滑移裝載機行走液壓系統(tǒng)功率特性分析

陳晉市,2，霍東陽，劉思遠，魏星3，張志偉

(1.吉林大學(xué)機械與航空航天工程學(xué)院，吉林長春，130022；2.吉林大學(xué)汽車仿真與控制國家重點實驗室，吉林長春，130022；3.長春職業(yè)技術(shù)學(xué)院職業(yè)基礎(chǔ)部，吉林長春，130033)

近年來，在我國基礎(chǔ)設(shè)施建設(shè)不斷完善，許多公路、場館進入維護階段的背景下，小型工程機械發(fā)展迅速。滑移裝載機憑借其結(jié)構(gòu)緊湊、作業(yè)靈活、可掛接各種工作裝置以適應(yīng)不同的作業(yè)條件等優(yōu)勢，越來越受到市場的青睞[1]。目前，國外機型的滑移裝載機在性能、油耗等方面普遍比國內(nèi)機型的優(yōu)，占領(lǐng)著更大的市場份額。究其原因，是國內(nèi)廠商在對滑移裝載機進行設(shè)計時，通常只考慮整車的靜態(tài)參數(shù)指標，而忽略了整車的動態(tài)性能[2]，導(dǎo)致國內(nèi)機型的滑移裝載機發(fā)動機與液壓系統(tǒng)的功率匹配合理性較差，單位功率的燃油消耗明顯比國外同等噸位機型的高，缺乏市場競爭力。現(xiàn)階段，國外工程機械的研究已比較成熟，研發(fā)重點大多集中在整機的能量分配以及功率匹配控制上，其目的主要是提高整車的能量利用率，減少油耗。KIM等[3]基于Matlab/Simulink建立了輪式裝載機多體動力學(xué)模型，分析了典型工況下整機的動態(tài)能量流動特性；LEE等[4]研究了混合動力挖掘機的系統(tǒng)配置及功率控制策略，顯著改善了系統(tǒng)效率；CUI 等[5-6]基于發(fā)動機最大功率輸出和最小油耗的匹配原則，研究了發(fā)動機與液力變矩器的協(xié)作特性，實現(xiàn)了液力-機械的最佳匹配。在國內(nèi)工程機械行業(yè)，李侃等[7]分析了重型平板車運行過程中的功率分配，提出了實現(xiàn)發(fā)動機和傳動系統(tǒng)同外部負載之間保持合理匹配的控制方法及整車的節(jié)能控制規(guī)律；姜友山等[8]采用扭矩匹配法，利用發(fā)動機轉(zhuǎn)速控制實現(xiàn)了全液壓推土機發(fā)動機與液壓泵的合理匹配；楊世平等[9]針對液壓挖掘機作業(yè)過程中的高能耗問題，提出了發(fā)動機與動力液壓系統(tǒng)功率匹配節(jié)能控制策略以及實現(xiàn)該策略的模糊控制算法。可以看出，隨著工程機械行業(yè)的不斷發(fā)展，整機的節(jié)能與低排放性能越來越受到重視，分析整機的功率特性直接關(guān)系著發(fā)動機與液壓系統(tǒng)功率匹配控制策略的制定，對提高發(fā)動機的動力性和燃油經(jīng)濟性具有重要意義[10-13]。然而，現(xiàn)有的功率匹配研究大多基于發(fā)動機、液壓泵的輸出特性，并未考慮整車的外部負載。因此，本文作者以滑移裝載機為研究對象，基于行走運動學(xué)、動力學(xué)理論模型分析整機的功率特性，并建立相應(yīng)的多物理場聯(lián)合仿真模型，模擬整機行駛過程中的輪地負載特性，采用理論分析、動態(tài)仿真和實驗驗證相結(jié)合的方法，分析典型工況下滑移裝載機行走液壓系統(tǒng)的動態(tài)功率特性，為今后整機發(fā)動機與液壓系統(tǒng)的功率匹配優(yōu)化提供可靠依據(jù)。

1 行走液壓系統(tǒng)原理

某型號滑移裝載機靜壓驅(qū)動系統(tǒng)原理如圖1所示。左右行走變量泵1和6為同軸串聯(lián)式變量柱塞泵，通過行走先導(dǎo)閥a，b，c和d控制變量缸2和5的伸縮進而控制變量泵的排量，實現(xiàn)滑移裝載機的前進、后退、轉(zhuǎn)向和停車。

圖1 滑移裝載機液壓驅(qū)動原理Fig.1 Hydraulic driving principle of skid-steer loader

滑移裝載機行駛過程中，行走液壓系統(tǒng)主要負責(zé)整車的行走控制、駐車制動、雙速馬達切換以及補油。其中，雙速馬達切換指的是針對不同路面狀態(tài)，滑移裝載機左、右兩側(cè)行走馬達具有不同排量的工作狀態(tài)：當(dāng)整車在復(fù)雜路面行駛時，馬達8 切換至大排量狀態(tài)，此時行走馬達轉(zhuǎn)速較低，輸出扭矩較大；當(dāng)整車在平坦路面行駛時，馬達8 切換至小排量狀態(tài)，此時行走馬達轉(zhuǎn)速較高，輸出扭矩較小。

補油系統(tǒng)主要由補油泵7、DA閥4、單向補油溢流閥3組成，其功能除了向行走液壓系統(tǒng)低壓側(cè)補油、為控制油路提供恒定壓力的控制油外，還能根據(jù)發(fā)動機的實時轉(zhuǎn)速，調(diào)節(jié)行走變量泵的排量，實現(xiàn)發(fā)動機與外負載的匹配控制。

2 行走系統(tǒng)功率理論分析

為了建立整車的行走液壓系統(tǒng)功率分析理論模型，首先應(yīng)作如下假設(shè)：車輛在均勻、平整、硬質(zhì)地面上行駛；忽略離心力的影響；每個車輪所受的徑向載荷相同；只考慮車輛靜止時輪胎的徑向變形。

2.1 行走系統(tǒng)運動學(xué)

滑移裝載機行駛過程中運動學(xué)示意圖如圖2所示，其輪胎的運動包括：1)沿整車前進方向的滑轉(zhuǎn)或滑移；2)沿垂直于前進方向的側(cè)向滑動；3)繞自身接地面積中心點O的轉(zhuǎn)動。

圖2 滑移裝載機運動學(xué)分析Fig.2 Kinematics analysis of skid-steer loader

1)當(dāng)滑移裝載機直線行駛時，車輪只有沿整車前進方向的滑轉(zhuǎn)或滑移，此時車輪速度為

2)當(dāng)滑移裝載機轉(zhuǎn)向行駛時，若輪胎側(cè)向力Fs小于地面附著力，此時車輪速度為

3)當(dāng)滑移裝載機轉(zhuǎn)向行駛時，若輪胎側(cè)向力Fs大于地面附著力，即車輛發(fā)生側(cè)滑，此時，車輪速度為

其中：vzx和vyx分別為左、右兩側(cè)輪胎的側(cè)向滑動速度，m/s；ωz為車輪繞自身接地面積中心點O的轉(zhuǎn)動角速度，rad/s；vzy和vyy分別為左、右兩側(cè)輪胎的輪邊線速度，m/s；v為滑移裝載機前進速度，m/s；B為輪距，m；R為轉(zhuǎn)向半徑，m；vx為側(cè)向滑動速度，m/s；δz和δy分別為左、右兩側(cè)車輪滑轉(zhuǎn)率，滑移為負。

2.2 行走系統(tǒng)動力學(xué)

在滑移裝載機行駛過程中，整車的受力平衡方程為[14]

其中：FD為滑移裝載機總驅(qū)動力，N；Ff為滾動阻力，N；Fs為轉(zhuǎn)向阻力，N。

當(dāng)滑移裝載機直線行駛時，在滾動阻力的作用下，左、右兩側(cè)車輪的驅(qū)動力為

其中：Fz為左側(cè)車輪驅(qū)動力，N；Fy為右側(cè)車輪驅(qū)動力，N；λf為滾動阻力系數(shù)；G為整車質(zhì)量。

當(dāng)滑移裝載機轉(zhuǎn)向行駛時，整車的轉(zhuǎn)向阻力矩由輪胎摩擦偏轉(zhuǎn)產(chǎn)生的偏轉(zhuǎn)阻力矩MR和輪胎側(cè)向力引起的側(cè)向力矩MC組成[15]，即

其中：MS為整車轉(zhuǎn)向阻力矩，N·m；MR為輪胎摩擦偏轉(zhuǎn)形成的阻力矩，N·m；MC為輪胎側(cè)向力引起的轉(zhuǎn)向阻力矩，N·m。

利用印跡法測定滑移裝載機行駛過程中輪胎的接地形狀如圖3所示[16-17]，其中右側(cè)圖為左側(cè)圖陰影部分的放大圖。當(dāng)轉(zhuǎn)向行駛時，輪胎接地面上任一點的摩擦偏轉(zhuǎn)阻力矩為

簡化為

式中：μ為滑動摩擦因數(shù)；a和b分別為輪胎接地面積矩形的長度和寬度，m；c為輪胎接地面上任一點到O點的距離，m；A為輪胎接地面積；KR為與輪胎接地面積有關(guān)的常數(shù)。

圖3 輪胎接地形狀示意圖Fig.3 Schematic diagram of tire grounding shape

轉(zhuǎn)向行駛時，輪胎側(cè)向力FC對整車轉(zhuǎn)向中心的力矩MC為

簡化得

式中：L為軸距，m；l為輪胎接地面積上任一點距整車輪距中心的垂直距離；KC為與輪胎接地面積有關(guān)的常數(shù)；λC為轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)，與整車的轉(zhuǎn)向半徑有關(guān)，當(dāng)滑移裝載機處于大半徑轉(zhuǎn)向工況(R>B/2)時，整車的轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)為

其中：λmax為最大轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)；c1和c2為擬合常數(shù)。此時，滑移裝載機受力如圖4所示，左、右兩側(cè)輪胎驅(qū)動力分別為

圖4 大半徑轉(zhuǎn)向時整車受力分析Fig.4 Force analysis of skid-steer loader during large radius steering

當(dāng)滑移裝載機處于小半徑轉(zhuǎn)向工況(R

此時，滑移裝載機受力如圖5所示，右側(cè)車輪驅(qū)動力向前，滾動阻力向后，而左側(cè)車輪受力相反。此時，滑移裝載機左、右兩側(cè)輪胎驅(qū)動力分別為

由式(11)和(13)可以看出：滑移裝載機轉(zhuǎn)向行駛過程中，隨著轉(zhuǎn)向半徑的減小，轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)不斷增大，即整車的轉(zhuǎn)向阻力不斷增大。

2.3 輪胎驅(qū)動功率

根據(jù)行走系統(tǒng)運動學(xué)、動力學(xué)理論分析可以得出，當(dāng)滑移裝載機直線行駛時，左、右兩側(cè)車輪的驅(qū)動功率為

圖5 小半徑轉(zhuǎn)向整車受力分析Fig.5 Force analysis of skid-steer loader during small radius steering

式中：PzT和PyT分別為左、右兩側(cè)車輪的驅(qū)動功率。

當(dāng)整車大半徑左轉(zhuǎn)向時，左、右兩側(cè)車輪的驅(qū)動功率為

當(dāng)整車小半徑左轉(zhuǎn)向時，左、右兩側(cè)車輪的驅(qū)動功率為

由式(16)和(17)可以看出：小半徑轉(zhuǎn)向工況下，滑移裝載機內(nèi)外側(cè)車輪驅(qū)動功率始終為正，且隨著轉(zhuǎn)向半徑的減小，驅(qū)動功率增大；大半徑轉(zhuǎn)向工況下，滑移裝載機外側(cè)車輪驅(qū)動功率為正，內(nèi)側(cè)車輪驅(qū)動功率與整車滾動阻力系數(shù)λf、滑動摩擦因數(shù)u、轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)λC以及輪胎接地面積有關(guān)，若λf> 2(uKR+λCKC)/B，則轉(zhuǎn)向內(nèi)側(cè)車輪驅(qū)動功率為正；若λf< 2(uKR+λCKC)/B，則轉(zhuǎn)向內(nèi)側(cè)車輪驅(qū)動功率為負，此時內(nèi)側(cè)車輪產(chǎn)生寄生功率，分擔(dān)外側(cè)車輪部分驅(qū)動功率。

3 仿真分析與實驗研究

3.1 仿真分析

滑移裝載機行走系統(tǒng)由發(fā)動機、靜壓驅(qū)動系統(tǒng)、液壓控制系統(tǒng)、行走機構(gòu)和行走負載5部分組成，是涉及液壓、控制、輪胎地面力學(xué)等的多物理場耦合系統(tǒng)，單純的多體動力學(xué)模型或AMESim 模型不能準確描述整車實際的功率流動過程[18-19]。因此，本文利用Virtual Lab Motion多體動力學(xué)軟件與AMESim 軟件進行聯(lián)合仿真，將滑移裝載機液壓控制系統(tǒng)與行走機構(gòu)聯(lián)系起來，準確模擬整車行駛過程中的功率特性。聯(lián)合仿真時，整車的行走液壓系統(tǒng)聯(lián)合仿真模型如圖6所示。

在對行走液壓系統(tǒng)AMESim 仿真模型中各元件參數(shù)進行設(shè)置時，主要依據(jù)滑移裝載機行走系統(tǒng)實際結(jié)構(gòu)及工況值進行設(shè)定，充分保證模型的準確性。對滑移裝載機進行多體動力學(xué)建模時，主要考慮整車質(zhì)量和重心位置，根據(jù)實際尺寸、材料對整車進行建模，同時，將內(nèi)部的發(fā)動機、液壓件等全部考慮設(shè)定為集中載荷，保證整機質(zhì)量及重心位置的準確性。

圖6 行走系統(tǒng)聯(lián)合仿真模型Fig.6 Traveling system model in co-simulation

仿真模擬滑移裝載機直線行駛工況，仿真條件為滑移裝載機帶載1.2 t、發(fā)動機處于額定轉(zhuǎn)速狀態(tài)(2 400 r/min)，前進先導(dǎo)閥輸入階躍信號，變量泵的排量快速達到最大，保持一段時間后，先導(dǎo)閥位移階躍為0，模擬整車的啟動、勻速直線行駛、制動全過程，仿真曲線如圖7所示。

圖7 直線行駛系統(tǒng)壓力仿真曲線Fig.7 Pressure simulation curve of straight driving

3.2 實驗研究

根據(jù)滑移裝載機行走液壓系統(tǒng)的實際情況，安裝壓力傳感器，以測量閉式行走液壓系統(tǒng)中各點的壓力信號。測點包括左右兩側(cè)變量泵壓力油進出口、左右兩側(cè)行走泵變量控制油缸、補油泵出口。實驗樣車測點布局如圖8所示，其中：P1為右側(cè)行走變量泵前進油路壓力測點，P2 為右側(cè)行走變量泵后退油路壓力測點，P3 為左側(cè)行走變量泵后退油路壓力測點，P4 為左側(cè)行走變量泵前進油路壓力測點，P5 為補油泵出口壓力測點，P6 為左側(cè)行走變量泵前進油路變量活塞控制壓力測點，P8 為右側(cè)行走變量泵前進油路變量活塞控制壓力測點，P9 為右側(cè)行走變量泵后退油路變量活塞控制壓力測點，P10為左側(cè)行走變量泵后退油路變量活塞控制壓力測點。實驗結(jié)果如圖9所示。

仿真與實驗結(jié)果對比如表1所示。從表1可以看出：仿真與實驗的直線行駛工況，具有很高的相似性，但在具體的數(shù)值上有一定差異：實驗過程中系統(tǒng)啟動壓力峰值和前進、后退油路壓差均比仿真結(jié)果的低。主要原因是目前工程機械行業(yè)輪胎缺乏國家標準，沒有必要的出廠試驗，導(dǎo)致仿真中涉及的輪胎縱向剛度、側(cè)偏剛度等參數(shù)參考汽車行業(yè)相關(guān)數(shù)據(jù)與實際情況存在差異。

總的來說，仿真過程完整復(fù)現(xiàn)了實驗的直線行駛工況，仿真結(jié)果與實驗結(jié)果具有高度一致性，仿真模型準確可靠。

圖8 行走液壓系統(tǒng)傳感器安裝布置圖Fig.8 Sensor installation of traveling hydraulic system

圖9 直線行駛行走系統(tǒng)壓力實驗曲線Fig.9 Traveling system pressure experimental curve of straight driving

4 功率特性分析

4.1 直線行駛

仿真模擬滑移裝載機直線行駛時整車的功率特性，仿真條件同上，仿真曲線如圖10所示。

表1 直線行駛工況下仿真與實驗結(jié)果對比Table1 Comparison of simulation and experimental results of straight driving

由圖10可以看出：滑移裝載機啟動階段，發(fā)動機達到額定功率輸出58 kW，單側(cè)行走變量泵的最大功率為24.4 kW；勻速行駛階段，發(fā)動機平均輸出功率遠小于其額定功率，為16.8 kW，左、右兩側(cè)行走系統(tǒng)平均輸出功率為4.16 kW，補油系統(tǒng)的輸出功率1.83 kW，工作系統(tǒng)輸出功率為0.62 kW；制動階段，發(fā)動機受行走變量泵的拖動作用反向旋轉(zhuǎn)，導(dǎo)致發(fā)動機與變量泵輸出功率為負值。

圖10 直線行駛液壓系統(tǒng)功率特性Fig.10 Power characteristics of traveling hydraulic system for straight driving

4.2 單邊轉(zhuǎn)向

仿真模擬滑移裝載機單邊轉(zhuǎn)向時整車的功率特性，仿真條件為滑移裝載機空載，發(fā)動機處于額定轉(zhuǎn)速狀態(tài)(2 400 r/min)，仿真曲線如圖11所示，發(fā)動機穩(wěn)定輸出功率33.5 kW，外側(cè)行走變量泵輸出功率25.2 kW，補油系統(tǒng)輸出功率1.83 kW，工作系統(tǒng)輸出功率0.6 kW，寄生功率為0.25 kW。

由圖11(a)可以看出：當(dāng)滑移裝載機單邊轉(zhuǎn)向時，轉(zhuǎn)向內(nèi)側(cè)車輪馬達存在泄露，有向前滾動的過程，此時內(nèi)側(cè)車輪變量泵受內(nèi)側(cè)馬達的拖動作用，會產(chǎn)生高壓油液和相應(yīng)的少量流量，出現(xiàn)柱塞泵的“泵-馬達”工況，同時產(chǎn)生寄生功率。寄生功率產(chǎn)生的原因為：單邊轉(zhuǎn)向工況下，滑移裝載機內(nèi)外側(cè)車輪轉(zhuǎn)向半徑不同，外側(cè)車輪轉(zhuǎn)向半徑大，滑轉(zhuǎn)率為正，能夠為整車轉(zhuǎn)向提供驅(qū)動力；而內(nèi)側(cè)車輪轉(zhuǎn)向半徑小，滑轉(zhuǎn)率為負，在轉(zhuǎn)向過程中會產(chǎn)生一定制動力，制動力與車輪中心速度的乘積即為寄生功率。

圖11 單邊轉(zhuǎn)向行走液壓系統(tǒng)特性Fig.11 Traveling hydraulic system characteristics of unilateral steering

4.3 雙邊轉(zhuǎn)向

仿真模擬滑移裝載機雙邊轉(zhuǎn)向時整車的功率特性，仿真條件為滑移裝載機空載，發(fā)動機處于額定轉(zhuǎn)速狀態(tài)，仿真曲線如圖12所示。

由圖12可以看出：滑移裝載機雙邊轉(zhuǎn)向時，發(fā)動機達到額定功率輸出58 kW；左側(cè)行走變量泵輸出功率為26 kW，右側(cè)行走變量泵輸出功率為23 kW，左右行走變量泵的壓差比較穩(wěn)定，補油系統(tǒng)輸出功率為1.83 kW，工作泵輸出功率為0.62 kW。可以看出，在滑移裝載機勻速雙邊轉(zhuǎn)向過程中，內(nèi)外側(cè)車輪所克服的轉(zhuǎn)向阻力并不相同，這是由于為了獲得空載、滿載不同工況下整車良好的行駛性能，通常滑移裝載機的重心設(shè)置與形心并不重合，導(dǎo)致轉(zhuǎn)向過程中存在離心力。

圖12 雙邊轉(zhuǎn)向行走液壓系統(tǒng)特性Fig.12 Traveling hydraulic system characteristics of bilateral steering

綜合以上分析，典型工況下某型號滑移裝載機功率分配如表2所示。從表2可以看出：在典型工況下，滑移裝載機行走液壓系統(tǒng)的輸出功率隨著轉(zhuǎn)向半徑的減小逐漸增大，即行走系統(tǒng)需要克服的轉(zhuǎn)向阻力逐漸增大；在單邊轉(zhuǎn)向工況下，轉(zhuǎn)向內(nèi)側(cè)車輪制動，拖動內(nèi)側(cè)車輪變量泵產(chǎn)生高壓油液和相應(yīng)的少量流量，同時產(chǎn)生一定的寄生功率，這與理論分析結(jié)果一致。

表2 典型工況下行走液壓系統(tǒng)輸出功率Table2 Output power of traveling hydraulic system under typical working conditions kW

5 結(jié)論

1)建立了滑移裝載機行走系統(tǒng)功率特性理論模型，理論分析結(jié)果表明：滑移裝載機驅(qū)動功率隨著轉(zhuǎn)向半徑的減小逐漸增大；大半徑轉(zhuǎn)向工況下，轉(zhuǎn)向內(nèi)側(cè)車輪會產(chǎn)生寄生功率。

2)利用AMESim 軟件和Virtual Lab Motion 多體動力學(xué)軟件建立了滑移裝載機機液聯(lián)合仿真模型，仿真結(jié)果與實驗結(jié)果的相似性驗證了模型的正確性。

3)通過采集典型工況下的仿真數(shù)據(jù)，分析了滑移裝載機的功率分配以及行走液壓系統(tǒng)的功率特性，為今后滑移裝載機發(fā)動機與液壓系統(tǒng)的功率匹配優(yōu)化提供了理論與數(shù)據(jù)支撐。