液压牵引机论文

液压牵引机论文（精选4篇）

液压牵引机论文 第1篇

矸石山是煤矿井下挖出的煤矸石经长期固定堆放而形成,位于矿区主井附近约500 m处,矸石堆积量随矿建的不同时间开始不断堆积至今,长、宽、高各不相同,形似枕状。矸石在一定的温度下自燃,自燃时从矸石缝里冒出有毒白色烟雾(主要成分为SO2);雨雪来临时,雨雪水又会把矸石粉末冲进河流、路边、田间,给周围的环境造成了极大的污染,需要对矸石山进行综合治理。

斜坡碾压是矸石山治理比较重要的施工环节,调查了解相关信息得知,该项目针对人工施工速度慢、效率低和矸石山马道较窄的特性,使用了一套自行组装的碾压设备,但该设备操控繁琐,稳定性差,需要多台辅助设备和多人操作配合才能满足施工要求,同时存在安全问题也较多。为保证工程安全可靠进行,公司决定对该工艺进行改进。

2设备特点及工艺要求

在矸石山治理施工的边坡碾压工艺中,被牵引的是一台自重10 t的斜坡碾压机,碾压机机身重,又是边坡作业,这样使得牵引机稳定性差,安全隐患就比较大。综合上述要求设备具有很好的稳定性和可操作性,因此经过和某机械制造公司人员计算得出,参考300加强型底盘挖掘机作为原型进行改进,去除挖掘机大臂,增加新型大臂,大臂前端加设滑轮套,钢丝绳与斜坡碾压机相连,通过机身卷扬机的带动实现斜坡碾压机的工作。改装完成后的步履式液压牵引机主要由底盘、车身、驾驶室、卷扬机、大臂、大臂变幅油缸、支架、支架变幅油缸组成。

3步履式液压牵引机的工作原理

由发动机带动液压泵,液压泵输出的高压油经溢流阀、节流阀、分配阀、操纵阀输入到液压马达、油缸,通过液压马达的正反转、油缸的升缩完成履带的行走、车身的回转、卷扬机的旋转、大臂及支架的变幅来实现斜坡碾压施工技术。

4改进后的优点和创新点

在牵引机变幅大臂下安装一条支架的创意,同时在牵引机履带上加装防倾翻电磁阀,电磁阀与卷扬机液压马达连接,只要单边履带离地,电磁阀自动打开,卷扬机便停止工作,提高了设备的安全系数;利用卷扬机起吊,支架下顶,履带行走可以安全的进行错轮碾压或长距离现场移动,完全的实现了一人操作单台设备便能满足施工要求。具有以下优点:1)斜坡振动碾QY10在机身上加装了大臂、大臂变幅油缸,卷扬机钢丝绳通过大臂天轮牵引斜坡振动碾,通过机身回转及行走直接可以移位下一碾带;实现了施工灵活,操作方便的性能。2)本机利用大臂起吊,加装了变幅支架托底,加大了本机的配重,确保了本机长距离安全移动及斜坡施工的稳定性。3)通过大臂油缸的变幅,实现了在狭窄的马道上有效的进行斜坡碾压施工;通过大臂天轮牵引斜坡振动碾磙子自上而下碾压,然后自下而上再次碾压,更换碾压面积来保证两次碾压面不出现碾压痕迹,确保了碾压面的完整性。4)牵引机操纵灵活方便、机械自动化程度高,在施工现场内可自行移动,碾压的时间少,施工速度快,节省大量的综合人工,降低了工程造价。

创新点:1)大臂上的天轮采用两端加固的措施,在天轮受径向力的同时,也可以受轴向力,有效地解决了拖振错压造成天轮损坏;2)设计变幅支架,在牵引斜坡碾压时,支架着地,有效地提高了设备的稳定性;利用卷扬机起吊,支架托板下顶,通过履带行走可以安全的进行错轮碾压或整机长距离现场移动;3)在牵引机履带上加装防倾翻装置,只要单边履带离地,卷扬机便不工作,保证了设备的安全系数。

5步履式液压牵引机的应用

在斜坡碾压施工中,牵引机在矸石山平台的顶面上,牵引机应有0.5 m的安全距离,斜坡碾压机一般在低端并与钢丝绳相连,开启马达运转设备,缓拉钢丝绳使斜坡碾压机上下滚动实现碾压,通常采用错位碾压的方法,即牵引机在坝顶水平移动一定距离,将斜坡碾从下向上斜拉至顶部再放下去,往返数次即可。斜坡碾压采用静碾和振动相结合的方法进行,静碾2遍,然后半振动(自上而下时不振动,自下而上时振动)碾压4遍。振动碾时应保证碾压过程中钢丝绳始终与坡面平行,每填筑10 m就开始进行矸石山坡面的修整、碾压工序,坡面碾压机械使用斜坡振动碾,已碾压好的边坡经监理工程师验收后,再进行下道工序。为了达到设计的密实度,首先通过多次现场碾压试验确定矸石山填筑的最佳碾压参数,其次多次现场取样试验论证其填土的密实度。最终确定黄土的密实度。为确保填筑质量,在矸石山填筑施工过程中,一方面加强土场土质强调工作,为矸石斜坡填筑时调整碾压参数提供保证。另一方面加大碾压后斜坡取样试验频次,在施工过程中各填筑层均进行干密度试验,平均3 000 m3取样检测一次。经过认真施工,斜坡的压实度均满足设计及规范要求。

6结语

我公司牵引机攻关小组大胆提出了在牵引机变幅大臂下安装一条支架的创意,同时在牵引机履带上加装防倾翻电磁阀,电磁阀与液压马达连接,只要单边履带离地,电磁阀自动打开,卷扬机便停止工作,提高了设备的安全系数;利用卷扬机起吊,支架下顶,履带行走可以安全的进行错轮碾压或长距离现场移动,完全的实现了一人操作单台设备便能满足施工要求。

通过改进和实施,我们顺利地完成了某煤矿矸石山综合治理工程项目的前期施工任务,通过对牵引机斜坡碾压技术的实践应用,使我们更加深刻的认识到牵引机斜坡碾压技术施工工艺的高效率及其先进性,积累了宝贵的施工经验。

参考文献

[1]陈贤康.液压传动基础[M].北京:中国农业出版社,1987.

采煤机牵引液压系统故障处理方法 第2篇

关键词：采煤机,牵引液压系统,故障,处理

液压牵引采煤机是利用液压传动来驱动采煤机行走的。按照行走机构的不同, 可分为钢丝绳牵引、链牵引、无链牵引。随着采煤机容量的不断增大, 由于钢丝绳和链牵引形式的牵引力小, 事故率高, 所以, 这两种牵引形式的采煤机使用不多, 而无链牵引的采煤机有了很大的发展。无链牵引采煤机从结构上分为单电机纵向布置拖动和多电机横向布置拖动。本文仅以MXG350采煤机为例, 分析其故障原因和处理措施。

Mx G350采煤机是一种液压无链牵引双滚筒采煤机, 应用恒功率调速控制闭式油路系统, 它的故障分析判断的难度较大, 为准确快捷地查找其故障原因, 要按照从外到内、从简单到复杂、循序渐进的要求, 从故障现象入手全面统筹系统压力、温度、油量、声响等诸多因素, 做出正确的判断。对该系统使用中的一般故障进行分析。

一、牵引慢故障与处理

(一) 故障表现

机组牵引速度慢, 速度手把给定较大速度或遇到较大阻力时有停止牵引情况, 牵引背压压力值低于正常值 (2MPa) 。

(二) 故障原因分析

粗过滤器或精过滤器滤芯堵塞, 引起系统补油不足;辅助泵效率降低, 引起系统补油不足;低压安全阀失效或背压阀失效, 引起补油不足, 低压过低;液压油乳化变质或油量过少, 使粗滤器吸空, 系统效率降低;高压安全阀及过压关闭阀因漏损、阀芯卡阻等原因低于动作值动作, 使高压不上压;泵、马达、管路系统有漏损, 系统效率降低。

(三) 故障处理

1) 检查泵箱油量, 如果不足就添加液压油并检查外围管路有无漏损, 着重检查管路接头密封及管路的损坏状况。

2) 检查系统粗、精过滤器滤芯, 如果脏, 就要立即冲洗或更换。

3) 检查辅助泵排油压力, 如果不足, 就应更换辅助泵。

4) 检查系统低压安全阀是不是由于弹簧损坏、阀体密封区老化等原因引起低压油液泄漏, 背压阀是不是因压力调整过低或失效, 如果是这样要予以更换。

5) 如果高压达到14MPa, 安全阀动作, 要首先检查过压关闭阀到高压安全阀的小控制油管, 如果在此压力有油流出, 表明过压关闭阀提前动作, 可暂时甩掉, 如果现场状况许可, 应检查过压关闭阀阀芯是否卡阻、弹簧有无损坏, 如果出现问题要清洗或更换阀组, 如果过压关闭阀没有问题, 应检查高压安全阀是否因弹簧损坏、阀体密封区老化等原因出现油液泄漏, 如果有此状况要立即更换高压安全阀。

6) 利用排除法先后判断左、右马达及主泵效率是否降低, 应利用泵箱煤壁侧主管路接口, 逐一甩掉左右马达, 试车看牵引现象是否恢复正常, 更换损坏元件。

二、单向牵引慢的故障的分析与处理

(一) 故障状况

机组牵引只可单向运行, 另一方向不牵引或牵引太慢, 泵箱内油温较高, 高压、背压都大大低于正常值。

(二) 故障原因分析

外围管路或接头因砸、刮损坏漏油, 造成单向牵引慢;泵箱内主泵与阀组连接伸缩管密封损坏, 多为向上牵引, 高压油单向泄漏, 造成单向牵引;主泵或马达单向泄漏。

(三) 故障处理措施

检查外围管路或接头是否有问题, 如果有, 要立即进行处理;放出泵箱内部分液压油, 试车检查上下伸缩管处漏油与否, 更换密封;运用排除法逐一检查左、右马达和主泵情况, 依试车情况判断故障元件, 进行更换。

三、双向不牵引的故障分析与处理措施

(一) 故障状况

机组双向不牵引, 高压、低压都低于正常值, 泵箱内油温较高, 试车时系统运转声音异常。

(二) 故障原因

1) 如机组故障停车后过5m in以上还能牵引, 而在持续5m in左右就停下, 就要检查泵箱内油量及粗过滤器滤芯, 很可能因油少或滤芯堵塞所致。2) 如机组高、低压压力都是为零, 表明主泵或辅助泵丧失了动力, 就可能因辅助泵轮的损坏或电机与泵箱传动齿轮损坏造成的;3) 系统内阀组上补油单向阀损坏, 造成系统高低压沟通调速失效;4) 系统内、外高压管路系统发生损坏泄漏;5) 泵或左右马达效率降低, 内部柱塞或轴承损坏。

(三) 故障处理措施

添加液压油或更换粗滤芯;开盖试车检查泵箱齿轮箱, 如传动齿轮不转, 把电机及泵箱对节拆开, 更换损坏泵箱、电机或传动花键连接套;开盖检查阀组与主泵连接空间处单向阀部位, 试车检查此处泄漏与否, 如果有就更换阀组;检查机内机外高压管路有无软管损坏和钢管开裂状况, 如果有就要更换相关管路;利用排除法判定主泵及左右马达正常与否, 视具体情况更换对应部件。

四、单向不牵引的故障分析与处理措施

(一) 故障状况

机组高低压基本正常, 而只能单向牵引, 油温不高。

(二) 故障原因分析

泵箱内伺服机构部分变量液压缸回油小孔单向堵塞, 导致单向调速失效;因速度手把没有过零限位装置, 操作失误使调速机构中调速杆上圆螺母松动脱落, 造成不能换向;伺服机构中先导阀弹簧折断, 造成调速单向失效;阀组中梭形阀 (热交换阀) 阀芯在一侧卡滞, 造成单牵引。

(三) 故障处理措施

试车检查变量液压缸回油小孔, 如堵塞就要通开;把调速杆上调速圆螺母恢复正常;更换伺服机构;拆开梭形阀清洗或更换阀组。

参考文献

[1]李锋等.现代采掘机械.北京:煤炭工业出版社, 2009.

[2]马维绪.煤矿机电技术基础.北京:煤炭工业出版社, 2010.

[3]薛春裕.矿山机电设备管理, 北京:煤炭工业出版社, 2009.

[4]赵静一等.液压气动系统常见故障分析与处理.北京:化学工业出版社, 2009.

新型矿用液压步进牵引车设计与研究 第3篇

关键词：液压,步进设备,夹紧机构,牵引车

煤炭作为不可再生的能源受到世界各国重视, 在煤矿开采方面, 综采机械化是现代化煤矿开采的必然趋势。在井下运输方面, 世界上一些主要采煤国家如美国、俄罗斯、德国以及波兰等很早就开始关注煤矿井下辅助运输机械化问题, 并相继研发了具有独立特色的煤矿井下辅助运输系统及装备。但是我国在煤矿井下辅助运输机械化方面起步较晚, 至今仍有部分煤矿尚未实现机械化程度较高的井下运输方式, 运输工作乏力, 运输效率低, 占用设备和用工人数多, 现场工人的安全无法得到保障[1]。

井下工作面巷道的设备一般采用矿用绞车牵引, 由于绞车是通过电机驱动, 故矿用绞车一般都需要满足隔爆要求, 这样矿用绞车的体积与质量通常都较大, 在本就狭小的工作面巷道中更显得格外笨重。牵引工作通常需要进行很长时间, 严重影响工作面正常采煤工作的进行。

在对煤矿现场的实际调研以及现场问题分析的基础上, 笔者研制出一种新型的矿用液压步进设备牵引车, 利用液压缸、平板车、连杆以及抓捕机构的有效结合, 实现了对工作面巷道设备的步进牵引, 同时还可以保证在一定的倾角工况下正常工作[2]。

1 工作原理

鉴于在煤矿井下对电的使用要求比较严苛, 设计中考虑采用液压驱动的方式。由于现代化煤矿多趋向于发展无人化综采工作面, 液压泵站是综合机械化开采所必不可少的设备, 故在设计中的液压驱动的动力源来自井下液压泵站, 设备的额定压强为31.5 MPa。矿用液压步进设备牵引车如图1所示。

矿用液压步进设备牵引车由牵引车车体 (一般为矿用平板车改装) 、前夹紧机构、前驱液压缸、控制台、后驱液压缸、后夹紧机构以及与被牵引设备的硬连接杆组成。当设备牵引车与被牵引设备连接完成后, 由控制台发出指令, 首先后夹紧机构夹紧, 夹紧完成后后驱液压缸伸出, 当后驱液压缸达到行程最大的过程中前驱液压缸也同时伸出先后达到行程最大, 这样设备牵引车就带着被牵引设备行进一个液压缸行程, 之后前夹紧机构夹紧, 后夹紧机构松开, 这时前驱液压缸与后驱液压缸再相继完成液压缸缩回的动作, 这时设备牵引车就又带着被牵引设备行进一个液压缸的行程, 这时再松开前夹紧机构夹紧后夹紧机构, 如此往复。

2 夹紧机构结构设计

在该设计中前后夹紧机构决定着矿用液压步进设备牵引车能否平稳地进行牵引工作。夹紧机构通过驱动油缸与牵引车车体相连, 驱动油缸与牵引车车体和夹紧机构之间通过销钉铆接。

如图2所示, 加紧机构由夹紧力臂、夹紧千斤顶、支撑杆以及其他附件组成, 夹紧力臂和夹紧千斤顶安装于支撑杆上与之铰接。需要夹紧机构进行夹紧动作时, 向夹紧千斤顶注入乳化液, 使千斤顶的活塞杆伸出推动夹紧力臂, 通过夹紧臂夹住下方矿用道轨, 完成夹紧动作[3]。

目前的设计中夹紧机构采用常开式机构, 即夹紧部分在未动作时保持常开, 当需要夹紧时, 夹紧千斤顶伸出带动夹紧力臂夹紧, 从而达到锁固的效果。但是这样的设计有一定的缺点, 即在紧急状况下不能保证设备牵引车与矿用道轨之间的固定连接, 容易发生“溜车”的现象, 造成不必要的损失。故在后续的工作中, 需要针对夹紧机构的夹紧方式进行研究, 研究出合理的常闭式夹紧机构。

3 液压油缸设计

查阅相关资料可知, 一般矿用道轨轨距为900mm, 工作面巷道的运输对象一般为1.5 t标准矿车、材料车, 5~25 t矿用平板车, 对于矿用设备牵引车的一次运输能力的要求不低于300 k N, 矿用设备牵引车采用单轨双向运输形式。矿用设备牵引车的牵引力通常要求不低于120 k N, 设备牵引车与矿车之间是刚性连接。运输轨道最大倾角为±12° (一般轨道坡度为3‰) , 轨道间的摩擦因数为0.3 (通常钢与钢间的摩擦因数为0.15, 此处做安全系数考虑) 。

矿用设备牵引车拉着负载行驶在轨道分3种情况:

(1) 轨道水平。负载m为300 k N, 轨道摩擦因数μ为0.3, 克服摩擦力需要牵引力为90 k N。

(2) 上坡倾角θ为12°。负载m为300 k N, 轨道摩擦因数μ为0.3, 需要的牵引力F=Gsinθ+μGcosθ。经过计算牵引力为150 k N[4]。

(3) 下坡倾角ψ为12°。负载m为300 k N, 轨道摩擦因数μ为0.3, 需要的牵引力F=μGcosψ-Gsinψ。经过计算牵引力为26 k N。

故矿用设备牵引车只需保证液压缸提供的牵引力最大达到150 k N, 就可以满足要求, 矿用液压系统的额定压强为31.5 MPa, 则液压缸的有效作用面积为S=F/P, 经计算驱动液压缸的有效作用面积不小于47.6 mm2。

此处驱动液压缸可以选用缸径80 mm、杆径50mm和缸径100 mm、杆径60 mm两个型号。液压设备牵引车后驱液压缸为推力液压缸, 可采用缸径80mm、杆径50 mm型号;前驱液压缸为拉力液压缸, 采用缸径100 mm、杆径60 mm型号。

前后驱动液压缸通过夹紧装置与矿用轨道接触, 此接触面间的摩擦因数越大, 所能提供的摩擦力越大[5], 在此可以选用硬橡胶, 硬橡胶与钢之间的摩擦因数为0.3~0.5。此处可以运用杠杆原理, 加大夹紧装置油缸处的力臂, 适当减小夹紧处的力臂, 这样可以适当减少夹紧油缸所需要提供的夹紧力, 从而减小夹紧油缸的尺寸。经计算两者力臂为2倍关系时, 夹紧千斤顶可以采用缸径63 mm、杆径为40 mm液压缸[6,7]。

4 应用效果

现阶段已经完成矿用液压步进设备牵引车的样车加工, 并进行地面牵引试验。目前在地面导轨上运行良好, 可以很好地完成对目标设备的牵引工作, 但是同时也发现在初步设计中存在的不足之处, 夹紧机构的夹紧动作过紧或过松问题、设备牵引车与目标设备之间的快速连接和解除连接问题以及设备牵引车的体积较大等问题, 在初步的试验完成后, 可以针对以上几个方面问题对现有矿用液压步进设备牵引列车进行改进, 再执行进一步的试验, 继而研制出能够满足井下工作的牵引车。

5 结语

矿用液压步进设备牵引车采用工作面巷道的液压泵站作为驱动动力源, 有效解决了采用常规的电动牵引车或者电动绞车所造成的设备牵引车体积、质量大等问题, 在工作面巷道一定的倾角工况方面, 矿用液压步进设备牵引车相比于其他方式的设备牵引力车有更好的适应性。另外, 在结构的设计方面还可以更加精简, 以减小设备牵引列车的体积和质量, 同时还可以考虑简化液压管路, 并用简单的机械连杆来对其进行取代。

综上所述, 虽然矿用液压步进设备牵引车还需要在很多方面进行更深入的研究改进, 但它是矿用设备牵引车方面的一种新的尝试, 能够为工作面巷道的设备牵引解决一定问题, 为我国煤矿深化综合机械化开采提供帮助。

参考文献

[1]王怀芝, 方岚.煤矿轨道运输的规范装车[J].煤炭科技, 2011 (1) :73-74.

[2]杨传久, 翟强, 张纯宪, 等.长距离转弯高速架空乘人装置的应用[J].煤矿机电, 2011 (6) :102-103.

[3]李壮云.液压元件与系统[M].北京:机械工业出版社, 2005.

[4]杨可桢, 程光蕴.机械设计基础[M].北京:高等教育出版社, 1989.

[5]张东峰, 张家荣, 李进喜.无极绳牵引梭车转弯装置的研制[J].煤矿机电, 2006 (5) :82-83.

[6]胡晓东.煤矿电机车交流驱动系统的研究[D].西安:西安科技大学, 2005.

液压牵引机论文 第4篇

工程牵引车辆作业环境恶劣, 载荷变化复杂, 其液压系统易受到振动和冲击, 影响功率的有效利用, 缩短了各部件的使用寿命。蓄能器的主要用途是蓄存能量, 缓和液压冲击与吸收压力脉动。因此, 探索蓄能器消减压力冲击和波动对改善工程车辆工作性能具有实际意义。

本文分析了静液驱动牵引车辆加入蓄能器后的系统模型, 并依据分析结果提出了蓄能器的参数配置方法, 其结果对提高牵引车辆的性能具有一定意义。

1 液压驱动牵引车辆蓄能器匹配的理论分析

液压牵引车辆系统多为复杂的流量耦合泵控马达系统。本文以变量泵-定量马达系统为例进行相关分析。

1.1 变量泵-定量马达系统

变量泵-定量马达系统是恒速控制车辆中使用的系统, 当变量泵-变量马达系统中变量马达取某一排量进行系统分析时, 也可视为变量泵-定量马达系统 (图1) 。假设如下[1]:①忽略管路压力损失;②泵、马达泄漏为层流, 泄漏系数与泄漏面两侧压差成正比;③泵转速nb恒定, 泵排量Db与其斜盘摆角ϕb成正比 (斜盘变量泵ϕb12°, Db∝tanϕb, 在ϕb值较小范围内, Db∝ϕb) ;④闭式系统补油压力pr恒定, 高压p随负载变化 (流量耦合) ;⑤不计泵、马达摩擦转矩等非线性因素, 不计马达轴弹性变形。

可以得到

Qb=kbnbϕb-Cib (p-pr) -Cebp (1)

$Q{}_{\text{b}}-C{}_{\text{i}\text{m}}(p-p{}_{\text{r}})-C{}_{\text{e}\text{m}}p=D{}_{\text{m}}\dot{\theta }{}_{\text{m}}+V{}_0\dot{p}/\beta {}_{\text{e}}$ (2)

$D{}_{\text{m}}(p-p{}_{\text{r}})=J{}_{\text{m}}\ddot{\theta }{}_{\text{m}}+B{}_{\text{m}}\dot{\theta }{}_{\text{m}}+{\rm T}{}_{\text{L}}$ (3)

拉氏变换后

Qb (s) =kbnbϕ (s) -Cbp (s) (4)

Qb (s) -Cmp (s) =Dms θm (s) +V0sp (s) /βe (5)

$D{}_{\text{m}}p(s)=(J{}_{\text{m}}s+B{}_{\text{m}})\dot{\theta }{}_{\text{m}}(s)+{\rm T}{}_{\text{L}}(s)$ (6)

Kbnbϕb=QbL

Ct=Cb+Cm

式中, Qb为泵输出流量;Kb为排量梯度;nb为泵转速;ϕb为斜盘摆角;Cib、Ceb、Cb分别为泵内外泄漏系数和总泄漏系数;QbL为泵理论流量;Dm为马达排量;θm为马达轴转角;V0为泵、马达、高压管端总容积;βe为油液容积弹性模量;Cm为马达总泄漏系数;Ct为系统总泄漏系数, 根据泵、马达容积效率选值;Jm、Bm分别为等效至马达轴上的转动惯量、黏性 (摩擦) 阻尼系数;TL为负载转矩。

泵控马达速度输出系统未加校正的传递函数G (s) 为

$\begin{array}{l}G(s)=\frac{\dot{\theta }{}_{\text{m}}(s)}{\text{ϕ}{}_{\text{b}}(s)}=\\ \frac{n{}_{\text{b}}k{}_{\text{b}}/D{}_{\text{m}}}{\frac{V{}_{0}J{}_{\text{m}}}{\beta {}_{\text{e}}D{}_{\text{m}}^2}s{}^2+(\frac{C{}_{\text{t}}J{}_{\text{m}}}{D{}_{\text{m}}^2}+\frac{V{}_{0}B{}_{\text{m}}}{\beta {}_{\text{e}}D{}_{\text{m}}^2})s+\frac{C{}_{\text{t}}B{}_{\text{m}}}{D{}_{\text{m}}^2}+1}(7)\end{array}$

$\dot{\theta }{}_{\text{m}}(s)=\frac{n{}_{\text{b}}k{}_{\text{b}}\text{ϕ}{}_{\text{b}}(s)/D{}_{\text{m}}}{\frac{s{}^2}{\omega {}_{\text{n}}^2}+\frac{2\xi {}_{\text{n}}}{\omega {}_{\text{n}}}s+1}=G(s)\text{ϕ}{}_{\text{b}}(s)$ (8)

$\omega {}_{\text{n}}=\sqrt{\frac{\beta {}_{\text{e}}D{}_{\text{m}}^2}{V{}_{0}J{}_{\text{m}}}}$

$\xi {}_{\text{n}}=\frac{C{}_{\text{t}}}{2D{}_{\text{m}}}\sqrt{\frac{\beta {}_{\text{e}}J{}_{\text{m}}}{V{}_0}}+\frac{B{}_{\text{m}}}{2D{}_{\text{m}}}\sqrt{\frac{V{}_0}{\beta {}_{\text{e}}J{}_{\text{m}}}}$

kn=βeD${}_{\text{m}}^2$/V0

式中, ωn为液压系统固有频率;kn为液压扭转弹簧刚度;ξn为系统阻尼系数。

泵控马达系统是一个欠阻尼系统, ξn一般为0.05～0.20, 阻尼系数不但会影响稳定性, 还会影响传动效率, ωn是影响车辆液压系统快速性的主要指标。

1.2 加入蓄能器后系统模型

气囊式蓄能器的数学模型为[2,3,4]:

$p{}_{\text{s}}=\frac{np{}_{\text{a}0}}{V{}_{\text{a}0}s}(\frac{s{}^2}{\omega {}_{\text{a}}^2}+\frac{2\xi {}_{\text{a}}}{\omega {}_{\text{a}}}s+1)Q{}_{\text{a}}$ (9)

$\omega {}_{\text{a}}=\sqrt{{\rm K}{}_{\text{b}}/m{}_{\text{a}}}$

Kb=npa0A${}_{\text{a}}^2$/Va0

$\xi {}_{\text{a}}=B{}_{\text{a}}/2\sqrt{{\rm K}{}_{\text{b}}m{}_{\text{a}}}$

式中, ωa为蓄能器固有频率;Kb为蓄能器气体弹簧刚度[3];n为气体的多变过程指数, 绝热过程取1.4, 等温过程取1;ξa为蓄能器阻尼系数;pa0为蓄能器稳定工作压力;Va0为蓄能器气腔容积 (稳定工作点) ;Aa为折算到蓄能器油液腔截面积;ma为折算到蓄能器蓄能腔的液体当量质量;Ba为折算到蓄能器的当量黏性阻尼系数。

考虑到工程车辆载荷变化的复杂性, 为了提高蓄能器对多变载荷的适应性, 建议采用一组充气压力和容积各不相同的蓄能器。加入蓄能器组后, 系统的方框图如图2所示, 图中Qs为蓄能组油液流量。

3个蓄能器各自传递函数分别为G1、G2、G3,

$G{}_i=\frac{V{}_{0i}s/(np{}_{0i})}{\frac{s{}^2}{\omega {}_i^2}+\frac{2\xi {}_{i}s}{\omega {}_i}+1}$

蓄能器内流量对入口处压力的响应是一个二阶振荡环节, 当系统压力变化幅度和频率比较大时, 单个蓄能器由于充气压力和固定的容积无法保证系统良好的动态特性。采用一组蓄能器, 合理地选择蓄能器及连接管路的参数, 如蓄能器的有效内容积 (气体容积) Va, 连接管路的长度L和直径d (即改变了连接管路的截面积a和管路的阻力R) , 就可以使得小闭环负反馈分母中二次项和一次项的系数足够地小, 这样就可以把这个反馈近似地看成为一个微分反馈, 适度增加回路的阻尼, 起到吸收压力波动的作用。这样, 泵控马达系统可以简化为一个二阶系统, 即式 (11) 可以简化为

$\begin{array}{l}G=(\frac{V{}_1}{np{}_1}+\frac{V{}_2}{np{}_2}+\frac{V{}_3}{np{}_3})s\\ G^{\prime }(s)=\frac{\dot{\theta }{}_{\text{m}}(s)}{\text{ϕ}{}_{\text{b}}(s)}=(n{}_{\text{b}}k{}_{\text{b}}/D{}_{\text{m}})/\{[\frac{J{}_{\text{m}}V{}_0}{\beta {}_{\text{e}}D{}_{\text{m}}^2}+\\ \frac{J{}_{\text{m}}}{D{}_{\text{m}}^{2}n}(\frac{V{}_1}{p{}_1}+\frac{V{}_2}{p{}_2}+\frac{V{}_3}{p{}_3})]s{}^2+\frac{1}{D{}_{\text{m}}^2}[J{}_{\text{m}}C{}_{\text{t}}+\\ \frac{B{}_{\text{m}}}{n}(\frac{V{}_1}{p{}_1}+\frac{V{}_2}{p{}_2}+\frac{V{}_3}{p{}_3})+\frac{B{}_{\text{m}}V{}_0}{\beta }]s+\frac{B{}_{\text{m}}C{}_{\text{t}}}{D{}_{\text{m}}^2}+1\}\\ {\omega }^{\prime }=\sqrt{\frac{1}{\frac{J{}_{\text{m}}V{}_0}{\beta {}_{\text{e}}D{}_{\text{m}}^2}+\frac{J{}_{\text{m}}}{D{}_{\text{m}}^{2}n}(\frac{V{}_1}{p{}_1}+\frac{V{}_2}{p{}_2}+\frac{V{}_3}{p{}_3})}}\end{array}$

式中, Vi、pi为蓄能器工作点气体体积和压力。

显然ω′<ωn。

当蓄能器组安装在同一个支座上时, 有$p{}_1=p{}_2=p{}_3=p,V{}_i=\frac{V{}_{0i}p{}_{0i}}{p{}^2}$

${\omega }^{\prime }=\sqrt{\frac{1}{\frac{J{}_{\text{m}}V{}_0}{\beta {}_{\text{e}}D{}_{\text{m}}^2}+\frac{J{}_{\text{m}}}{D{}_{\text{m}}^{2}n}(\frac{V{}_{01}p{}_{01}+V{}_{02}p{}_{02}+V{}_{03}p{}_{03}}{p{}^2})}}$ (12)

1.3 蓄能器匹配分析

通过上述分析可见, 加入蓄能器后, 系统的固有频率明显减小, ξ′则有所增大, 对于二阶模型, 当ξ′=0.707 时, 具有输出信号响应最快、超调最小等优点。要使系统具有良好的抗冲击性能, 应使其配置蓄能器后满足:

(1) 优化选择阻尼系数ξ′, 在小负荷低压工作时使ξ′略小些, 以提高快速性, 提高生产率;在高压大负荷工作时, 尽可能使ξ′取得大些, 以减少冲击波动;在车辆经常工作的压力附近保持ξ′=0.707, 保持车辆较好综合性能。

(2) 消除脉动和冲击应该在保证系统能快速响应的前提下, 如果主要考虑对峰值的消减能力, ξ′的值也可以稍大一些, 取0.707<ξ′<0.8, 这时超调量Mp更小。

(3) 系统固有频率越大, 对输入信号的响应能力越强、频带越宽, 所以在保证0.707<ξ′< 0.8后, 应该把ωn设计得更大一些。

因此, 蓄能器组的配置就是要在保证ξ′=0.707的同时保证 (V01p01+V02p02+V03p03) /p2的和尽可能小。

通过上述分析, 结合工程机械牵引车辆工作工况的复杂和多变性, 可知蓄能器组的选取应符合以下几个条件:

(1) 蓄能器组的适应性比同容积单个蓄能器适应性好得多, 但是由于安装密封等问题蓄能器个数不适宜太多。

(2) 为兼顾不同的工况需求, 蓄能器应尽可能地采用不同充气压力和容积, 以提高适应性和动态特性。

(3) 使液压系统加入蓄能器后的ξ′接近0.707以保证快速性和良好的抑制冲击性能。

2 动态仿真分析

根据上述分析, 对液压底盘试验台进行计算仿真, 仿真原理如图3所示。具体参数如下:发动机转速恒定为2000r/min, 泵排量Db=75.9mL/r;斜盘摆角ϕb取21°;马达轴的等效转动惯量Jt=0.345 53kgm2;黏性阻尼转矩取马达转矩的3%左右, Bt=0.06Nms/rad;高压腔一侧总容积Vt (管长3m, 内径25mm, 管路容积1.47310-3m3, 取泵和马达高压侧容积为两者排量和的1.2倍, 为0.21610-3m3) 取值为1.68910-3m3;等效容积弹性模量βe取0.8GPa;系统的总泄漏系数Ct取710-12m5/Ns (取流量的5%为泄漏量) 。

为了更好对比, 采用3种不同组合的蓄能器在3个不同工作压力下进行了仿真和计算, 其中, 组合1的蓄能器配置是按我们的计算进行配置的。具体数据如表1所示。各组合稳定时间变化如图4所示, 各组合超调量变化如图5所示, 压力特性比较如图6所示, 加入不同蓄能器组后的压力特性如图7所示。

由表1和图4～图7可知:

(1) 系统配置蓄能器后固有频率降低, 阻尼系数增加;在最佳阻尼系数值时, 具有良好动态特性。

(2) 加入蓄能器组后, 对冲击载荷抑制效果明显。蓄能器组合1, 在低压工作时, 响应快, 超调量比其他组合略大, 但远小于无蓄能器的工况;在中高压工作时可获得很好的快速性和小的压力超调。这种特性可以满足工程车辆小负荷时系统的快速响应与大负荷时稳定压力和减少对系统冲击的要求。

3 结论

(1) 蓄能器组能明显改善系统特性, 比同容积单个蓄能器的适应性好, 可以满足载荷多变的工程车辆的使用要求。

(2) 各蓄能器应采用不同充气压力, 在经常工作的压力点附近应使ξ′尽可能接近0.707。如冲击压力很大, 在快速性可以满足的情况下, 可以使ξ′更大一些。

(3) 仿真表明, 通过优化阻尼系数ξ′来进行液压牵引车辆蓄能器配置是有效的。

参考文献

[1]姚怀新.工程车辆液压动力学关键问题的理论研究与试验台建设[D].西安:长安大学, 2005.

[2]丁强, 裘丽华.二次调节加载系统中液压蓄能器的研究[J].机床与液压.2006 (12) :109-110.

[3]战兴群, 张炎华, 赵克定.二次调节系统中液压蓄能器数学模型的研究[J].中国机械工程, 2001, 12 (5) :45-46.