。工作裝置各個(gè)部件的質(zhì)量、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和回轉(zhuǎn)半徑等參數(shù)，如表1 所示。工作裝置液壓系統(tǒng)的相關(guān)參數(shù)，如表2 所示。

圖1 工作裝置動(dòng)力學(xué)模型Fig.1 Dynamic Model of Working Device

表1 工作裝置各部件特性參數(shù)Tab.1 Characteristic Parameters of Each Part of Working Device

表2 液壓系統(tǒng)參數(shù)Tab.2 Parameters of Hydraulic Systems

3 工作裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)分析

圖2 結(jié)構(gòu)簡圖Fig.2 Structure Diagram

為了得到工作裝置動(dòng)力學(xué)仿真所需的工作載荷，對(duì)其進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)分析，包括鏟斗插入過程以及鏟斗掘起過程。舉升過程所受載荷為空載、4000kg 及滿載三種情況。

在A 點(diǎn)，由力矩平衡得：

同理在B 點(diǎn)可得：

對(duì)二力桿件IG 分析可得PF為：

同理在C 點(diǎn)可得：

可得PH為：

同理可得動(dòng)臂液壓缸作用力PD：

插入阻力Fx：

式中：lp—所鏟深度；Bb—鏟斗寬度

掘起阻力Fy：

鏟斗阻力矩Ms：

鏟掘開始時(shí)轉(zhuǎn)斗所受阻力矩為：

式中：Gb—鏟斗重量；Gr—載重；lb—鏟斗重心與回轉(zhuǎn)中心的距離。油缸所受的負(fù)載壓力：

式中：FL—驅(qū)動(dòng)力；m—負(fù)載的等效總質(zhì)量；F—負(fù)載力；y—活塞的位移。

油缸動(dòng)態(tài)模型[7]：

4 工作裝置動(dòng)態(tài)特性仿真結(jié)果

液壓缸是工作裝置的直接驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)，其鉸接處是受力最集中最易發(fā)生結(jié)構(gòu)失效的部位，因此對(duì)工作裝置的研究只要針對(duì)液壓缸的特性進(jìn)行研究[8]。載重量對(duì)裝載機(jī)動(dòng)臂油缸動(dòng)態(tài)剛度的影響仿真結(jié)果，在2000kg 以內(nèi)，油缸的剛度維持在一定數(shù)值變化較小，如圖3（a）所示。當(dāng)重量超過2000kg 以后，剛度與載重量呈指數(shù)函數(shù)增加，鏟斗的載重量增大會(huì)增加油缸的承受力，從而產(chǎn)生更大的剛度。三種不同載重量下（空載、4000kg 和滿載）動(dòng)臂油缸剛度在頻域范圍內(nèi)的變化，頻率范圍在25Hz 以內(nèi)，如圖3（b）所示。當(dāng)頻率在10Hz 以內(nèi)時(shí)，負(fù)載對(duì)動(dòng)臂油缸剛度的影響較小。當(dāng)頻率大于10Hz 以后，隨著載重量的增加，動(dòng)臂油缸所受的鉸接力迅速增大，動(dòng)臂油缸所受的剛度也有明顯的增加。

圖3 載重量對(duì)油缸剛度的變化Fig.3 Variation of Load Weight on Cylinder Rigidity

車速對(duì)動(dòng)臂油缸剛度的影響，如圖4 所示。其中，一、二、三和四擋的車速分別為6.6、11、23.5 和3km/h。在一檔和二擋工況下，載重量對(duì)油缸剛度的影響較小，均在0.5×108N/m 以下；而當(dāng)切換到三檔和四擋運(yùn)行工況下，動(dòng)臂油缸剛度出現(xiàn)明顯的增大，并且載重量越大剛度值變化越明顯。因此，在三擋和四擋運(yùn)行時(shí)為了保證安全性盡量保持低載荷。

圖4 不同車速對(duì)剛度的影響Fig.4 Influence of Different Speeds on Stiffness

圖5 顯示了工作裝置在不同的高度下缸體所受的力和剛度的變化，動(dòng)臂油缸所受的作用力先增大后減小，在角度為90°時(shí)所受作用力達(dá)到最大值為2.9×106N，此時(shí)動(dòng)臂油缸剛度也同時(shí)達(dá)到最大值為7.5×107N/m，主要是因?yàn)楣ぷ餮b置的舉升高度對(duì)油缸的作用力矩發(fā)生變化，因此裝載機(jī)工作裝置在不同的舉升位置時(shí)，油缸的剛度相差也較大。

圖5 鏟斗高度對(duì)油缸剛度的影響Fig.5 Influence of Bucket Height on Cylinder Rigidity

當(dāng)裝載機(jī)在高負(fù)荷下作業(yè)時(shí)液壓系統(tǒng)產(chǎn)熱量較大油溫較高，會(huì)產(chǎn)生較大的內(nèi)泄露，導(dǎo)致動(dòng)臂舉升無力，影響工作裝置的安全性。裝載機(jī)在滿載工況下油液內(nèi)部泄漏對(duì)油缸剛度的影響，表明液壓油的內(nèi)泄漏對(duì)油缸剛度的影響較大，如圖6 所示。隨著缸體內(nèi)液壓油泄漏量的增加，油缸的剛度呈現(xiàn)快速降低的現(xiàn)象，嚴(yán)重降低油缸的支撐度和安全性。

圖6 內(nèi)泄漏對(duì)油缸剛度的影響Fig.6 Influence of Internal Leakage on Cylinder Rigidity

因此，要嚴(yán)格控制液壓油的溫度從而減小液壓油泄漏量，保證工作裝置的穩(wěn)定性。

5 工作裝置液壓系統(tǒng)試驗(yàn)研究

5.1 工作裝置負(fù)荷傳感液壓系統(tǒng)

負(fù)荷傳感變量系統(tǒng)能夠有效的提高裝載機(jī)工作裝置液壓系統(tǒng)效率，減小溢流損失和中位卸荷損失，進(jìn)而減小液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量[9]。負(fù)荷傳感液壓系統(tǒng)原理，如圖7 所示。

圖7 負(fù)荷傳感液壓系統(tǒng)原理圖Fig.7 Schematic Diagram of Load Sensing Hydraulic System

測(cè)試用的裝載機(jī)工作裝置液壓系統(tǒng)主要參數(shù)如下[10]：

表3 液壓系統(tǒng)主要部件參數(shù)Tab.3 Main Components Parameters of Hydraulic System

裝載機(jī)工作裝置的一個(gè)工作循環(huán)過程主要包括收斗舉升、卸荷和動(dòng)臂回收過程[11]，如圖8 所示。

圖8 工作裝置工作過程示意圖Fig.8 Working Process Diagram of Working Device

5.2 工作裝置液壓系統(tǒng)動(dòng)態(tài)測(cè)試結(jié)果

由圖9 可知，鏟斗插入泥沙后開始收斗瞬間，由于鏟斗收到泥沙的翻轉(zhuǎn)阻力矩以及自身重量的作用，動(dòng)臂油缸大腔壓力迅速達(dá)到了18MPa，翻轉(zhuǎn)完成后壓力立刻降低到5MPa 左右。在鏟斗收斗完成時(shí)，鏟斗由于受到較大的載荷轉(zhuǎn)斗油缸大腔壓力突變到11MPa。在鏟斗舉升過程中，動(dòng)臂油缸大腔壓力在20MPa 的較大范圍內(nèi)波動(dòng)，主要因?yàn)榇诉^程液壓系統(tǒng)的壓力達(dá)到了安全閥的開啟壓力，卸荷后壓力迅速下降，此階段動(dòng)臂油缸會(huì)受到較大的振動(dòng)，因此對(duì)剛度的要求也更高。鏟斗舉升過程中由于力矩的變小鏟斗油缸所受的作用力變小，因此油缸內(nèi)部壓力逐漸變小。而轉(zhuǎn)斗油缸大腔壓力在開始舉升時(shí)有一個(gè)較大的突變，內(nèi)部壓力達(dá)到17MPa，此后轉(zhuǎn)斗油缸大腔壓力逐漸下降到14MPa。卸載時(shí)，轉(zhuǎn)斗油缸小腔壓力迅速增大到3MPa，鏟斗實(shí)現(xiàn)翻轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。

圖9 液壓系統(tǒng)動(dòng)態(tài)性能Fig.9 Dynamic Performance of Hydraulic System

一個(gè)工作循環(huán)過程中負(fù)荷傳感液壓系統(tǒng)的功率分配，而兩條曲線的差值則為減小的液壓系統(tǒng)的產(chǎn)熱量，如圖10 所示。從圖中可以看出能量損失主要集中在兩個(gè)部分：一為在鏟斗舉升的初始階段，但是時(shí)間較短。二為在舉升過程后期，時(shí)間較長。此兩個(gè)階段產(chǎn)生的熱量較多，增加了液壓油缸的內(nèi)泄露。通過比對(duì)可以發(fā)現(xiàn)負(fù)荷傳感液壓系統(tǒng)能夠有效地減少能量損失，工作效率更高，液壓系統(tǒng)的產(chǎn)熱量減少，增加了系統(tǒng)的可靠性。

圖10 工作裝置液壓系統(tǒng)輸出功率Fig.10 Output Power of Hydraulic System of Working Device

6 結(jié)論

對(duì)裝載機(jī)工作裝置進(jìn)行了運(yùn)動(dòng)學(xué)分析，并通過剛?cè)狁詈夏Ｐ湍M了不同條件下工作裝置工作過程中驅(qū)動(dòng)液壓缸的動(dòng)態(tài)性能，通過試驗(yàn)測(cè)試了作業(yè)過程中工作裝置液壓系統(tǒng)內(nèi)部的動(dòng)態(tài)變化，得到如下結(jié)論：

（1）頻率在10Hz 以內(nèi)，載重量對(duì)動(dòng)臂油缸剛度的影響較小。頻率＞10Hz 以后，隨著載重量的增加，動(dòng)臂油缸所受的鉸接力迅速增大，剛度也明顯增加。隨著油缸內(nèi)液壓油泄漏量的增大，油缸的剛度呈現(xiàn)快速降低的現(xiàn)象。裝載機(jī)切換到三檔和四擋運(yùn)行工況下，動(dòng)臂油缸剛度出現(xiàn)明顯的增大，并且載重量越大剛度值變化越明顯。（2）鏟斗收斗瞬間，動(dòng)臂油缸大腔壓力迅速達(dá)到了18MPa，轉(zhuǎn)斗油缸大腔壓力突變到11MPa。負(fù)荷傳感液壓系統(tǒng)能夠有效地減少能量損失，使液壓系統(tǒng)的產(chǎn)熱量減少。