趙小飛

(山西機電職業(yè)技術學院， 山西 長治 046011)

引言

負載敏感系統(tǒng)有閥前補償和閥后補償兩種，閥前補償系統(tǒng)應用于飽和流量系統(tǒng)[1-3]，變量泵優(yōu)先給低負載執(zhí)行機構提供油液，高負載執(zhí)行機構供液不足，速度減小至停止[4-5]；閥后補償應用于非飽和流量系統(tǒng)，變量泵成比例地為高低負載的執(zhí)行機構提供油液。小型挖掘機對動臂斗桿鏟斗等執(zhí)行機構負載復雜性及動作協(xié)調(diào)性要求較高，因此，閥后補償型負載敏感系統(tǒng)優(yōu)先配套于小型挖掘機。

相關負載獨立流量分配(LUDV)負載敏感系統(tǒng)研究不少，陳敘等[6]在AMESim仿真平臺上，通過增加壓力補償閥彈簧剛度、 減小補償閥閥芯最大位移降低了系統(tǒng)液壓沖擊； 程培寶[7]研究了實際工況下動臂斗桿快速單動作負載無關獨立流量分配性能，為確定復合動作時各回路比例分配提供參考；嚴世榕等[8]基于AMESim建立挖掘機閥后補償機液耦合系統(tǒng)，驗證了系統(tǒng)良好的操縱性和抗流量飽和特性；張江濤等[9]提出一種基于LUDV系統(tǒng)和變頻電機的液壓挖掘機系統(tǒng)方案，研究減小泵排量目標值，電機耗電量得到減??；羅艷蕾等[10]比較了LUDV系統(tǒng)在變負載工況、變流量飽和工況下的性能，分析了閥后補償在負載敏感中的抗飽和能力；王菊敏等[11]基于傳統(tǒng)LUDV系統(tǒng)多路閥節(jié)流壓損大，利用SimulationX搭建了改進閥仿真模型，對比分析了新舊多路閥的節(jié)流壓損情況；王欣等[12]基于壓差控制策略改進了負載敏感系統(tǒng)，實現(xiàn)了負載無關的流量分配。

綜上，基于挖掘機復合動作優(yōu)化方面的研究較少，因此，本研究以某小型挖掘機動臂斗桿鏟斗三復合為研究對象，分析了復合過程壓力補償器的補償原理，提供了部分關鍵樣機參數(shù)，針對三復合鏟斗動作速度慢問題，對鏟斗壓力補償器進行優(yōu)化改進，改善了三復合性能，為后續(xù)挖掘機復合動作優(yōu)化提供理論依據(jù)和參考。

1 小型挖掘機動臂斗桿鏟斗三復合系統(tǒng)

挖掘機三復合系統(tǒng)原理圖如圖1所示。

1.梭閥 2.動臂油缸 3.斗桿油缸 4.鏟斗油缸 5.單向閥 6.動臂壓力補償器 7.斗桿壓力補償器 8.鏟斗壓力補償器 9.動臂主閥節(jié)流槽 10.斗桿主閥節(jié)流槽 11.鏟斗主閥節(jié)流槽 12.流量控制閥 13.壓力切斷閥 14.功率閥 15斜盤變量缸一 16.斜盤變量缸二圖1 小型挖掘機三復合系統(tǒng)原理圖

在動臂斗桿鏟斗三復合動作過程中，負載敏感閥后補償系統(tǒng)工作，動臂壓力補償器、斗桿壓力補償器、鏟斗壓力補償器處于動態(tài)平衡狀態(tài)，p1,p2,p3,p4,p5,p6分別表示動臂大腔、動臂小腔、斗桿大腔、斗桿小腔、鏟斗大腔、鏟斗小腔負載壓力。

系統(tǒng)最大負載壓力pmax：

pmax=max(p1,p2,p3,p4,p5,p6)

(1)

理論上系統(tǒng)最大負載壓力即為LS反饋壓力，實際測的LS反饋壓力往往大于系統(tǒng)最大負載壓力pmax：

pmax=pLS-Δp0

(2)

式中, Δp0為最大負載反饋至流量控制閥LS口的壓損。

設p0為變量泵出口壓力，也即為補償閥前壓力，流量控制閥兩端壓差Δp：

Δp=p0-pLS=p0-pmax-Δp0

(3)

表1 整機部分參數(shù)

空載挖掘機動臂斗桿鏟斗三復合動作過程中，動臂負載最大，斗桿壓力補償器和鏟斗壓力補償器產(chǎn)生補償壓差，使各自壓力補償器達到動態(tài)平衡，一定的壓力補償器節(jié)流面積下，補償壓差越大，過流量越小，對應執(zhí)行機構動作越慢。

2 小型挖掘機三復合性能分析

2.1 樣機測試傳感器

樣機測試所用傳感器參數(shù)如表2所示。

表2 傳感器參數(shù)

2.2 初始特性

在原裝主閥和壓力補償器不變基礎下，發(fā)動機轉速設定1500 r/min，測得空載挖掘機三復合相關數(shù)據(jù)如圖2～圖6所示。

由圖2～圖5可知，動臂斗桿鏟斗復合動作過程中，在動臂位移達到0.67 m(對應時間點約為24.5 s)時，動臂大腔壓力為6.84 MPa，動臂小腔壓力為0.63 MPa；斗桿位移達到0.35 m，斗桿大腔壓力為6.53 MPa，斗桿小腔壓力為3.94 MPa；鏟斗位移達到0.23 m，鏟斗大腔壓力為0.80 MPa，鏟斗小腔小腔壓力為0.41 MPa。顯然動臂大腔壓力最大，泵LS反饋壓力取決于動臂大腔壓力，LS反饋壓力為7.78 MPa，LS反饋壓力分別作用于動臂壓力補償器、斗桿壓力補償器、鏟斗壓力補償器及變量泵流量控制閥，斗桿壓力補償器產(chǎn)生3.84 MPa的補償壓差，鏟斗壓力補償器產(chǎn)生6.98 MPa的補償壓差。三復合動作過程中，動臂壓力補償器完全開啟， 斗桿壓力補償器處于中開口狀態(tài)，鏟斗壓力補償器處于小開口狀態(tài)。

圖2 動臂壓力-位移動態(tài)曲線

圖3 斗桿壓力-位移動態(tài)曲線

圖4 鏟斗壓力-位移動態(tài)曲線

圖5 變量泵壓力-流量動態(tài)曲線

根據(jù)動臂斗桿鏟斗位移曲線，經(jīng)微分處理獲得三者速度曲線如圖6所示。動臂上升、斗桿內(nèi)收和鏟斗內(nèi)收速度均比較平緩，斗桿內(nèi)收速度約為0.25 m/s，鏟斗內(nèi)收速度約為0.083 m/s，動臂速度約為0.073 m/s，三復合全程速度平緩，基本沒有變速。

圖6 動臂斗桿鏟斗速度動態(tài)曲線

2.3 優(yōu)化特性

在壓力補償器補償壓差一定的情況下，需改變其節(jié)流面積，調(diào)節(jié)過流量進而改善三復合動作的協(xié)調(diào)性。

鏟斗壓力補償器如圖7所示，通過增大鏟斗壓力補償器U形節(jié)流槽節(jié)流面積，加快鏟斗動作速度，備選3種節(jié)流槽鏟斗壓力補償器閥芯參數(shù)如表3所示。

圖7 鏟斗壓力補償器示意圖

表3 鏟斗壓力補償器閥芯參數(shù) mm

發(fā)動機轉速不變，將鏟斗壓力補償器更換為#1鏟斗壓力補償器，測得空載挖掘機三復合相關數(shù)據(jù)如圖8～圖12所示，選取動臂位移達到0.67 m的點為參考點進行分析。

圖8 #1鏟斗壓力補償器動臂壓力-位移動態(tài)曲線

由圖8可知，更換為#1鏟斗壓力補償器，三復合動作過程中，當動臂位移為0.67 m(對應時間點約為19.85 s)時，動臂大腔壓力降低至6.52 MPa。

由圖9可知，更換為#1鏟斗壓力補償器，斗桿大腔初始壓力為5.99 MPa，有降低的趨勢，斗桿小腔壓力為4.20 MPa，有增加的趨勢，反饋在斗桿速度上其降速明顯。

圖9 #1鏟斗壓力補償器斗桿壓力-位移動態(tài)曲線

由圖10可知，更換為#1鏟斗壓力補償器，鏟斗大腔壓力仍然較低，大腔增壓較之前明顯。

圖10 #1鏟斗壓力補償器鏟斗壓力-位移動態(tài)曲線

由圖11可知，變量泵輸出流量較更換為#1鏟斗壓力補償器前略有增加，因為泵出口壓力由8.8 MPa降低至8.4 MPa，導致負載敏感泵斜盤擺角略有增大，其輸出流量增加了3.9 L/min。

圖11 #1鏟斗壓力補償器變量泵壓力-流量動態(tài)曲線

由圖12可知，更換為#1鏟斗壓力補償器，斗桿掉速明顯，動臂速度降低了0.01 m/s，鏟斗速度增加了0.05 m/s，顯然改變鏟斗壓力補償器節(jié)流槽尺寸能夠改善動臂斗桿鏟斗復合動作協(xié)調(diào)性。

圖12 #1鏟斗壓力補償器動臂斗桿鏟斗速度曲線

發(fā)動機轉速不變，分別更換為#2，#3鏟斗壓力補償器測試樣機數(shù)據(jù)，并與#1鏟斗壓力補償器比較，如圖13為3種鏟斗壓力補償器的鏟斗速度變化曲線。相比#1壓力補償器，更換為#2鏟斗壓力補償器，鏟斗速度由0.12 m/s增加至0.15 m/s；更換為#3鏟斗壓力補償器，鏟斗速度由0.12 m/s增加至0.21 m/s。

進一步可計算出鏟斗大腔輸入流量變化曲線如圖14所示。相比#1鏟斗壓力補償器，更換為#2鏟斗壓力補償器，鏟斗大腔輸入流量由36.38 L/min增加至45.38 L/min；更換為#3鏟斗壓力補償器，鏟斗速度由36.38 L/min增加至64.03 L/min。

結合圖13和圖14可知，增大鏟斗壓力補償器節(jié)流槽槽寬或槽深，即增大節(jié)流槽面積，有助于提高復合工況下的鏟斗速度和鏟斗動作流量。

圖13 3種鏟斗壓力補償器的鏟斗速度變化曲線

圖14 3種鏟斗壓力補償器的鏟斗大腔流量變化曲線

3 結論

小型挖掘機復合動作協(xié)調(diào)性高低直接影響市場銷量，針對動臂上升、斗桿鏟斗內(nèi)收三復合時鏟斗速度慢問題，本研究給出了挖掘機三復合系統(tǒng)原理圖，分析了壓力補償器補償壓差調(diào)控原理，研究了原裝鏟斗壓力補償器和3種優(yōu)化改進的鏟斗壓力補償器對挖掘機三復合性能的影響情況，通過增大鏟斗壓力補償器U形節(jié)流槽節(jié)流面積，提高了鏟斗速度，改善三復合動作協(xié)調(diào)性。研究表明，改變鏟斗壓力補償器節(jié)流面積可有效改善三復合鏟斗速度，為挖掘機各復合性能優(yōu)化提供方向。