宋 佳， 尹滿義， 孟俊曉， 王維福， 孔祥東,3,4， 艾 超,3,4

(1.燕山大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院， 河北秦皇島 066004； 2.三一重機(jī)有限公司， 江蘇昆山 215300; 3.燕山大學(xué)河北省重型機(jī)械流體動(dòng)力傳輸與控制實(shí)驗(yàn)室， 河北秦皇島 066004； 4.先進(jìn)鍛壓成型技術(shù)與科學(xué)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室(燕山大學(xué))， 河北秦皇島 066004)

引言

液壓系統(tǒng)是挖掘機(jī)中最重要也是最復(fù)雜的系統(tǒng)之一，其能量損失不容忽視[1-4]。液壓系統(tǒng)壓力損失不僅對(duì)泵閥匹配有影響，對(duì)液壓系統(tǒng)的可靠性也有影響。工程機(jī)械液壓油流經(jīng)多路閥和液壓管道都會(huì)產(chǎn)生壓力損失，過(guò)大的壓力損失會(huì)造成系統(tǒng)發(fā)熱，引起管道老化，造成不必要的能量浪費(fèi)。系統(tǒng)壓力損失按位置劃分為多路閥壓力損失和管道壓力損失，按照損失形式劃分為沿程壓力損失和局部壓力損失[5-6]。其中沿程壓力損失發(fā)生在軟管和硬管上，而局部壓力損失主要發(fā)生在閥口、管接頭、彎管、變徑等結(jié)構(gòu)上。正流量控制系統(tǒng)中，手柄控制主泵斜盤(pán)擺角調(diào)節(jié)主泵排量、控制主閥芯位移進(jìn)行換向，提升了挖掘機(jī)的操控性能，相比定量系統(tǒng)，正流量控制系統(tǒng)大大減小了能量損失，提升了能量利用率。本研究基于正流量控制系統(tǒng)，通過(guò)仿真手段研究液壓系統(tǒng)壓力損失，為正流量控制挖掘機(jī)能量損失研究奠定基礎(chǔ)。

1 正流量控制挖掘機(jī)工作原理簡(jiǎn)介

圖1所示為正流量控制挖掘機(jī)工作原理簡(jiǎn)圖。操作者轉(zhuǎn)動(dòng)手柄桿，手柄減壓閥輸出對(duì)應(yīng)先導(dǎo)壓力，導(dǎo)入到多路閥控制腔使多路閥換向；同時(shí)位于手柄和多路閥之間的壓力傳感器將先導(dǎo)壓力轉(zhuǎn)換為電信號(hào)輸入到控制器中，經(jīng)過(guò)相應(yīng)處理后輸出到變量泵比例閥調(diào)節(jié)變量泵排量；主泵流量經(jīng)多路閥導(dǎo)入到相應(yīng)執(zhí)行機(jī)構(gòu)，挖掘機(jī)進(jìn)行相應(yīng)動(dòng)作。

圖1 挖掘機(jī)工作原理簡(jiǎn)圖

2 壓力損失理論分析

斗桿聯(lián)液壓系統(tǒng)中，存在斗桿合流回路和回油再生回路，壓力損失計(jì)算比較復(fù)雜，因此，對(duì)斗桿聯(lián)進(jìn)行壓力損失理論分析，其余動(dòng)作各聯(lián)液壓系統(tǒng)的壓力損失計(jì)算相對(duì)簡(jiǎn)單，不一一列舉。圖2所示為斗桿挖掘合流和回油再生回路示意圖。

P1-B.斗桿閥1 P2-B.斗桿閥2 P1.泵1 P2.泵2圖2 斗桿挖掘合流示意圖

多路閥閥內(nèi)合流通道流量來(lái)源共分為3個(gè)部分，泵1、泵2和斗桿有桿腔回油流量。由此斗桿挖掘進(jìn)油路液壓系統(tǒng)壓力損失可以分為如下：管道壓力損失、管接頭壓力損失、閥口壓力損失、閥內(nèi)流道壓力損失4個(gè)部分，下面著重對(duì)這4個(gè)部分壓力損失進(jìn)行理論分析。

綜合分析斗桿挖掘液壓回路特點(diǎn)，將造成挖掘機(jī)液壓回路壓力損失關(guān)鍵結(jié)構(gòu)等效簡(jiǎn)圖如圖3所示，通過(guò)上述簡(jiǎn)圖表示液壓系統(tǒng)中各部分壓力損失情況，具體計(jì)算模型如下[7-8]。

1.泵1 2.泵2圖3 斗桿挖掘液壓系統(tǒng)簡(jiǎn)圖

聯(lián)接泵1和多路閥的橋梁主要為軟管和軟管接頭，液壓軟管和管接頭壓力損失方程為：

(1)

(2)

式中,ζ—— 局部阻力系數(shù)

λ—— 沿程阻力系數(shù)

L—— 管道長(zhǎng)度

d—— 管道內(nèi)徑

V—— 管中的平均流速

計(jì)算沿程阻力損失的關(guān)鍵在于選取好沿程阻力系數(shù)。沿程阻力系數(shù)的選擇是通過(guò)雷諾數(shù)和管道相對(duì)粗糙度綜合確定，并根據(jù)莫迪圖中選取正確的沿程阻力系數(shù)。雷諾數(shù)計(jì)算方程為：

(3)

式中,υ—— 流體動(dòng)力黏度

d—— 管道內(nèi)徑

由于在液壓系統(tǒng)流道中內(nèi)徑不一定都相同，因此油液在不同直徑流道中流速也不同，根據(jù)流量連續(xù)性方程得出：

q1=V1A1=V2A2

(4)

式中,A1—— 泵1至多路閥管接頭內(nèi)截面積

A2—— 泵1至多路閥軟管內(nèi)截面積

q1—— 泵1輸出流量

同理泵2出口到多路閥接頭局部壓力損失和軟管沿程壓力損失分別為Δp3和Δp4，其中泵2輸出流量為q2。主閥內(nèi)部壓力損失主要是由于閥口和閥內(nèi)流道導(dǎo)致，下列為多路閥閥口流量方程：

(5)

式中,Cd—— 節(jié)流口流量系數(shù)

A(x) —— 閥芯位移為x的過(guò)流面積

由上述閥口流量方程可知，多路閥閥口壓力損失與過(guò)流面積和流量有關(guān)，由此可以反推閥口壓力損失表達(dá)式，同理泵2對(duì)應(yīng)的閥2閥口壓力損失為Δp6。

根據(jù)多路閥上述斗桿多路閥合流方式原理可知，閥內(nèi)合流流道流量是來(lái)自于3個(gè)部分供油，分別為圖3中通過(guò)單項(xiàng)閥中回油再生流量q3、泵1流量q1和泵2流量q2，因此在閥內(nèi)合流流道中壓力損失為：

(6)

式中,L2—— 閥內(nèi)合流流道長(zhǎng)度

d2—— 閥內(nèi)合流流道直徑

q3—— 回油再生流量

多路閥至斗桿無(wú)桿腔壓力損失主要分為管接頭壓力損失和管道壓力損失，下列為管道壓力損失方程：

Δp8=p4-p6

(7)

綜上所述泵1到斗桿無(wú)桿腔總壓力損失為：

∑Δp=Δp1+Δp2+Δp5+Δp7+Δp8

(8)

對(duì)比實(shí)際中多路閥合流流道參數(shù)和多路閥外部管道參數(shù)可以看出，多路閥外部管道是公共合流流道內(nèi)徑的2.25倍，因此閥內(nèi)流道液體流速為閥外管道的5倍。如果設(shè)定相同長(zhǎng)度情況下，閥內(nèi)流道壓力損失為閥外管道壓力損失5倍左右，加大了多路閥內(nèi)部的壓力損失，且斗桿挖掘進(jìn)油路多路閥到斗桿執(zhí)行機(jī)構(gòu)壓力管道較長(zhǎng)。管道的壓力損失跟管徑和流量相關(guān)，但是為了滿足挖掘機(jī)工作時(shí)的工作效率，因此降低管路壓力損失還需從管道內(nèi)徑入手，適當(dāng)增加管道內(nèi)徑降低液壓系統(tǒng)壓力損失。

3 機(jī)械模型

圖4為挖掘機(jī)動(dòng)力學(xué)Motion模型的建立流程，從挖掘機(jī)三維模型建立到聯(lián)合仿真接口的設(shè)置詳細(xì)步驟。

圖4 挖掘機(jī)動(dòng)力學(xué)模型建立流程圖

根據(jù)挖掘機(jī)實(shí)際結(jié)構(gòu)與尺寸，利用Pro/E軟件進(jìn)行機(jī)械結(jié)構(gòu)各零件體建模與裝配，完成挖掘機(jī)整機(jī)三維建模后將其導(dǎo)入到Motion軟件中，如圖5所示。在Motion中添加約束，包括移動(dòng)副、轉(zhuǎn)動(dòng)副和鉸接副。

4 聯(lián)合仿真模型

通過(guò)對(duì)挖掘機(jī)的液壓系統(tǒng)機(jī)理分析，在AMESim中建立主泵、主閥、管路等仿真模型，控制模型也在AMESim中建立，并且設(shè)置AMESim-Motion聯(lián)合仿真接口[9-12]，如圖6所示。

圖5 導(dǎo)入Motion后的模型

1.K5V變量泵 2.控制器 3.先導(dǎo)手柄 4.多路閥 5.聯(lián)合接口圖6 挖掘機(jī)聯(lián)合仿真模型

聯(lián)合仿真模型中先導(dǎo)手柄3為三通減壓閥，主要將手柄擺角轉(zhuǎn)換為先導(dǎo)壓力，分別作用到多路閥相應(yīng)控制腔，使得閥芯做出相應(yīng)動(dòng)作?？刂破?主要將各自動(dòng)作對(duì)應(yīng)先導(dǎo)壓力轉(zhuǎn)換為電流信號(hào)，然后分別作用到主泵電磁比例減壓閥電流輸入端，使泵1和泵2分別變化到相應(yīng)排量，不同動(dòng)作泵1和泵2的先導(dǎo)壓力-排量控制策略不同。聯(lián)合仿真接口5作用為挖掘機(jī)機(jī)械結(jié)構(gòu)運(yùn)動(dòng)過(guò)程中作用力反饋到液壓系統(tǒng)液壓缸部位，由此該聯(lián)合仿真模型可以模擬挖掘機(jī)實(shí)際工作過(guò)程中受力情況。

將泵出口流量進(jìn)入液壓缸油路定義為進(jìn)油路，以液壓缸回油流入到油箱油路定位為回油路。聯(lián)合仿真模型部分參數(shù)如表1所示，給定先導(dǎo)手柄信號(hào)，進(jìn)行各動(dòng)作聯(lián)合仿真分析。

表1 聯(lián)合仿真模型參數(shù)表

5 液壓系統(tǒng)壓力損失仿真分析

動(dòng)臂提升初始位置姿態(tài)：動(dòng)臂活塞向外伸出長(zhǎng)度為646 mm，斗桿活塞處于全縮狀態(tài)，鏟斗活塞也處于全縮狀態(tài)，仿真曲線如圖7所示。

斗桿挖掘初始位置姿態(tài)：動(dòng)臂活塞伸出長(zhǎng)度為1067 mm，鏟斗活塞全部伸出，斗桿活塞處于全部縮回狀態(tài)，仿真曲線如圖8所示。

斗桿卸載初始位置姿態(tài)：動(dòng)臂活塞伸出長(zhǎng)度為1067 mm，鏟斗活塞全部伸出，斗桿活塞處于全部伸出狀態(tài)，仿真曲線如圖9所示。

圖7 動(dòng)臂提升仿真曲線

圖8 斗桿挖掘仿真曲線

鏟斗挖掘初始位置姿態(tài)：動(dòng)臂活塞全部伸出，斗桿活塞伸出長(zhǎng)度1076 mm，鏟斗活塞處于全部縮回狀態(tài)，仿真曲線如圖10所示。

鏟斗卸載初始位置姿態(tài)：動(dòng)臂活塞全部伸出，斗桿活塞伸出長(zhǎng)度1076 mm，鏟斗活塞處于全部伸出狀態(tài)，仿真曲線如圖11所示。

在主泵流量穩(wěn)定值區(qū)域內(nèi)，將各個(gè)動(dòng)作的壓力損失進(jìn)行計(jì)算，其中每個(gè)動(dòng)作液壓系統(tǒng)壓力損失都分為泵1至執(zhí)行機(jī)構(gòu)進(jìn)油路壓力損失、 泵2至執(zhí)行機(jī)構(gòu)進(jìn)油路壓力損失2個(gè)部分。動(dòng)臂下降無(wú)桿腔部分回油通過(guò)回油再生通道進(jìn)入動(dòng)臂有桿腔，動(dòng)臂下降依靠自身重量進(jìn)行運(yùn)動(dòng)，因此不研究壓力損失。

圖9 斗桿卸載仿真曲線

圖10 鏟斗挖掘仿真曲線

根據(jù)表2中可以看出，斗桿挖掘進(jìn)油路液壓系統(tǒng)壓力損失最大，動(dòng)臂提升壓力損失最小，斗桿挖掘動(dòng)作泵1和泵2側(cè)液壓油路壓力損失分別高于動(dòng)臂提升動(dòng)作，對(duì)應(yīng)壓力損失值為1.79 MPa和1.62 MPa。

圖11 鏟斗卸載仿真曲線

表2 各動(dòng)作液壓系統(tǒng)壓力損失最大值

MPa

6 液壓系統(tǒng)壓力損失分布情況仿真分析

在挖掘機(jī)的液壓系統(tǒng)中，壓力損失主要分為2個(gè)部分，即管路壓力損失和多路閥壓力損失。已經(jīng)對(duì)挖掘機(jī)各動(dòng)作液壓系統(tǒng)壓力損失進(jìn)行了對(duì)比分析，因此針對(duì)液壓系統(tǒng)壓力損失分布情況仿真分析，確定壓力損失原因和關(guān)鍵部位。圖12分別介紹了各動(dòng)作液壓系統(tǒng)進(jìn)油路壓力損失分布情況。

圖12 各動(dòng)作液壓系統(tǒng)進(jìn)油路壓力損失分布情況圖

根據(jù)以上不同動(dòng)作液壓系統(tǒng)壓力損失分布情況，可以得出：各動(dòng)作液壓系統(tǒng)進(jìn)油路壓力損失中多路閥壓力損失所占比重最大。

橫向?qū)Ρ雀鲃?dòng)作中多路閥壓力損失，發(fā)現(xiàn)斗桿挖掘和斗桿卸載動(dòng)作多路閥壓力損失較其他動(dòng)作多路閥壓力損失大，尤其斗桿挖掘動(dòng)作最為顯著，斗桿挖掘多路閥閥2最大壓力損失達(dá)到2.89 MPa。同時(shí)，對(duì)比各動(dòng)作進(jìn)油路中管路壓力損失，斗桿挖掘進(jìn)油路管路壓力損失較其他動(dòng)作管路壓力損失明顯偏大。

理論分析斗桿多路閥原理及結(jié)構(gòu)，造成斗桿挖掘進(jìn)油路壓力損失較其他動(dòng)作進(jìn)油路壓力損失大的原因?yàn)椋憾窏U挖掘多路閥具有回油再生功能，管道中流量最大為910 L/min。而動(dòng)臂執(zhí)行機(jī)構(gòu)有2個(gè)液壓缸，多路閥出口流量分為兩路，分別進(jìn)入2個(gè)動(dòng)臂液壓缸，因此每條管路中流量都較小，相應(yīng)的管道壓力損失也較小。而鏟斗管路壓力損失較斗桿管路壓力損失小的原因是由于鏟斗沒(méi)有回油再生功能，且鏟斗動(dòng)作流量較小。綜上所述，斗桿挖掘動(dòng)作管道和多路閥壓力損失都偏大。

7 實(shí)驗(yàn)測(cè)試

為了減小實(shí)驗(yàn)誤差，增加實(shí)驗(yàn)的可信度，實(shí)驗(yàn)各動(dòng)作都需要連續(xù)3次重復(fù)運(yùn)動(dòng)，并分析和比較3次實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，及時(shí)剔除實(shí)驗(yàn)中誤差較大的數(shù)據(jù)，確保實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)合理真實(shí)。

7.1 實(shí)驗(yàn)?zāi)康暮蛢?nèi)容

(1) 單動(dòng)作實(shí)驗(yàn)測(cè)試：通過(guò)對(duì)單動(dòng)作主泵流量、主泵壓力、先導(dǎo)壓力、執(zhí)行機(jī)構(gòu)活塞位移、執(zhí)行機(jī)構(gòu)無(wú)桿腔和有桿腔壓力進(jìn)行實(shí)驗(yàn)測(cè)試和分析，與仿真數(shù)據(jù)對(duì)比，驗(yàn)證仿真模型的準(zhǔn)確性；

(2) 整機(jī)壓力損失測(cè)試：通過(guò)實(shí)驗(yàn)測(cè)試挖掘機(jī)各動(dòng)作工作時(shí)液壓系統(tǒng)壓力損失變化情況，驗(yàn)證仿真模型單動(dòng)作壓力損失結(jié)果的正確性。

7.2 整機(jī)實(shí)驗(yàn)原理

圖13為該正流量挖掘機(jī)實(shí)驗(yàn)原理圖和實(shí)驗(yàn)測(cè)點(diǎn)。該圖中標(biāo)定了各測(cè)試點(diǎn)的名稱和位置，需采集的數(shù)據(jù)包括發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速、主泵輸出流量、主泵輸出壓力、先導(dǎo)控制壓力信號(hào)、執(zhí)行機(jī)構(gòu)壓力以及動(dòng)臂、斗桿、鏟斗工作裝置位移等。

7.3 實(shí)驗(yàn)姿態(tài)標(biāo)定和步驟

挖掘機(jī)實(shí)驗(yàn)位置姿態(tài)標(biāo)定，即確定各動(dòng)作實(shí)驗(yàn)起始和終止時(shí)各執(zhí)行機(jī)構(gòu)的位置情況，為保證實(shí)驗(yàn)的可靠性，每個(gè)動(dòng)作都進(jìn)行3次重復(fù)實(shí)驗(yàn)，因此每次動(dòng)作都需要調(diào)整各執(zhí)行機(jī)構(gòu)伸縮量確保每次動(dòng)作起始位置和終止位置的一致性，對(duì)挖掘機(jī)各動(dòng)作操作步驟也需要進(jìn)行具體規(guī)范。因此， 為了驗(yàn)證各動(dòng)作仿真結(jié)果的正確性，挖掘機(jī)各單動(dòng)作實(shí)驗(yàn)姿態(tài)均保持與仿真的初始姿態(tài)一致，試驗(yàn)中所用儀器與設(shè)備如表3所示。

P1/P2.泵1/泵2出口壓力 Q1/Q2.泵1/泵2流量 A1/A2.電磁減壓閥1/電磁減壓閥2電流 PC1/PC2.動(dòng)臂升/ 降先導(dǎo)壓力 PC3/PC4.左/右回轉(zhuǎn)先導(dǎo)壓力 PC5/PC6.鏟斗挖/卸先導(dǎo)壓力 PC7/PC8.斗桿挖/卸先導(dǎo)壓力 P3/P4/S1.動(dòng)臂有桿腔壓力/無(wú)桿腔壓力/活塞位移 P5/P6/S2.斗桿有桿腔壓力/無(wú)桿腔壓力/活塞位移 P7/P8/S3.鏟斗有桿腔壓力/無(wú)桿腔壓力/活塞位移圖13 實(shí)驗(yàn)測(cè)試測(cè)點(diǎn)分布圖

表3 試驗(yàn)用儀器規(guī)格參數(shù)表

名稱型號(hào)主要參數(shù)變量泵排量/mL·r-1K5V160DT158 主閥閥芯直徑/mmKMX32NA34 壓力傳感器量程/MPaHDA 7446-A-600-0000～60 先導(dǎo)壓力傳感器量程/MPaHDA 7446-A-060-0000～6 流量傳感器量程/L·min-1CT 6000～1500 線位移傳感器量程/mmDSS-S0～2000

7.4 空載單動(dòng)作實(shí)驗(yàn)測(cè)試分析

設(shè)定發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1950 r/min。進(jìn)行各動(dòng)作實(shí)驗(yàn)時(shí)，操作者控制相應(yīng)手柄動(dòng)作，不對(duì)其他動(dòng)作進(jìn)行任何操作，各執(zhí)行機(jī)構(gòu)動(dòng)作直到系統(tǒng)開(kāi)始溢流，動(dòng)作結(jié)束。

1) 動(dòng)臂提升實(shí)驗(yàn)分析

動(dòng)臂提升實(shí)驗(yàn)曲線如圖14所示。

針對(duì)動(dòng)臂提升液壓系統(tǒng)進(jìn)油路壓力損失實(shí)驗(yàn)曲線，當(dāng)主泵流量上升最大值時(shí)，泵1至動(dòng)臂無(wú)桿腔液壓系統(tǒng)進(jìn)油路壓力損失最大為1.73 MPa，泵2至動(dòng)臂無(wú)桿腔液壓系統(tǒng)進(jìn)油路壓力損失最大為1.57 MPa。對(duì)比仿真曲線，誤差值在3.5%以內(nèi)，仿真和實(shí)驗(yàn)相差很小，由此可以看出，動(dòng)臂提升壓力損失仿真結(jié)果準(zhǔn)確。

圖14 動(dòng)臂提升實(shí)驗(yàn)曲線

2) 斗桿挖掘?qū)嶒?yàn)分析

斗桿挖掘?qū)嶒?yàn)曲線如圖15所示。

圖15 斗桿挖掘?qū)嶒?yàn)曲線

針對(duì)斗桿挖掘液壓系統(tǒng)進(jìn)油路壓力損失實(shí)驗(yàn)曲線，當(dāng)主泵流量上升最大值時(shí)，泵1出口至斗桿無(wú)桿腔液壓系統(tǒng)進(jìn)油路壓力損失最大為3.07 MPa，泵2出口至斗桿無(wú)桿腔液壓系統(tǒng)進(jìn)油路壓力損失最大為3.62 MPa。對(duì)比仿真曲線，誤差值在8%以內(nèi)，仿真和實(shí)驗(yàn)相差很小，由此可以看出，斗桿挖掘機(jī)仿真結(jié)果準(zhǔn)確。

3) 斗桿卸載實(shí)驗(yàn)分析

斗桿卸載實(shí)驗(yàn)曲線如圖16所示。

圖16 斗桿卸載實(shí)驗(yàn)曲線

針對(duì)斗桿卸載液壓系統(tǒng)進(jìn)油路壓力損失實(shí)驗(yàn)曲線，泵1出口至斗桿有桿腔入口壓力損失最大為2.72 MPa，泵2出口至斗桿有桿腔入口壓力損失最大為2.94 MPa。對(duì)比仿真曲線，誤差在7%以內(nèi)，仿真和實(shí)驗(yàn)相差很小，由此可以看出，斗桿卸載仿真結(jié)果準(zhǔn)確。

4) 鏟斗挖掘?qū)嶒?yàn)分析

鏟斗挖掘?qū)嶒?yàn)曲線如圖17所示。

圖17 鏟斗挖掘?qū)嶒?yàn)曲線

針對(duì)鏟斗挖掘液壓系統(tǒng)進(jìn)油路壓力損失實(shí)驗(yàn)曲線，泵1至鏟斗無(wú)桿腔液壓系統(tǒng)進(jìn)油路壓力損失為2.93 MPa，泵2至鏟斗無(wú)桿腔液壓系統(tǒng)進(jìn)油路壓力損失為2.16 MPa。對(duì)比仿真曲線，誤差在5%以內(nèi)，仿真和實(shí)驗(yàn)相差很小，由此可以看出，鏟斗挖掘仿真結(jié)果準(zhǔn)確。

5) 鏟斗卸載實(shí)驗(yàn)分析

鏟斗卸載實(shí)驗(yàn)曲線如圖18所示。

圖18 鏟斗卸載實(shí)驗(yàn)曲線

針對(duì)鏟斗卸載液壓系統(tǒng)進(jìn)油路壓力損失實(shí)驗(yàn)曲線，泵1至鏟斗無(wú)桿腔液壓系統(tǒng)進(jìn)油路壓力損失為2.66 MPa，泵2至鏟斗無(wú)桿腔液壓系統(tǒng)進(jìn)油路壓力損失為2.12 MPa。對(duì)比仿真曲線，誤差在3%以內(nèi)，仿真和實(shí)驗(yàn)相差很小，由此可以看出，鏟斗卸載仿真結(jié)果準(zhǔn)確。

上述對(duì)比了各動(dòng)作運(yùn)動(dòng)時(shí)的各測(cè)試點(diǎn)仿真和實(shí)驗(yàn)數(shù)值變化趨勢(shì)的相似程度，驗(yàn)證了所建聯(lián)合仿真模型各典型動(dòng)作的合理性與準(zhǔn)確性，為正流量控制挖掘機(jī)能量損失研究和性能提升奠定基礎(chǔ)。

8 結(jié)論

對(duì)液壓系統(tǒng)壓力損失進(jìn)行理論分析，建立機(jī)械模型、控制模型與主泵、主閥、管路等仿真模型，設(shè)置AMESim-Motion聯(lián)合仿真接口，搭建聯(lián)合仿真模型。通過(guò)對(duì)液壓挖掘機(jī)單動(dòng)作液壓系統(tǒng)壓力損失仿真分析，可以得知：

在單動(dòng)作中，斗桿挖掘動(dòng)作管道和多路閥壓力損失都偏大。由于斗桿挖掘多路閥具有回油再生功能，管道中流量最大，達(dá)到910 L/min，使得斗桿挖掘液壓系統(tǒng)壓力損失較高，泵1側(cè)進(jìn)油路壓力損失為3.31 MPa，泵2側(cè)進(jìn)油路壓力損失為3.91 MPa。通過(guò)實(shí)驗(yàn)測(cè)試，在主泵流量穩(wěn)定值區(qū)域內(nèi)，各單動(dòng)作仿真與試驗(yàn)的壓力損失誤差值均在8%以下，驗(yàn)證了仿真模型的準(zhǔn)確性，可以應(yīng)用仿真模型進(jìn)行壓力損失分析。