挖掘机负载模拟系统设计与性能仿真

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Design and Simulation for a Hybrid Hydraulic Excavator Load Simulation SystemTAN Lu ，LIU Shaojun ，HUANG Zhonghua ，HU Qiong(1.School of Mechanical and Electrical Engineering，Central South University，Changsha Hunan 410083，China；2.School of Mechanical Engineering，Hunan Institute of Engineering，Xiangtan Hunan 411101，China)Abstract：The design goal and design process of the loading simulation system of hydraulic excavator were introduced.The finalaims were to control the power output conveniently，the maximum loading power greater than 40 kW and to simulate variable load withhighequency.Th en the model of the hydraulic loading system was built based on AMEsim and the typical work condition and maxi-mum loading power work condition were simulated.It is shown that the hydraulic loading system has high-precision under complex andspecial work conditions.It meets the design requirements and can be used to simulate hydraulic excavator load wel1。

Keywords：Hydraulic excavator；Hydraulic loading system；Modeling and simulation液压挖掘机是当代用途最广泛、功能最典型、结构最复杂的工程机械之-。它在很多行业中起着极为重要的作用，如交通运输、民用建筑、矿石采掘以及军事工程等。随着人类活动领域的不断拓展，对作业质量的高要求和对工作环境的高标准，使得对挖掘机的综合性能提出了越来越高的要求。为了在室内模拟挖掘机的负载来完成混合动力系统机电耦合特性实验，设计-套能够模拟动力系统实际负载的加载系统非常必要。目前国内见到的加载系统有机械式、液压式和电动 。机械式的加载系统结构简单，加载有冲击，对于复杂状况的负载模拟程度低，可调性比液压系统差。电动加载系统具有体积孝响应速度快等特点，但是对于大功率负载模拟难以达到很高的调节精度。液压系统具有工作平稳、能够大范围的无级调速、易于自动化控制等诸多优点，是此系统加载试验的首要选择。液压加载系统是由多个液压元件组成的非线性系统，各液压元件间依靠液压介质进行能量的传递，同时依靠控制系统传递的控制信号实现压力、流量的控制 。

1 液压加载系统设计1.1 液压加载系统设计目标加载方式选定为液压加载 ，设计的关键是得到-套能够很好模拟挖掘机负载的加载系统。昆合动力系统机电耦合特性实验中的负载部分是为了模拟7 t挖掘机 ，首先得到实际情况下 7 t挖掘机在挖掘工况下的负载功率曲线，通过曲线能够分析出这个加载系统所要达到的目标，根据目标来设计加载系统。

结合7 t挖掘机的性能指标和挖掘机在挖掘工况下的负载功率曲线，液压挖掘机的挖掘过程由动臂、铲斗、斗杆和回转 4≥个工作关节组合完成，毒图 1是挖掘机典型工作过程，由于各关节 要工作所需的功率相差 萎很大，且挖掘 时土壤情况变化 复杂 ，使得负载 的波动 非 常剧烈 。从 图 1可看出：0 5 l0 15 20 25 30 35 40时间/s图 1 挖掘机挖掘工况输出功率收稿 日期：2012-04-15基金项目：国家863计划资助项目 (2010AA044401)；湖南侍育厅重点资助项目 (11A206)；湖南省学科带头人培养对象资助项目；中央高校基本科研业务费专项资金资助项目 (2012QNZT014)作者简介：谭璐 (1988-)，女，硕士，从事混合动力技术研究。E-mail：22111001###163.corn。

· 84· 机床与液压 第41卷动力系统的输出功率波动大、频率变化快，功率变化范围在0～40 kW之间；周期性强且周期短，每个周期大约 18 S；在每个周期中负载功率在高频率快速变化。由此得到液压加载系统的设计要求和主要目标如下 ：(1)功率输出特性可以进行调节控制；(2)最大加载功率高于40 kW；(3)液压加载模拟系统可以实现对高频率变化的负载功率的模拟。

1.2 液压加载 系统原理系统的快速性和准确性是加载系统的关键，设计与选型根据以上几个目标来具体实现 。

(1)实现功率的调节有调节压力和调节流量两种方式，但该实验系统要实现功率大幅度波动的目标，而泵的响应 比较滞后 ，所以采用调节压力的方式。

为了具有手动控制和电动控制两种方式 ，加载系统的压力回路采用调压回路 。 ，如图2所示。

1-先导溢流阀2-二位四通阀3-远程调压阀4-电磁比例溢流阀图2 液压加载系统调压回路加载系统的工作原理是当电磁阀2处于断电状态时，系统为手动加载方式。当电磁阀2处于得电状态时，系统为电动加载方式。通过调节溢流阀3压力实现加载功率手动连续调节。通过调节电磁比例溢流阀4的压力实现加载功率电动连续调节。其压力值的变化举例如表1，设定先导溢流阀的压力值为P ，远程调压阀的压力值为 P ，电磁 比例溢流阀的压力值为P4。

表 1 调压回路压力设定值 MPa选用调压回路这种设计方式能够很好地实现功率大幅度的调节，避免了通过调节流量而产生的响应滞后 。

(2)为了保证 系统性能能够达到要求并 良好运作，实际设计的加载系统要比实际输出功率稍大。选用了机型为63CY141 B的斜盘式手动变量柱塞泵，其参数见表 2。

表 2 63CY141 B斜盘式手动变量柱塞泵技术参数排量/(mL·r )工作压力/MPa额定转速/(r·min )l 000 r/min时的公称流量/(L·min )70.531.51 5oo63当泵的排量取 70 mL/r，混合动力源的转速取I 450 r/min，得到流量为 101.5 lMmin。-般系统的最高压力选为泵的最高压力的80%，假设将系统压力定为25 MPa，则泵的最高压力为31.25 MPa，根据功率公式，Ⅳp·Q/6oI，如果先忽略 卵从此公式得出系统的功率为42.3 kW，考虑到泵的总效率在90%～ 1之间，则系统的最大加载功率必然大于42.3 kW，能够较好地满足该实验台的要求。

(3)为了能够实现压力频率 的快速变化，选用电磁溢流阀来作为主要的调压元件，通过调节输入电流的大小，来调节泵的供油压力，其响应时间仅为几毫秒〖虑经济、实用等因素选用型号为 DBW20B-2-50/315的电磁溢流阀；先导式溢流阀动态响应快 、压力波动小，型号选为 DB20-1-50/315；远程调压阀的型号选为 YF.LSH4，调压范围16～31.5 MPa。

图3 液压加载试验装置系统原理图此系统加载功率全程可调，具有电动控制和手动控制两种调节方式，具有超压自动卸荷功能，加载系统的压力和流量能够通过仪表显示，并能以电信号的形式传给计算机。

2 加载系统模型建立为了验证所设计液压加载系统的工作性能 ，对它进行了仿真研究。整个液压系统主要由泵、调压回路、电磁溢流阀组成。此系统中的难点为先导溢流阀的建模，先导溢流阀的数学模型如下：(1)主阀阀口节流方程/ -Qgcl订Dl sin 1 l0/ 坚 (1)式中：Q 为主阀芯溢流量；X 。为主阀芯开 口量；C，为主阀芯节流口的流量系数 ；P 为进油I-1压力 ；OL。

(2)主阀芯受力平衡方程第9期 谭璐 等：挖掘机负载模拟系统设计与性能仿真 ·85·K lXt1：A1Plo-A2P2Q-FK (2)式中：K 为主阀弹簧刚度 ；P：。为主阀芯后腔压力；为主阀芯弹簧预压缩量；A 为主阀芯前腔承压面积 ；A 为主阀芯后腔承压面积；F 为液压卡紧阻力 ；p。为主阀开启压力。

(3)阻尼孔节流方程3 ---- 3 rQz√ √鲁n。 (3)式中：P。为主阀开启压力；P 为主阀后腔压力；Q为开启压力时的溢流量；12为水的运动黏度；a 为阻尼孔面积。

(4)导阀阀口节流方程Dl2siIl (4)式中：C：为导阀阀口流量系数；D ：为导阀座平均孔径，D (D。，D )/2； 为导阀芯锥角半角；X2为导阀的开口量；P 为导阀前腔压力。

(5)导阀的受力平衡公式( l2X2)a2p3Q-C21TD砬sin2a2P3。X2 (5)式中：o 为导阀座孔截面积；K 为调压弹簧刚度；为弹簧预压缩量；X2为导阀的开口量；p 。为导阀前腔压力 ；C，为导阀阀口流量系数。

应用比较成熟的液压仿真软件 AMESim进行仿真，经过研究先导阀的内部结构利用软件中的 HCD库搭建阀的模型 如图4所示。

主阀弹簧 主阀芯质量 主阀芯节流阀II导阀弹图4 先导溢流阀 AMESim模型影响先导阀的主要参数有：先导阀阻尼孔直径，主阀阻尼孔直径，先导阀入 口容积，主阀芯上腔容积。其参数见表4。

表4 先导溢流阀模型主要参数先导阀阻尼孔直径/mm主阀阻尼孔直径/mm先导阀座孔径/mm主阀芯活塞直径/mm0.55310图5是先导式溢流阀的性能仿真曲线，可以看出：先导式溢流阀的响应时间很短，约为 0.5 S达到稳定 ，溢流压力稳定时约为 32.2 MPa，满足溢流阀图5 先导式溢流阀压力响应曲线通过以上分析得到完整的液压加载系统仿真模型如图6所示。

流阀动溢流阀例溢流阀图6 负载模拟液压系统 AMESim模型3 模型验证与结果分析为了验证此液压加载系统的性能，对两种特殊工况做了仿真分析：系统最大加载功率的仿真和典型工况下的负载性能仿真。最大加载功率的仿真是当系统加载功率达到最大值，压力、流量、转速中的两项为确定值时，另-项与功率之间的关系是否能达到要求。典型工况下的负载性能仿真是模拟复杂高频变化下的负载。

(1)系统最大加载功率仿真设计的液压加载系统最大加载功率达到40 kW。

当液压泵的排量设置在63 mL/r、加载系统工作在1 450 r/min时，系统加载 405功率与溢流阀的设定压力变化曲线如图7所示∩ 2以看 出：加载系统的输出 15功率与溢流阀2的压力具有很好的线性关系，当溢流阀的压力为 26 MPa时，系统的输出功率为40 kW。

0 5 10 15 20 25 30压力IMPa图7 输出功率与溢流阀压力变化曲线-O 叫 玑4 3 2 l 0 9 L3 3 3 3 3 3 Bd窆、R出。 求要的· 86· 机床与液压 第41卷当溢流阀的压力设定在 26 MPa时 ，系统加载功率与溢流阀2的流量变化曲线如图 8所示∩以看出：系统的加载功率与溢流阀2的流量呈非线性关系，当流量较小时系统的输出功率较小，当流量较大时系统的输出功率快速增大；当系统的输 出流量为90 L/min时，系统的输出功率为40 kW。

当液压泵的排量为 63 mL/r、溢流阀2的压力设定在26 MPa时，加载系统的输出功率与液压泵的转速变化关系如图9所示∩以看出：加载系统的输出功率与液压泵的转速呈非线性变化关系，输出功率随着转速的增大而快速增加；当输出功率为40 kW 时，电动机的工作转速约为 1 420 r/rain。

0 20 40 60 80 100流量/(L·rain。110.S 0.7 0.9 1.1 1.3 1.5电动机转速/(X10。r·rain。 1图8 输出功率随溢流 图 9 输出功率随液压阀流量变化曲线 泵转速变化曲线仿真结果表明，所设计的液压加载系统的最大输出功率满足设计要求。

(2)典型工况下的负载性能仿真液压加载系统的相关参数设置如下 ：液压泵排量设定 为 40 mL/r；液压泵 的工作转速设定为 1 450r/min；安全阀的溢流压力设定为 30 MPa。

从图 1所示的功率需求曲线可以看出：系统的输出功率是连续变化的，并且变化幅度很快，因此只能采用电控加载。由加载系统的工作原理可知，只要实时控制好比例电磁阀的工作电流 ，就能实时控制溢流阀的工作压力，由于溢流阀的工作压力和系统的输出功率具有线性关系，因此控制好比例电磁阀的工作电流就可以实现加载功率的模拟。此仿真所用的控制电流是根据图1所采集到的功率曲线的数据来给定。给定电磁阀 3如图 10所示的控制电流 ，得到液压系统加载功率曲线如图 11所示。

0 l 0 20 30 40时间，s图 10 比例电磁阀3的控制电流变化曲线至504030：t20凿如00 l 0 2O 30 40时间/s图 11 液压系统加载功率曲线图 12是目标加载曲线与仿真结果的对 比图∩以看出：仿真结果与目标曲线基本吻合，最大加载功率在40～45 kW之间，虽然系统在初始工作状态下存在不稳定的波动，但整体还是能很好地模拟系统输出功率。由此可见，所示的液压加载系统能够满足设计要求。

504030婪 o100l-仿真曲线0 l 0 20 30 40时 间，s图 12 挖掘机系统功率与仿真功率对比4 结论明确了挖掘机负载模拟液压加载系统的设计 目标 ，对液压加载系统进行设计并利用 AMESim仿真软件建立液压系统的参数化模型，对最大加载功率工况和挖掘机的典型工况进行模拟 ，得到系统的功率特性曲线，结果表明该曲线非秤近挖掘机实际工况下泵出口功率曲线，说明此模拟系统能够很好地模拟挖掘机实际工况并作为混合 动力 的负载 系统。