雙鋼輪振動壓路機行走系統速度剛度研究

趙麗萍,李 雨,沈建軍

(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)

目前，國內對于工程機械行走系統速度剛度的研究僅局限于攤鋪機、推土機、銑刨機等個別機種[1-3]，對于壓路機行走系統速度剛度的研究很少。雙鋼輪壓路機作為面層壓實的主要機型之一，其循環式的作業模式、動態起步起振時巨大的慣性負荷及作業中壓實介質特性的變化等導致其正常工作時負載變化的周期性及波動性，而負載變化通過液壓系統對發動機產生影響，進而改變工作裝置的運動狀態，導致壓實速度的不穩定性。由于壓實過程中被壓材料剛度、阻尼比等參數變化的隨機性，無法進行定量分析，因此，從雙鋼輪振動壓路機行走系統的自身結構及相關參數入手，研究壓路機行走系統的速度剛度，將有助于提高壓實過程中的恒速性，為壓實質量的提高提供理論依據。

1 行走系統速度剛度的理論分析

雙鋼輪振動壓路機的作業過程可以分為起步起振動態階段和平穩壓實階段，一般動態階段的慣性負荷導致發動機減速，從而引起壓實速度波動，但動態起步、停車時間僅占單程壓實作業時間的20%左右[4]，因此壓實質量主要取決于平穩壓實階段的恒速性。理論上，平穩壓實中，負載波動小，壓實作業速度幾乎恒定。但某全液壓雙鋼輪壓路機行走液壓系統平穩壓實過程中，通過對行走系統壓力P及驅動馬達轉速n的在線監測，發現平穩壓實過程中負荷及轉速存在波動，而且是不可避免的，如圖1所示。

圖1 平穩壓實階段行走系統壓力波動及行走馬達轉速波動

行走系統速度剛度是指行走系統速度對外負載變化的敏感程度，實質上是抵抗外負載變化保持行走速度穩定的能力，速度剛度越大，其保持行駛速度穩定性的能力越強，因此根據上述分析，行走系統速度剛度Tk定義為

(1)

式中 F為系統外負載，N;v為行駛速度，m/s。

根據式(1)，要對壓路機行走系統速度剛度進行深入分析，首先應對行走系統的外負載及行駛速度加以研究，結合文獻[5]可知，壓路機在正常作業時，所受的外負載包括滾動阻力、坡道阻力、慣性阻力等，其中滾動阻力影響較多，隨機性很大，無法精確計算，而慣性負載也不能定量計算，因此，在平穩壓實階段，假設地面附著力足夠大，則由受力平衡，外負載可用前后鋼輪提供的驅動力來表示，對于采用單泵雙馬達并聯的閉式回路的行走系統，總牽引力為前后驅動輪可提供牽引力之和[6]

(2)

式中 Fk為行走系統可提供的總的牽引力，N；Δp為行走系統壓力，即為系統高、低壓腔壓差，MPa；qgm為行走系統前驅動輪馬達的排量，mL/r；ig為驅動輪減速器速比；rg為驅動輪動力半徑，m；ηgmj、ηgjj分別為驅動輪馬達、輪邊減速器的機械效率；k為后驅動輪排量與前驅動輪排量的比值，對于同一臺壓路機，隨擋位的不同而變化。

由行走速度及系統流量守恒(此處對管路的容積效率等忽略不計)，則有

式中 ng為驅動輪轉速，r/min;ηgm為驅動馬達的容積效率；qb為行走系統變量泵的排量，mL/min;nb為行走系統變量泵的轉速，r/min;ηbv為行走系統變量泵的容積效率；ngm為驅動馬達的轉速，r/min。

其中發動機輸出軸與行走泵、振動泵直接相連，因此泵的轉速與發動機轉速相等，結合式(3)可得

(3)

式中 ne為發動機的轉速，r/min；ηgmv為驅動馬達的容積效率。

正常作業時，行走系統壓力與發動機輸出扭矩間的關系為

Mx=Me-Mz=Δpqb/(2πηbj),

(4)

式中 Mx、Mz、Me分別為行走系統輸入扭矩、振動系統輸入扭矩、發動機輸出扭矩，N·m;ηbj為行走系統變量泵的機械效率。

結合式(1)～(4)可得行走系統速度剛度表達式為

(5)

由于行走、振動系統相互耦合，其中當振動負荷增大時，振動馬達的負載扭矩增大，若振動系統流量及振動馬達轉速不變，則振動系統的壓力升高，導致振動泵負載扭矩增大，附加于發動機上的扭矩增大，此時在大負載的作用下，發動機轉速下降，進而導致行走泵的轉速降低。若此時行走系統泵及馬達排量未變，則驅動輪馬達轉速下降，最終導致行走速度的下降，因此振動負載對行走系統速度剛度的影響是不可避免的，但當壓路機在瀝青混凝土路面純行駛時，振動負載為0，此時式(5)可簡化為

(6)

Tk=k0k1Tk1

式中 k1為傳動系統對剛度的影響參數；Tk1為發動機剛度；k為剛度轉換系數，其受動力半徑的影響，而平穩壓實中動力半徑變化小[7-8]，因此可視為常值。

增大行走系統速度剛度可從增大傳動系統影響因子及提高發動機剛度兩方面入手，具體的改進措施包括：1)提高發動機的調速特性。發動機調速特性越好，其抵抗外負載變化引起發動機轉速波動的能力越強，行走系統剛度越大。2)調整行走系統的傳動比。包括液壓傳動比和輪邊減速器的速比，液壓傳動比的調整通過改變泵、馬達的排量實現，調整時應兼顧泵、馬達的高效工作范圍；輪邊減速器速比的調整與行走系統速度剛度呈平方關系，因此，輪邊減速器速比的增大可明顯改善行走系統的速度剛度。

2 試驗分析

本試驗以某2臺全液壓雙鋼輪振動壓路機為研究對象，試驗中采用壓力傳感器測量系統壓力、用霍爾傳感器測量馬達速度，具體的試驗方法參見文獻[9]，試驗時兩樣機的參數及控制如表1，2所示。

表1 樣機參數

表2 樣機試驗方案

試驗時，2臺樣機均在瀝青混凝土路面行駛，其振動負載為0，此時系統剛度只受傳動系統及發動機剛度的影響。對于同一臺機器，當行駛擋位發生變化時，對應馬達排量變化導致傳動系統參數變化進而影響行走系統剛度；對于同擋位行駛的不同機器，行走系統剛度既受傳動系統影響又受發動機剛度的影響。根據式(6)對試驗數據進行處理，如表3所示。樣機1、2前進三檔的行走系統壓力及驅動馬達轉速波動見圖2，3。

表3 樣機試驗數據處理表

a)壓力波動

b)馬達轉速波動

圖2 樣機1前進三擋的行走系統壓力及驅動馬達轉速波動

a)壓力波動

b)馬達轉速波動

圖3 樣機2前進三擋的行走系統壓力及驅動馬達轉速波動

由表3及圖2，3可知，對于同一機器，隨著擋位的提高傳動系統對剛度的影響參數降低，而發動機剛度增大，總的行走系統的剛度則是減小的，即隨著擋位的提高，液壓系統參數對行走剛度的影響要逐步強于發動機，其中傳動系統對剛度影響參數的降低是由于隨著擋位提高馬達排量明顯減小而導致的，發動機剛度略有增大則是由于發動機工作點變化而引起的。

對于不同機器，其在同一擋位行駛時，系統壓力、馬達轉速等的對比見圖4。

a) 壓力波動

b) 馬達轉速波動

圖4 樣機1、2在一擋前進時的行走系統壓力及驅動馬達轉速波動對比

由圖4可知，不同機械的同一擋位比較時，以1擋為例，兩樣機的壓力波動幅度相差很小，而對應樣機1的馬達轉速波動幅度卻明顯高于樣機2，說明在外負載波動類似的情況下，樣機2保持轉速穩定性的能力高于樣機1，究其原因，樣機2的減速器速比較大，速比增大對應行走系統剛度呈平方增大，因此，減速器速比的選擇對行走系統速度剛度也很重要。

3 結論

1)行走系統速度剛度受行走系統速比、效率及發動機剛度的影響，與液壓系統傳動比、減速器速比呈平方關系，因此，增大減速器速比、泵及馬達排量均可明顯提高行走系統的速度剛度，但應兼顧泵、馬達的高效工作范圍；同時，改善發動機的調速特性也可提高行走系統的速度剛度。

2)行走系統剛度受傳動系統參數和發動機剛度共同作用影響。同一雙鋼輪振動壓路機，低擋位時受發動機剛度影響較大，高擋位時受液壓系統影響較大。不同機器的同一擋位進行對比，當發動機剛度增大，而傳動系統影響因子減小時，行走系統的總剛度亦可增加，但此時要注意發動機剛度及傳動系統參數兩者波動值的合理選取。

參考文獻：

[1]馬鵬飛. 全液壓推土機液壓行駛驅動系統動力學研究[D].西安：長安大學,2006.

[2]顧海榮,焦生杰. 全液壓銑刨機銑刨系統速度剛度問題研究[J]. 中國工程機械學報,2010,8(1):14-16.

[3]陳蝶,胡永彪. 瀝青混凝土攤鋪機液壓行駛驅動系統[J].長安大學學報：自然科學版,2005,25(6):86-89.

[4]馮忠緒,侯勁汝,沈建軍,等. 雙鋼輪振動壓路機功率的配置[J]. 長安大學學報:自然科學版,2009,29(6):107-110.

[5]尹繼瑤. 壓路機行駛液壓系統新探之四 壓路機行走驅動液壓系統的匹配計算(上)[J]. 建筑機械化,2010(5):44-46.

[6]吳永平，姚懷新.工程機械設計[M].北京:人民交通出版社,2005.

[7]李西秦,劉冰 ,齊勁峰. 車輪動力半徑與滑轉率的研究[J]. 拖拉機與農用運輸車,2003(2):17-20.

[8]王治海,李幼德,莊繼德. 越野行駛時車輪滑轉率對汽車燃料經濟性影響的研究[J]. 吉林工業大學學報,1981(02):37-46.

[9]北京建筑機械化研究院.GB/T 8511—2005 振動壓路機[S].北京：中國標準出版社，2005.