裝載機整車行走變排量液壓系統功率特征仿真及實驗研究

劉桂琴，張海龍

(1.河南建筑職業技術學院土木工程系，河南鄭州 450064；2.中國科學院深海科學與工程研究所，海南三亞 572000)

0 前言

裝載機體積小、可靈活作業，并且滿足多種基礎設施建設工作裝置的使用需求。由于國內廠商開發裝載機時，只對整車靜態指標進行分析，但并未對整車動態性能開展深入分析，在實際選擇裝載機時無法實現發動機和液壓系統驅動功率的良好匹配，會導致單位功率燃油消耗大幅增加，降低了國內裝載機的市場競爭力。當前，國外學者主要關注整機能量分配過程與功率調控，以實現提升車輛能量利用效率與降低油耗的目的。楊世平等重點分析了液壓挖掘機運行階段存在的高能耗影響因素，同時建立了相應的模糊控制算法。裝載機在工程作業中，整機節能效果和低排放要求隨著工況復雜度提高而不斷提升，多是采用增強發動機動力控制性能的方式來改善燃油經濟性的功能。目前，很少有針對整車外部負載開展的研究。本文作者設計一種行走變排量液壓系統，并開展行走系統動力學仿真及實驗分析。

1 行走液壓系統原理

圖1所示為實驗中選擇的裝載機靜壓驅動結構。其中，液壓泵是以同軸串聯方式構成變量柱塞泵，通過溢流閥對系統壓力進行調節,由此實現對變量泵排量調節的功能，實現對裝載機運動速度與轉向的控制。

圖1 裝載機液壓驅動結構示意

裝載機在運行期間通過行走液壓系統實現整車行走、雙速馬達轉換、補油等運行環節的調控功能。進行雙速馬達工作模式轉換時，裝載機會根據特定路面條件，調控兩側馬達根據各自排量運行。其中，整車運行在復雜路面時，馬達7達到了最高的排量，行走馬達則保持低轉速運行，同時輸出較大的扭矩；整車運行在平坦路面時，馬達7處于一個較小的排量工作模式，行走馬達則達到了一個較高的轉速，并保持低扭矩輸出。

整個補油系統由單向補油溢流閥3、DA閥4、補油泵6共同構成，能夠快速將油液補充到行走液壓系統中，從而形成相對穩定的油路壓力，還可以根據不同的發動機轉速實現變量泵排量的控制功能，最終實現發動機與不同外負載之間的優異匹配性能。

2 功率分析

假定車輛行駛的地面滿足平整、均勻、硬質的特征；不考慮離心作用產生的干擾；所有車輪都受到相同的徑向載荷；只對車輪靜止時受到載荷作用后徑向變形的程度進行分析。

裝載機在行駛階段的運動過程動力學分析如圖2所示。可以將輪胎運動過程分成以下幾種類型：在整車前進方向上發生滑移；沿接地中心發生轉動;與前進方向垂直側向上發生滑動。

圖2 裝載機運動學分析

(1) 裝載機保持直線運行狀態時，車輪運動形式為沿前進方向發生滑移。將車輪速度表示為

(2) 裝載機轉向過程中，當輪胎側向力低于地面對輪胎產生的附著力時，根據車輪受力情況，將其速度表示為

(3) 如果轉向階段的輪胎側向力比地面附著力大，車輛發生側滑，可將這種運行條件下的車輪速度表示為

式中：、分別為左側、右側輪胎沿側向發生滑動的速度；、分別為左側與兩側輪胎運行過程中的輪邊線速度；為車輪沿接地中心點發生轉動的角速度；為輪距；為前進速度；為側向滑動速度；為轉向半徑；、分別為左側、右側車輪的滑轉率。

3 仿真與實驗研究方案

3.1 仿真分析

綜合運用AMESim和VirtualLabMotion動力仿真軟件完成聯合仿真測試，實現液壓控制結構和行走結構的聯合分析，實現對整車行駛階段的功率特征進行準確分析。圖3所示為行走液壓系統仿真模型。

圖3 行走液壓系統仿真模型

此次測試的裝載機運行工況為直線行駛過程，設定載荷為12 kN，發動機保持2 400 r/min的額定轉速，將階躍信號發送給前進先導閥。可以明顯發現，變量泵迅速提高到最大排量，發生小幅波動后，先導閥位移階躍達到0，然后完成整車的啟動、行駛與制動。

3.2 實驗研究

為行走液壓系統配備壓力探測器，實現行走液壓系統壓力的測試功能。將壓力測試點設定在變量泵油液的進出口、行走泵變量油缸以及補油泵的出口位置。圖4所示為行走液壓系統實驗方案布置，信號控制及接收系統由無線接收模塊、上位機、24 V直流電源、示波器、啟動電源和電纜盤組成。

圖4 行走液壓系統實驗方案布置

表1所示為直線行駛時的仿真與實驗結果對比。可知：直線行駛工況時，仿真和實驗結果相近。經測試發現，系統啟動后形成的峰值壓力以及油路壓差與仿真結果相比都更大。這是由于現階段關于輪胎尚未建立統一的國家標準，缺乏出廠測試檢驗判斷過程，因此進行仿真測試時，如果根據汽車制造行業的相關標準參數設置輪胎剛度等條件，將會偏離實際情況。

表1 直線行駛過程仿真與實驗結果對比

從總體上看，仿真能夠較好地反映直線行駛的運行工況，仿真和實驗結果一致性較好，表明文中模型能夠滿足實際精度要求。

4 仿真結果分析

4.1 直線行駛

裝載機直線行駛時整車功率仿真結果如圖5所示。可知：當裝載機進入啟動階段后，發動機保持58 kW的額定功率，同時單側行走變量泵達到25 kW最高功率；進入勻速運行階段后，發動機輸出功率16.7 kW，相對額定功率顯著降低，單側行走泵達到4.12 kW的平均功率，工作泵輸出功率接近于0；進入制動過程時，發動機在行走變量單側泵拖動下發生反向旋轉，這時系統輸出負功率。

圖5 直線行駛液壓系統功率特征

4.2 單邊轉向

對裝載機處于單邊轉向狀態下的整車功率變化過程進行測試，仿真期間的裝載機保持空載狀態，發動機保持2 400 r/min的額定轉速，結果如圖6所示。可知：此時發動機功率和左泵功率最大值分別為33.4、25.1 kW。

圖6 單邊轉向液壓系統功率分布

裝載機進入單邊轉向運行階段時，在內側車輪馬達上形成了泄漏的現象，進入滾動階段時，內側車輪的變量泵受到馬達帶動，形成了高壓油液以及部分流量，柱塞泵進入泵-馬達運行工況，并形成了一定程度的寄生功率。

4.3 雙邊轉向

利用仿真模型測試裝載機進入雙邊轉向階段時形成的整車功率，這時裝載機以空載狀態運行，同時發動機開始進入額定轉速狀態，兩側泵壓差一直保持穩定狀態仿真測試結果如圖7所示。可知：裝載機以雙邊轉向運行時，發動機產生59 kW輸出功率；此時對應的左、右兩側行走變量泵分別輸出27 kW與24 kW的功率。同時發現，裝載機按照勻速狀態進行雙邊轉向的過程中，內、外側車輪克服的轉向阻力也存在差異，從而實現各類工況都達到良好行駛狀態的功能。

圖7 雙邊轉向液壓系統功率分布

根據表2可知，處于典型工況下時，當雙邊轉向半徑縮小后，行走液壓系統輸出了更大的功率，此時行走系統受到了更大轉向阻力作用。進入單邊轉向階段時，內側車輪發生制動，此時在內側車輪變量泵中形成高壓油液與部分流量，并且產生了寄生功率，符合預測結果。

表2 液壓系統輸出功率統計 單位:kW

5 結論

(1)從總體上看，仿真結果能夠較好地反映直線行駛的運行工況，仿真和實驗結果達到了良好的一致性，表明所提模型能夠滿足實際精度要求；

(2)處于單邊轉向狀態下時，裝載機內側車輪馬達發生泄漏，向前滾動的過程中，位于內側的變量泵在馬達帶動下，形成了高壓油液以及部分流量，柱塞泵進入泵-馬達運行工況，并形成了一定的寄生功率；

(3)處于勻速雙邊轉向狀態下時，內、外側車輪可以根據各自的轉向阻力進行調節，從而實現各類工況都達到良好行駛狀態的功能。進入單邊轉向模式后，內側車輪進入制動過程，由此產生高壓油液與部分流量。