《SF33900型电传动矿用自卸车液压系统设计与动态分析》由会员分享，可在线阅读，更多相关《SF33900型电传动矿用自卸车液压系统设计与动态分析（83页珍藏版）》请在金锄头文库上搜索。
1、中南大学硕士学位论文SF33900型电传动矿用自卸车液压系统设计与动态分析姓名：赵遵平申请学位级别：硕士专业：机械电子工程指导教师：罗春雷;朱广辉20080430中南大学硕士学位论文摘要摘要矿用自卸车以其生产效率高、运营成本低而成为大型矿山的理想运输工具，其大型化是一个重要的发展趋势。目前，国外主要生产厂家的产品规格都已达到3 6 0 吨，而国内还没有自主开发出吨位超过2 0 0 吨的自卸车。由于重量大、行驶速度高，加之矿山地区的弯道、坡路较多，矿用自卸车必须具有可靠、灵活的举升、转向和制动性能。液压系统作为矿用自卸车的转向、举升、制动控制系统，它的性能优劣将严重影响整车的安全性能和生产效率。
2、国外自卸车多采用专用元件，而国内相关研究较少。本文在分析国内外相关产品液压系统特点的基础上，从元件选型、阀块制作以及系统节能的角度出发，设计了国内首台2 2 0 吨矿用自卸车的液压系统。所设计的系统具有以下特点：1 ) 转向系统采用蓄能器供油、恒压变量泵补油、流量放大式的全液压动力转向系统，取消了故障率较高的卸荷溢流阀，具有紧急转向，转向泵排量较小以及自吸能力和冷起动能力较强等优点；2 ) 举升系统采用插装式的控制阀组，油源为齿轮泵+ 转向泵合流、通轴驱动的方案，解决了带通轴驱动功能的双联齿轮泵和专用举升控制阀选型困难的问题，并具有转向泵故障时举升泵可单独完成举升动作、系统节能可靠等优点。3
3、) 制动系统采用带液控功能的踏板阀为先导阀、继动阀为主阀的双路制动系统，解决了前后制动器流量、压力差别较大的问题，并具有次级制动、自动紧急制动、制动锁定等功能。针对大型矿用自卸车普遍存在的举升机构惯性很大和举升多级液压缸有效面积突变，举升系统较容易产生液压冲击的问题，采用液压系统仿真软件A M E s i m对所设计的举升系统进行建模，仿真研究举升、压力迫降、浮动等过程。结果表明，满载举升动作时，活塞面积突变引起的冲击小于开始或停止时的冲击，冲击压力不超过1 6 M p a ，初始过程的较大压力冲击主要来自转向泵，且持续时间较短，空车斗举升、压力迫降或浮动时系统的冲击压力都不超过5 M p a
4、 ，本系统具有较好的动态特性，满足设计要求。关键字：矿用自卸车，动态分析，举升液压系统，动力转向，全液压制动中南大学硕士学位论文A B S T R A C TA BS T R A C TM i n i n gt r u c ki sa ni d e a lc o n v e y a n c ei nl a r g em i n e sf o ri t sh i g he f f i c i e n c ya n dg o o de c o n o m y ，a n dt e n d st ob el a r g e r N o w ，t h ep a y l o a do fm a i nt
5、r u c k sa b r o a dh a sb e e nu pt o36 0t o n s ，b u ti n t e r n a lm a n u f a c t u r e r sh a v en o tp r o d u c e dm i n i n gt r u c k so v e r2 0 0t o n s O w i n gt ol a r g ew e i g h ta n dh i g hs p e e do ft r u c k sa n dm o r ec u w ea n ds l o p ei nm i n e s ，t h es y s t e mo fs
6、t e e r i n g ，b r a k ea n dh o i s t i n gm u s tb er e l i a b l e H y d r a u l i cp o w e rs t e e r i n g ，h y d r a u l i ch o i s t i n ga n df u l lh y d r a u l i cb r a k eh a v eb e e na p p l i e di nm i n i n gt r u c k s S ot h es a f e t yo ft r u c k sa n dp r o d u c t i o nh a sb
7、e e na f f e c t e db yh y d r a u l i cs y s t e ms e r i o u s l y I nt h i sp a p e r ，h y d r a u l i cs y s t e m so fm i n i n gt r u c k sh a v eb e e na n a l y z e d C o n s i d e r i n gh y d r a u l i cc o m p o n e n t ，t h em a n u f a c t u r eo fv a l v eb o d ya n ds a v i n ge n e r
8、 g y ，ah y d r a u l i cs y s t e mh a sb e e nd e s i g n e df o rf i r s ti n t e r n a l2 2 0t o n sm i n i n gt r u c k I tf e a t u r e st h a t ：1 ) S t e e r i n gs y s t e mi sf u l lh y d r a u l i cp o w e rs t e e r i n gs y s t e mw i t hf l o wa m p l i f i e r ，w h i c hi ss u p p l i
9、e db ya c c u m u l a t o r sc h a r g e db yap r e s s u r ec o m p a s s i o n a t e dp i s t o np u m p T h e r ei sn ou n l o a d i n gv a l v ew h i c ho f t e nf a i l s E m e r g e n c ys t e e r i n gc a nb ed o n ew h e ns t e e r i n gp u m pf a i l s T h ep u m pi se a s yt ob es t o c k
10、e df o ri t sl i t t l ed i s p l a c e m e n t ，s u c k so i lw e l la n dh a sg o o dc o l d s t a r tp e r f o r m a n c e 2 )H o i s t i n gs y s t e mi sc o n t r o l l e db yc a r t r i d g ev a l v e sa n ds u p p l i e db yg e a rp u m pa n ds t e e r i n gp u m po fp i g g y - b a c kd e s
11、i g n T h e r ei sn ot a n d e mp u m po fp i g g y b a c kd e s i g na n ds p e c i a lv a l v e sh a r dt ob es t o c k e d W i t hh o i s t i n gp u m p ，a l lh o i s t i n gm o v e m e n t sc a nb ec o m p l e t e dw h e ns t e e r i n gp u m pb r e a kd o w n A n dt h es y s t e mi se n e r g y
12、 - s a v i n ga n dr e l i a b l e 3 ) B r a k es y s t e mi sd u a ls e r v i c eb r a k e sw i t hr e l a yv a l v e sc o n t r o l l e db yaM I C Op e d a l p i l o ta c t u a t e dt a n d e mv a l v e T h ep r o b l e mo fl a r g e rd i f f e r e n c eo fp r e s s u r ea n df l o wb e t w e e nr
13、 e a rb r a k e sa n df r o n tb r a k e sh a sb e e ns o l v e d I tf e a t u r e ss e c o n ds e r v i c eb r a k e ，a u t o m a t i ca p p l y ，l o a d i n gb r a k ea n dS OO n D u et ol a r g ei n e r t i ao fd u m pb o d ya n dt h em u t a t i o no fv a l i dp i s t o na r e ao fh o i s t i n
14、gc y l i n d e r ，h y d r a u l i ci m p a c tc o m e si n t ob e i n gi nh o i s t i n ge a s i l y T os o l v et h i sp r o b l e m ，h o i s t i n gs y s t e md e s i g n e dh a sb e e nm o d e l e dI Ii nA m e s i m A n dt h em o v e m e n t so fh o i s t i n g ，p o w e r i n gd o w na n df l o a
15、 t i n gh a v e b e e ns i m u l a t e d T h er e s u l t ss h o wt h a t ，w h e nd u m pb o d yf u l l yl o a d e di sb e i n gh o i s t e d ，p r e s s u r ei m p a c td u et om u t a t i o no fv a l i dp i s t o na r e ai Sl o w e rt h a nt h a td u et os t a r t i n go rs t o p p i n gm o v e m e
16、 n t s I m p a c tp r e s s u r ei Sl e s st h a n16 M p aa n di m p a c tt i m ei Ss h o r t T h ei m p a c tp r e s s u r ei Sl e s st h a n5 M p aw h e ne m p t yd u m pb o d yh a sb e e nh o i s t e d ，p o w e r e dd o w na n df l o a t e d W i t hd y n a m i cp e r f o r m a n c e ，t h es y s t
17、 e md e s i g n e di su pt or e q u e s t T h es y s t e mi nt h i sp a p e rc a nb ea p p l i e di nd e s i g no fo t h e rd u m pt r u c k sa n dt h em e t h o df o rm o d e l i n ga n ds i m u l a t i n gh o i s t i n gs y s t e mc a nb ea p p l i e di ns i m i l a rs y s t e m K E YW O R D Sm i
18、n i n gt r u c k s ，d y n a m i ca n a l y s i s ，h y d r a u l i ch o i s t i n gs y s t e m ，p o w e rs t e e r i n g ，f u l lh y d r a u l i cb r a k eI I I原创性声明本人声明，所呈交的学位论文是本人在导师指导下进行的研究工作及取得的研究成果。尽我所知，除了论文中特别加以标注和致谢的地方外，论文中不包含其他人已经发表或撰写过的研究成果，也不包含为获得中南大学或其他单位的学位或证书而使用过的材料。与我共同工作的同志对本研究所作的贡献均已在
19、在论文中作了明确的说明。作者貔缉喊避年半月娅日关于学位论文使用授权说明本人了解中南大学有关保留、使用学位论文的规定，即：学校有权保留学位论文，允许学位论文被查阅和借阅；学校可以公布学位论文的全部或部分内容，可以采用复印、缩印或其它手段保存学位论文；学校可根据国家或湖南省有关部门规定送交学位论文。作者签名：兰滥导师签名作者签名：兰苎型孝导师签名期：埘耸月丑日中南大学硕士学位论文第一章绪论第一章绪论矿用自卸车( M i n i n gt r u c k ) ，也称之为非公路运输车( O f f h i g h w a yt r u c k ) ，是露天矿山运输的重要设备，随着露天矿开采规模的扩大，
20、开采深度的增加，运输道路坡度的变陡，铁路运输效率降低，曲率半径受到限制，爬坡能力低，很难适应深部开采的要求，从而为大型矿用自卸车的发展提供了机遇。目前，在年开采量千万吨以上的大型露天矿山的运输设备中，矿用自卸车已占8 0 9 0 。矿用自卸车安驱动型式分为电传动和液力机械传动，电传动的矿用自卸车又称电动轮自卸车。1 1 国内外矿用自卸车的发展概况自1 9 6 3 年由美国U n i t R i g 公司和G E 公司合作开发出世界上第一台载重量为7 7 t 矿用电动轮自卸车以来，经过4 0 多年的不断完善和大量新技术、新材料、新工艺的采用，形成了以美国小松德莱赛公司、日立建机、T e r e
21、xU n i t - R i g 、利渤海尔、卡特彼勒、别拉斯( 白俄罗斯) 为代表的矿用自卸车生产企业，它们占国际的市场份额占到9 0 以上，装载质量也从第一台车的7 7 t 上升到3 6 0 t ，并具有1 0 8 t 、1 5 4 t 、1 9 0 t 、2 2 0 t 、2 9 0 t 、3 2 0 t 等多个系列。1 1 1 国外发展概况随着各种新技术、新工艺的应用，矿用自卸的传动系统不断创新完善。大功率发动机的问世以及大型矿山对大型矿用自卸车偏爱，促使矿用自卸车向大型化发展。1 ) 大型化发展大型矿用自卸车与中小型矿用自卸车相比，其生产效率更高，运营成本更低，因而得到大型矿山偏爱，
22、近年来随着矿山开采的规模的增加，大吨位矿用车的需求比例不断增加，超大吨位的矿用车不断出现。小松德莱赛率先推出了2 9 0 t 的9 3 0 E ，之后其他厂家跟入，利渤海尔推出了3 2 7 t 级T 2 8 2 型，之后又推出了载重量为3 6 0 t 的T 2 8 2 B 型：T e r e xU n i tR i g 推出了3 2 6 t 级的M T 5 5 0 0 型，之后又推出了3 6 0 t 的级M T 6 3 0 0 A C ；卡特彼勒推出3 2 6 t 级机械传动的7 9 7 型，之后又推出有效载重为3 4 5 t 级机械传动的7 9 7 B 型；日立建机推出了有效载重为2 9 0
23、 t 的E H 5 0 0 0 ，之后升级到3 1 5 吨n 2 1 4 1 5 1 6 1 。2 ) 传动方式不断创新电传动式和机械传动式的矿用自卸车不断改造各自产品，提高技术性能，发挥各自特长，在竞争中发展。电传动由直流传动向交流传动发展，机械传动逐渐应用到大吨位的自卸车上。l中南大学硕十学位论文第一章绪论目前1l O t - - - 2 1 8 t 的电动轮自卸车多采用直流电动机驱动系统，它具有低速度高扭矩特性，对长距离的稳定坡度运输比较有利，传动效率高，但是直流电动机结构复杂，有许多运行部件在满载荷运转时，必须降低运行速度，以防止电动机过热。因而最近开发的2 8 0 t 以上的电动轮自
24、卸车都该用交流驱动系统，交流电动机体积小、重量轻、结构简单和便于维修，解决直流电动机热负荷的困扰。利渤海尔、日立建机采用西门子的A C 传动系统，小松德莱赛采用G E 的A C 传动系统，T e r e xU n i tR i g 采用G e n e r a lA t o m i c s 的A C 传动系统。随着G E 公司为2 1 6 t 矿用车开发成功了A C 传动，A C 传动在向小级别矿用车转移。伴随着大功率液力变矩器的问世，机械传动的矿用车的有效载荷也不断增大，其中卡特彼勒的7 9 7 B 型矿用车有效载重达到3 4 5 t ，以接近电动轮自卸车的最大有效载重H 1 。1 1 2 国
25、内发展概况经过多年的技术合作、引进和吸收，国内矿用自卸车有了很大发展，主要生产l O O t 以下的机械传动的矿用自卸车和1 0 8 t 、1 5 4 t 电动轮矿用自卸车，主要厂商有北方股份、湘潭电机、北京重型汽车厂、首钢重型车厂、本溪重型车辆厂，其中北方股份生产T e r e x 系列产品2 0 - - 一1 2 0 吨级矿用自卸车，主要型号有3 3 0 3型2 5 t 、3 3 0 5 型3 2 t 、3 3 0 7 型4 5 t 、3 3 1 0 B 型9 1 t ，最近推出了目前国内吨位最大( 1 9 0 t ) 的M T 3 6 0 0 型电动轮自卸车；湘潭电机主要生产1 0 8
26、t 、1 5 4 t 电动轮自卸车，并正在研制2 2 0 t 电动轮自卸车；北京重型汽车厂主要生产4 0 t 以下的矿用自卸车，并与别拉斯合作组装5 5 吨自卸车和1 3 0 电动轮自卸车；北京重型汽车厂主要以3 0 吨以下为主，最近开始试制5 5 吨；本溪重型车辆厂主要型号有B Z Q 3 3 7 1 型2 2 t 、B Z Q 3 9 5 0 型5 5 t 、B Z Q 3 1 4 7 0 型8 5 t 。尽管国内矿用自卸车有了很大发展，基本上满足国内需求，但是整体行业水平跟国际仍有很大差距。随着国内矿山的资金逐渐好转，现有设备的更新换代以及新设备的需求给国内矿用自卸车行业一个新的发展机遇
27、，但是用户需求向大型化的发展，国外厂家不断进入国内市场，使国内自卸车行业竞争加剧。1 2 国内外矿用自卸车液压系统概述液压系统是矿用自卸车至关重要的一部分，它的性能直接影响整车的工作性能及安全性能，矿用自卸车液压系统包括举升系统、转向系统和制动系统三部分。由于某些型号矿用自卸车举升动作时，举升泵和转向N 动合流后，同时给举升系统供油。因此，为方便介绍双泵合流的方式，本文首先介绍转向系统，再介绍举升系统。2中南大学硕士学位论文第一章绪论1 2 1 转向系统矿用自卸车为提高转向操作的灵活性与可靠性，一般采用全液压闭式中位、负荷传感的转向器控制两个双作用转向油缸来实现转向，系统采用蓄能器供油，液压泵
28、补油。液压泵补油的方式主要有三种：定量泵+ 卸荷阀、恒压变量泵、恒压变量泵+ 压差溢流阀。1 ) 定量泵+ 卸荷阀补油其原理如图卜1 所示，卸荷阀保持蓄能器的压力在一定范围内波动，其最高压力比最低压力高1 7 左右口1 。图1 l定量泵+ 卸荷阀的转向系统这种特殊功能主要靠先导阀的特殊结构来实现，先导阀为压差溢流阀，如图卜2 所示，控制阀芯的面积比阀座上锥阀的有效面积大1 7 ，当阀芯未开启时，腔( 3 ) 的压力油对控制阀芯的作用力比对锥阀的作用力大，从而导致腔( 1 ) 压力油的作用面积小于控制阀芯的面积，而当阀芯开启以后，腔( 3 ) 接通油箱( 2 ) ，腔( 1 ) 压力油的作用面积
29、等于控制阀芯的面积。因此，先导阀芯的开启压力比关闭压力大1 7 ，从而实现蓄能器有较大的压力波动范围阳1 。P r 鹊嗣n 1 3 )位l T a n k嘲1 )图1 2 压差溢流阀这种补油一般采用叶片泵，价格较低，但是系统卸荷时能量损失较大，而且3中南人学硕士学位论文第一章绪论卸荷溢流阀故障率较高，应用较少，主要是中小吨位的自卸车，如小松德莱塞的6 3 0 E 、7 3 0 E 。2 ) 恒压变量泵补油大部分厂家的自卸车采用这种补油方式，主要型号有日立建机的E H 3 0 0 0 、E H 3 5 0 0 例，利渤海尔的T 2 5 2 、T 2 6 2 m 1 ，T e r e xU n i
30、 t R i g 的M T 3 3 0 0 、M T 3 3 0 0 A C 、M T 3 6 0 0 B 、M T 3 7 0 0 A C 、M T 3 7 0 0 B 、M T 4 4 0 0 、M T 4 4 0 0 A C 、M T 5 5 0 0 、M T 6 3 0 0 A C n ，别拉斯的7 5 3 0 6n 引。这种补油方式，蓄能器的压力波动范围小，有利于延长蓄能器的使用寿命，但是柱塞泵价格较高，且对油液的清洁度要求较高。3 ) 恒压变量泵+ 压差溢流阀补油两m m 这种补油方式是在恒压变量泵补油的基础上，增加压力卸荷阀2 ，其原理图如图卜3 所示。该卸荷阀2 的结构与图卜2
31、 所示的结构相同，只是图1 - 2 所示的阀为螺纹插装式，而本系统需采用板式安装方式。卸荷阀2 来调节蓄能器的压力，当达到设定最高压力时，液压泵1 的排量减到最小，输出压力也降低到最低要求压力。图l - 3 恒压变量泵+ 压力卸荷阀当蓄能器不需要补油时，液压泵压力、流量都卸荷，将系统的能量损失减到最小，系统节能效果最好，而且减少对配油盘的磨损，延长了泵的使用寿命。因此，这种方式多应用于最近推出的大吨位矿用自卸车，如日立建机的E H 4 5 0 0 、E H 5 0 0 0 ，利渤海尔的T 2 8 2 B ，小松德莱塞的8 3 0 E 、9 3 0 E 。1 2 2 举升系统矿用自卸车的举升系统
32、由多级液压缸、举升四功能控制阀和油源组成，由于系统负载较大，而工作压力又不能超过2 0 M p a ，再加上举升时间的限制( 不超过2 5 s ) ，因而举升系统的流量很大，一般超过6 0 0 L m in 。1 ) 举升多级液压缸多级液压缸的级数越多，液压缸制造成本就越高，故障率也会增加，因此矿4中南大学硕士学位论文第一章绪论用自卸车的举升液压缸一般不超过三级n4 1 。利渤海尔、T e r e xU n i tR i g 的矿用自卸车采用两级双作用伸缩缸n n ，日立建机、小松德菜赛的矿用自卸车采用三级双作用液压缸盯儿町3 1 ，别拉斯的矿用自卸车也采用三级伸缩缸，但是只有后两级为双作用n
33、2 | 。举升液压缸一般倒置安装，如图卜4 所示。图1 - 4 矿用自卸车的举升液压缸为避免车斗下落时对车架产生剧烈碰撞，举升液压缸内一般设置末端缓冲，如图卜5 所示，其缓冲长度远大于普通液压缸的缓冲，这正是因为矿用自卸车举升系统具有更大的惯性。2 ) 举升控制阀组矿用自卸车的举升系统具有举升、中间停止、迫降和浮动四种功能。由于系统流量很大，普通的四位控制阀最大流量只有4 5 0 L m in ，更本无法满足要求。因此，举升控制阀一般采用特制四位控制阀或者组合阀，四位控制阀如图卜6 所示，中南大学硕士学位论文第一章绪论T e r e xU n i tR i g 的矿用自卸车手动先导式四位换向刚
34、1 ，利渤海尔的矿用自卸车采用电子手柄控制四位换向阀n0 。，日立建机的矿用自卸车采用电磁先导式四位换向阀阳1 ，别拉斯的7 5 3 0 6 自卸车采用电磁阀先导控制2 个3 位换向阀n 刳，小松德莱赛的7 3 0 E 、8 3 0 E 、9 3 0 E 自卸车采用四位手动阀先导控制2 个3 位3 通换向阀m 引。举中间浮压力升停止动迫降图1 - 6四位举升控制阀浮动时，即图示状态，阀8 在无杆腔压力油的作用下换到上位，阀6 在系统回油的作用下换到上位。该系统设置多处节流，实现了平稳换向，减小压力冲击。阀7 和液控单向阀实现举升限制，阀1 和流量阀3 来实现系统卸荷，阀2 和阀3实现迫降压力设
35、定H 1 。厂牵Il 一：l ：l、llI广、J了审审、(三ol rlI血；6姓8桶l夕L J) ：【l扭钮卜一一珂I【下：，一IIuo 、白U34、乏旷10 阿 ，7 忙q唱2了八一U 蚂一U VL _可L1 rr： I 上J - ：| VUI* 祀LT 1 -爪It 一l山图1 7小松德菜赛7 3 0 E 的举升控制原理图6中南大学硕士学位论文第一章绪论为防止车斗举升最后阶段，由于矿石在车斗底部堆积，造成举升液压缸突然加速伸出而损坏液压缸，也就是拔缸，一般在举升缸的有杆腔回路上设置单向平衡阀，如图卜7 所示，由于举升缸液压有杆腔的流量举升时小，迫降时大，因此设置多个单向阀。3 ) 油源由于
36、举升系统流量很大( 大于6 0 0 L m i n ) ，T e r e xU n i tR i g 、利渤海尔、日立建机的所有型号以及小松德莱赛的8 3 0 E 、9 3 0 E 都采用双联齿轮泵供油，举升系统与转向制动系统分开，而小松的6 3 0 E 、7 3 0 E 和别拉斯的7 5 3 0 6 、7 5 2 1 5采用双泵合流的方式，6 3 0 E 采用卸荷溢流阀实现双联叶片泵合流，7 3 0 E 采用卸荷溢流阀实现转向制动叶片泵与举升齿轮泵合流，7 5 3 0 6 、7 5 2 1 5 采用液控换向阀实现转向制动变量柱塞泵与举升叶片泵合流。1 2 3 制动系统矿用自卸车，由于其惯性很
37、大( 3 6 0 吨的自卸车满载后的总重量达到5 9 0 吨) 、行驶速度较高( 达到6 4 k i n h ) ，对制动系统有更高的要求，以保证行驶的安全性和制动的可靠性。电传动矿用自卸车的制动分为电制动和机械制动，而机械制动一般采用全液压制动系统，这正是本章节所要概述的。1 ) 制动功能矿用自卸车的制动分为工作制动、停车制动、紧急制动和制动锁定。工作制动为车辆行驶时的制动，一般采用脚踏控制或者手控；停车制动用于车辆停止后固定住车辆，一般采用弹簧制动，液压解除；制动锁定用于车辆装载或卸载时锁住车辆，一般只锁定后轮；紧急制动为系统故障时所采取的制动。为提高系统的可靠性，小松德莱赛、日立建机、利
38、渤海尔、T e r e xU n i t - - R i g 等厂家生产的矿用自卸车一般都具有次级工作制动，保证系统在某部分故障时，仍可以安全停车【7 】【9 _ 1 3 】o2 ) 制动器电传动矿用自卸车普遍采用全液压钳盘式制动器或者湿式制动器，前轮为轮速制动，后轮为枢速双盘制动( 制动器装在电动机的轴上) ，日立建机的E H 4 5 0 0 、E H 5 0 0 0 后制动采用湿式制动器，小松德莱赛的8 3 0 E 、9 3 0 E 前后制动全部为湿式制动器，而T e r e xU n i t R i g 、利渤海尔的所有型号以及日立建机、小松德莱赛的其他型号前后制动器全部为钳盘式制动器n
39、 胁m 羽。湿式制动器需要专门的冷却油路，而钳盘式制动器可以风冷，后制动器由于安装在后桥内，不利于散热，而且有更多的摩擦生热，因而需要强制冷却，以防止制动器因温度过高而失效。而机械传动的矿用自卸车全部为轮速制动，因而制动器一般相同。随着自卸车吨位的不断增大，所需要的制动力矩越来越大，一般通过增大制7中南火学硕士学位论文第一章绪论动盘的直径和增加制动钳的数量来增大制动力矩，表1 - 1 为T e r e xU n i tR i g 主要型号矿用自卸车的制动器。表1 1T e r e xU n i tR i g 主要型号自卸车制动器3 ) 制动油源矿用自卸车的全液压制动系统一般由转向蓄能器供油，并
40、设置2 个或者3个制动蓄能器，而且每个制动油路通过单向阀相互隔离，并各自带有制动压力调节阀，来保证在转向蓄能器等元件故障时可以安装的停车。由于后制动扭矩经过减速器放大，制动器的输出扭矩较小，因而后制动压力较低、流量小，而前制动流量大、压力高。1 3 液压动力转向系统的发展概述液压动力转向系统具有操纵力小、结构紧凑、便于安装等诸多优点，因而在工程机械中获得了日益广泛的应用，主要有以下几类：1 ) 开式无反应型转向系统：该系统采用开式无反应型转向器，一般由定量泵或者定量泵+ 优先流量分配阀供油，具体情况如下n5 。1 ：定量泵供油的转向系统：该系统由定量泵、开中位液压转向器组成，如图1 - 8 所
41、示。液压转向器自动优先向转向供油，将多余的油供给辅助功能。当不转向时，所有的流量供给辅助油路。转向速度可通过操纵油门和转向阀杆来控制。该系统消除了分流阀或一个单独的转向回路，因此系统结构简单，性能稳定，成8中南大学硕士学位论文第一章绪论本低，故障率也相对低，但是发动机转速较高时转向发飘。图l - 8 定量泵供油转向系统原理图图1 - 9 定量泵僦先阀的转向系统图l - 1 0 闭式无反应型转向系统大流量定量泵+ 优先流量分配阀的转向系统：该系统原理图如图卜9 所示，它有定量泵、优先流量分配阀和开中位液压转向器组成，优先流量分配阀的作用是给转向系统提供恒定或者指定的流量，从而保证最大转向速度不受
42、发动机转速的影响，而将剩余的压力油供给辅助回路。该回路结构简单、成本低、工作可靠，基本上可以克服发动机转速较高时的转向发飘，但在发动机高速运转时系统存在较大的节流损失。2 ) 闭式无反应型转向系统该系统一般由闭式无反应型转向器、变量泵、蓄能器等组成，如图1 - 1 0 所示。转向时蓄能器和转向液压泵一起向转向器供油，不转向时转向器处于中位，迸回油口封闭。该系统由于采用蓄能器供油，转向泵的排量可适当减小，而且当转向泵故障时，系统具有应急转向能力。但是变量泵对液压油的清洁度要求较高，成本也较高n 引。9中南大学硕士学位论文第一章绪论3 ) 阀控负荷传感转向系统n 6 m 8 1阀控负荷传感转向系统
43、由负荷传感优先阀和负荷传感型转向器组成，根据所取信号的不同，分为静态负载传感转向系统和动态传感转向系统。静态负载传感转向系统采用静态负荷传感优先阀，如图1 - 1 1 所示，动态负荷传感转向系统采用动态负荷传感优先阀，如图1 - 1 2 所示。戆砬莪警1 - 1 1 静态阀控负荷传感转向系统图1 1 2 动态阀控负荷传感转向系统优先阀的作用是保证转向系统有稳定的流量，无论负载压力和油泵供油量如何变化，优先阀均能维持转向器内变节流口两端的压差基本不变，保证供给转向器的流量始终等于方向盘转速和转向器排量的乘积。该系统特点：对负荷变化有良好的压力补偿；转向回路与其他回路互不影响，主流量优先供给转向回
44、路，中位时只有微小流量通过转向器；中位压力特性不受排量的影响；转向回路压力、流量保持优先，转向可靠。动态传感负荷转向系统还具有下列特点：转向灵敏度高，响应快；寒冷条件下的启动性能有了极大的改善；有利于解决系统性能和稳定的问题。4 ) 泵控负载传感转向系统n 钔系统原理图如图卜1 3 所示，转向器的L S 口不但与流量放大器的L S 口连接，而且与负载敏感变量泵L S 口连接，当系统不需要给其他系统供油时，可以取消负载敏感优先阀。变量泵的负载敏感阀实现了泵的压力、流量与负载相适应，减少了系统的能耗，使系统的效率达到最高。转向器处于中位( 方向盘不动) ，转向泵的油经过转向器中位节流口产生压降，变
45、量泵的负载敏感阀阀芯在压差的作用下，压力油进入泵的控制柱塞腔，控制柱塞推动斜盘运动直至泵的排量达到最小。这时转向液压泵只有很小的流量维持泄露，压力为负载敏感阀设定压力，一般为1 8 M p a 。I O中南大学硕士学位论文第一章绪论图1 - 1 3 泵控负载敏感转向系统1 负载敏感变量泵2 优先阀3 转向器4 转向油缸以上几类转向回路都属于无反应型转向回路，其中的转向器在计量装置中位时，转向缸的两油口与计量装置间是封闭的，路面阻力不会反应到转向盘上，转向过程中随时松开转向盘，转向盘都会自动地回到对中位置。另外还有反应型转向回路，其中转向器的计量装置中位时，路面阻力会反应到转向盘上，当驾驶员完成
46、一个转向动作后松开转向盘，转轴上的反作用力可使转向盘回到近似原始位置。对于工程机械，由于路面比较复杂，为减轻司机的驾驶强度，一般都采用负荷无反应型转向回路。1 4 矿用自卸车液压系统研究现状1 4 1 举升液压系统文献 2 0 给出了后推连杆组合式举升机构静态及动态时的油缸举升力数学表达式，以初始位置时油缸静态举升力与动态惯性力之和最小作为举升机构优化设计的目标函数，利用惩罚函数法进行了优化设计，优化目标减小了5 4 6 。文献 2 1 以举升油缸最大油压、举升过程中油压变化及初始油压的加权和为优化目标，对连杆放大式举升机构进行了优化设计，并开发了自卸汽车举升机构C A D系统。文献 2 2
47、以举升油缸行程及举升力系数作为优化设计的目标函数，进行优化设计，对举升力系数和油缸行程较原方案有所改善。文献 2 3 以举升缸油压波1 l中南大学硕士学位论文第一章绪论动值为目标函数进行优化设计，使油压最大值较优化前下降了2 4 。文献 2 4 以初始举升力系数为优化目标，对油缸后推杠杆平衡式举升机构的优化设计进行了研究和讨论。文献 2 5 利用A D A M S 软件，以S T 3 1 4 0 型自卸车为例，对前推连杆放大式举升机构进行了参数化建模，并进行了优化设计，将最大举升力降低了2 8 4 。文献 2 6 利用A D A M S 软件，对某型号矿用自卸汽车( 3 2 吨) 后置直顶式液
48、压举升系统进行了机械一液压耦合的建模仿真，并对举升机构进行了优化。由于小吨位自卸车举升系统流量较小，而且主控制阀只有举升、停止、迫降三种功能，液压系统简单。因此，国内主要研究都集中举升机构的优化。在国外，液压举升系统的研究主要集中在各自卸汽车生产厂商，公开的研究成果很少。1 4 2 转向液压系统为了减轻驾驶人员的劳动强度，在重型矿用自卸汽车上，几乎全部都采用全液压动力转向，对这种全液压动力转向系统的研究显得非常重要。文献 2 7 建立起负荷传感的全液压转向系统的静动态数学摸型，据此进行静动态特性分析和数字仿真，着重讨论了液压转向系统由于内部结构及内摩擦引起的转向死区。文献 2 8 在分析液压转
49、向系统工作原理的基础上建立两轮及四轮转向系统的数学模型，并利用M A T L A B 进行仿真，仿真结果得到了试验验证，最后分析了液压转向系统的静态与动态特性。文献 2 9 建立了同轴流量放大全液压转向系统的数学模型，利用M A T L A B 进行了仿真，并通过试验验证了仿真结果。文献 3 0 建立装载机流量放大转向系统的数学模型，利用M A T L A B 仿真分析了控制流量、速度放大系数、液压固有频率、阻尼比、刚度等对系统特性的影响，并进行实验分析。国外也有许多文献对液压转向系统进行了研究。文献 3 1 推导了外反馈的全液压转向系统的数学模型，利用M A T R I X x 对其进行了仿
50、真研究。文献 3 2 分析了液压动力转向系统迅速转向时响应滞后的现象，建立了相应的数学模型，该模型考虑了管路中压力波的传播及管路的粘弹性特征，通过该模型的分析，揭示了响应滞后的机理，优化了流量阀和管路的尺寸。文献 3 3 通过对外反馈的全液压转向系统进行分析建模，开发了液压集成动力转向计算机辅助设计系统，利用该系统，可以使设计费用减少7 0 ，试验费用减少5 0 。1 5 本课题的背景意义和主要研究内容1 5 1 本课题的背景意义矿用自卸车在向大型化发展，2 0 0 t 以上的自卸车已成为国外大型矿山的主要运输设备，中小型的市场占有率越来越低。而发展千万吨级大型露天煤矿是未1 2中南大学硕士学
51、位论文第一章绪论来煤炭能源基地建设的重点方向之一，神东、晋北、蒙东、云贵、黄陇、陕西等基地都建有大型露天煤矿，仅蒙东就将建设7 个5 0 0 0 万吨级煤炭基地，这给矿用自卸车的发展提供了一个新的机遇。而且G E 公司已经成功开发2 2 0 吨级A C传动系统，这为国内企业研制2 2 0 t 矿用自卸车提供了一个重要基础。为了更好的满足用户要求，响应国家政策，湘潭电机厂依靠在矿山自卸车方面的独特技术优势，自主研制2 2 0 t 矿用自卸车。2 2 0 t 矿用自卸车作为目前国内自主研制中的最大吨位的自卸车，液压系统是其重要的一部分，其好坏将严重影响行车的安全性和整车的生产效率。国外矿用自卸车大
52、多采用专用液压元件，特别是举升系统采用特制双联齿轮泵和专用组合阀，而目前国内矿用自卸车的研究较少，而且主要是中小吨位。本文分析了国外各相关产品的系统，吸收其优势，并查阅B o s c hR e x r o t h等主要液压件厂的样本，设计一套可靠的、元件易于采购的液压系统，并对其中复杂部分进行建模仿真，优化系统的元件选型，为其他大吨位自卸车的液压系统开发奠定基础。1 5 2 本文的主要研究内容液压系统设计：对转向进行负载分析，比较各种转向器和液压油源，确定系统方案：对举升系统进行负载分析，确定举升缸的主要参数，确定系统方案；对制动系统进行负载分析，确定系统方案。建立举升液压系统各元件的数学模型
53、，以此为基础，建立各元件的A m e s i m仿真模型，并有机组合为整个举升系统的仿真；对车斗的举升、压力迫降、浮动等过程进行仿真分析，来验证系统的可行性，并调节各元件参数，优化举升液压系统，使其动态特性达到最优。中南大学硕士学位论文第二章自卸车液压系统设计第2 章自卸车液压系统设计2 2 0 t 矿用自卸车自重达1 7 0 t ，满载后的总重量达到3 9 0 t ，行驶速度达到6 4k m h ，而且矿山地区的弯道、坡路较多，这要求自卸车必须具有可靠、灵活的举升、转向和制动性能。国外自卸车多采用专用液压元件，国内厂家在这方面研究较少，且主要集中于中小吨位的自卸车。鉴于此，本文通过负载分析，
54、确定系统主要执行元件的参数，比较各种方案，为S F 3 3 9 0 0 型自卸车设计研究一套新型液压系统。2 1 液压动力转向系统设计矿用自卸车转向系统是整个控制系统的主要系统之一。由于全液压转向系统具有操纵力小、结构紧凑、便于安装等诸多优点，因而在工程机械中获得了日益广泛的应用。本系统采用全液压转向系统，该系统包括转向液压缸、转向器和液压油源等。2 1 1 转向系统负载分析1 ) 转动转向轮所需的总力矩n 铂z ：0 0 5 G 上旦。丝( 2 1 )。l + 旦2 0 00 7B式中，风轮胎与地面的磨擦系数，可取0 8 ；G 转向桥负荷，G = 1 2 6 1 2 6 0 N ；j 5 f
55、 转向轮宽度，查阅相关轮胎手册，可知B = 11 0 8 m m ；P 转向轮摆动半径，P = 7 3 5 m m ；Z 转向阻力矩( N m ) 。将相关数据代入式( 2 1 ) ，可得转向阻力矩L = 2 4 X 1 0 5N m 。2 ) 转向液压缸的最大推力B 一= 瓦( 2 2 )式中，最小转向阻力臂，由结构可知= 0 5 2 4 m 。由式( 2 2 ) 可知，尽一= 4 5 8 x 1 0 5 N3 ) 转向液压缸的面积A s c = B 一( P s c 7 7 删)( 2 3 )式中，彳跖转向液压缸的工作面积( m m ) ；7 7 删转向液压缸的机械效率，一般7 7 删=
56、0 9 0 9 7 ，取刁删= 0 9 5 ；转向液压缸的工作压力，取1 4中南大学硕士学位论文第二章自卸车液压系统设计决于转向器的最高工作压力，而常用大排量转向器的工作压力都可达到2 0M p a ，因而初定= 1 3 5 M P a 。转向液压缸的内径肚厚萼( 2 4 )式中，d 转向液压缸的杆径，初步定位d = 8 0 r a m 。联立式( 2 - 2 ) ( 2 4 ) ，可知D = 1 6 1 m m ，参考国标G B T2 3 4 8 - - 1 9 9 3 液压缸内径及活塞杆外径，确定D = 1 6 0 咖。故可知转向缸的作用面积缸= 署( 2 D 2 - d 2 ) = 0
57、0 3 5 1 6 m 2( 2 5 )4 ) 转向系统的安全压力在很少超载的车辆中，转向液压缸的工作压力为转向系统安全压力的8 0 ；可能严重超载的车辆，转向液压缸的工作压力为转向系统安全压力的3 0 n 劓。由于矿用自卸车超载较少，因此转向系统的安全压力只尘堕L 一( 2 6 )。8 0 xA s ：r s c u由式( 2 5 ) 和( 2 6 ) 可知，只1 7 1 3 M p a 。5 ) 转向液压缸的工作容积= 三渺一d 2 ) 乓( 2 7 )式中，厶转向液压缸的行程，三s = 4 8 4 衄。6 ) 转向器的排量：堡m( 2 8 )式中，m 转向轮从一个极限位置转到另一个极限位
58、置时方向盘转过的圈数，设计时根据需要选择，一般朋= 2 5 5 5 。由式( 2 - 7 ) ( 2 - 8 ) 可知：聊= 4 时，= 4 2 5 0 m L r聊= 5 时，= 3 4 0 0m L r中南大学硕士学位论文第二章自卸车液压系统设计2 1 2 转向器的选型本系统所采用的转向器的排量很大，而全液压转向器主要通过2 种方式提高转向器的排量m 嗡】：通过增加转向器计量马达的排量和内部通道的过流面积，使转向器的输出排量得到提高。美国的E A T O N 公司采用此方案开发的4 0 系列转向器，最大排量可达3 1 5 0m L r 。这种系统结构简单，元件少，可靠性高，但是体积和重量比
59、较大，在行走机械上安装不方便。采用1 个小排量的转向器控制流量放大器，通过对转向器输出的小流量的精确放大来获得较大的流量。S a u e rD a n f o s s 和卡特彼勒采用这种方案，获得了大流量的转向系统。S a u e rD a n f o s s 的转向器可以在元件和系统两个层面上提供转向解决方案，最大排量可达4 1 6 0m L r 。一般，通过0 S P B X O S P C X 0 S P L XL S型全液压转向器和O S Q A 、O S Q B 型流量放大器配合使用的一种全液压转向系统。这种转向系统操作力小、轻松灵活，压力损失小，转向系统布置灵活。为方便操纵、便于系
60、统布置，本系统采用D a n f o s s 的小排量转向器+ 流量放大器的转向系统，D a n f o s s 转向系统的总排量如表2 1 所示。表2 1D a n f o s s 流量放大全液压转向系统的总排量满足要求的排量有3 6 4 0 、4 0 0 0 、4 1 6 0 三种，为提高转向操作的灵活性，转向系统的排量越大越好，但是转向器的排量越大，其体积越大，不便于安装，因此选用4 1 6 0 转向系统，即由O S P L X 5 2 0 L S 型转向器和O S Q B 8 型流量放大器组成转向系统。O S P B X 0 S P C X O S P L XL S 型转向器是特殊的负
61、荷传感转向器，O S P B XL S 和1 6中南大学硕士学位论文第二章自卸车液压系统设计O S P L XL S 型为静态型，O S P C XL S 型为动态型，图2 1 所示为O S P C XL S 型转向器的原理图。这类转向器中位时，L 、R 接通油箱，不适合直接用于控制转向油缸。L S图2 - 10 S P C XL S 型转向器流量放大器由负荷传感优先阀、流量放大阀、方向控制阀和缓冲阀组成，O S Q B型包括静态型和带紧急转向功能的动态型，如图2 - 2 和2 - 3 所示，动态型采用动态负荷传感优先阀，另外还叠加了一个静态负荷传感优先阀，P 口接紧急转向泵，H P 口接转向
62、泵，当转向泵故障时，紧急转向泵通过静态负荷传感优先阀给转向系统供油。LPRE FT娟玳剑_ + - o 叫习仁-瑚k J ，= l 以l 一广一一l _ l 二_ = _ 百斟匀蜇链二三二RH Tp矾图2 - 2O S Q B 型静态流量放大器图2 - 3 带紧急转向功能的动态流量放大器2 1 3 转向系统油源方案设计1 ) 转向系统的最大流量1 7中南大学硕十学位论文第二章自卸车液压系统设计( 五P = Z s 【，门s u( 2 9 )式中，F I S U 转向器的转速，对于小于2 5 0m L r 排量的转向器，其设计转速为6 0 - - 一1 2 0 r m i n ，大于2 5 0m
63、 L r 的转向器，其最大设计转速为l O O r m i n ，NI Nn 跗= l O Or m i n n4 | ；转向器的排量，= 5 2 0 x8 = 4 1 6 0 m L r 。由式( 2 9 ) 可知，O 印= 4 1 6L m i n 。非蓄能器供油时，液压泵的排量为盟( 2 1 0 )式中，z 转向泵的转速，刀= 1 9 0 0 r p mr s e 矿转向泵的容积效率，刁即矿= 0 9 。由式( 2 1 0 ) 可知，y 品2 4 3 m L r 。2 ) 转向系统油源D a n f o s s 的0 S P B X O S P C X 0 S P L XL S 型转向器
64、的L S 油口与流量放大器中的负荷传感优先阀的L S 口连接，流量放大器的P 口与P P 口连接，组成负荷传感转向系统，如图2 4 所示。LPP P图2 - 4D a n f o s s 转向系统流量放大器中优先阀的作用是保证转向系统有稳定的流量，无论负载压力和油泵供油量如何变化，优先阀均能维持转向器内变节流口两端的压差基本不变，保证供给转向器的流量始终等于方向盘转速和转向器排量的乘积。而流量放大器中南人学硕士学位论文第二章自卸车液压系统设计保证通过流量控制阀的流量是转向器流量的固定倍数，从而实现供给转向油缸的流量与转向器的转动速度成比例。负荷传感转向系统一般有定量泵、蓄能器和负荷传感变量泵三
65、种供油方式，各种方式的特点如下：定量泵供油：H P 口接定量泵，E F 口接其他油路，流量放大器的优先阀对负荷变化有良好的压力补偿，并实现转向回路与其他回路互不影响，主流量优先供给转向回路，当转向系统不动作时，转向泵与其他液压泵合流，供给其他回路大流量的液压油；中位时只有微小流量通过转向器。系统回路简单、可靠，压力与负载自适应。但是系统存在下列不足：a 液压泵选型困难：定量泵的最小流量必须大于转向系统的最大流量，而叶片泵的最高排量只有2 1 5 m l r ，齿轮泵的压力很难满足系统要求，能满足转速和排量要求的柱塞泵也很少阳1 。b 系统发热严重：不论实际负荷如何变化，定量泵的流量恒定，多余的
66、液压油经过优先阀供给举升油路，而矿用自卸车举升动作时间很少，。空循环带来大量的能量损失，造成液压系统发热严重。负载敏感变量泵供油：转向器的L s 口不但与流量放大器的L s 口连接，而且与负载敏感变量泵L S 口连接，如图1 - 1 2 所示。该系统不但具有定量泵供油转向系统的优点，而且效率更高，但是存在下列不足：a 液压泵选型困难：满足要求的变量泵只有B o s c hR e x r o t h 的A 1 1 V L 0 2 6 0 变量柱塞泵，该泵带增压泵，不带增压泵的变量柱塞泵最高转速1 8 0 0 r p m ，而且对液压油的清洁度要求较高，成本也较高口们。b 不便于实现同时对制动系统
67、供油。蓄能器供油：该系统实现了流量与负载需求自适应，可以适当减小转向泵的排量，可同时对制动系统供油，而且在液压泵故障时，还可以依靠蓄能器实现紧急转向功能。其补油方式主要有定量泵+ 卸荷阀、恒压变量泵、恒压变量泵+压差溢流阀三种。a 定量泵+ 卸荷阀：由于卸荷阀故障率高，造成系统发热严重，应用较少；b 恒压变量泵、恒压变量泵+ 压差溢流阀方式都是依靠液压泵来实现卸荷，由于液压泵的变量机构较大，相比阀控系统，其响应较慢，减少了对单向阀的冲击：应用最广。由于恒压变量泵+ 压差溢流阀方式很难实现双泵合流，因此对于举升系统动作合流的系统，只能采用恒压变量泵补油的方式。3 ) 系统方案本系统采用蓄能器供油
68、、恒压变量泵补油，如图1 - 3 所示，是否采用压差溢流阀取决于系统是否合流。1 9中南火学硕士学位论文第二章自卸车液压系统设计由于变量泵对过滤精度、吸油压力、回油压力等都有严格的要求，因此本系统采用B o s c hR e x r o t h 行走机械专用变量柱塞泵A 11 V L O ，该泵具有以下特点7 1 ：a 带有升压泵，借助此升压泵供油，从而可以较高的转速运转，对于h lI V L O1 9 0 泵，无升压泵时，泵的最高转速为2 1 0 0 r p m ，带升压泵后，泵的最高转速为2 5 0 0 r p m 。b 该升压泵还有利于在低温和液压油粘度较高的情况下冷启动。因此，多数情况
69、下不需要向油箱加压。4 ) 转向液压泵的排量由于系统采用蓄能器供油，而液压泵只起到补油的作用，因此其流量只需满足转向器的最小转速6 0 r p m 要求，其排量2 4 3 2 = 1 2 1 5 m L r 。根据B o s c hR e x r o t hA 1 1 V L O 变量柱塞泵的样本，可知坎，1 3 0 m L r ，为增加转向泵的使用寿命，其排量应尽量的小。5 ) 本系统的优点安全可靠，具有辅助转向功能，当转向泵失效时，仍可以安全停车；流量放大器中的优先阀保持供油压力与地面阻力自适应，使司机有“路感 ：变量泵自带升压泵，改善了自身的吸油特性和冷启动特性；转向泵为中排量，选型非常
70、方便，且取消了故障率极高的卸荷溢流阀。2 1 4 转向蓄能器的参数计算和选型转向蓄能器在转向泵故障时提供矿用自卸车一次全转向所需的液压油，其大小和性能对延长蓄能器使用寿命十分重要。若尺寸选择过小，会导致蓄能器因油被抽空而损坏皮囊；若尺寸过大也是浪费。蓄能器的容积为啪1( 2 1 1 )式中，蓄能器的有效容积，故，由式( 2 7 ) 可知1 7L ；只转向系统最低工作压力，其作用力矩必须大于自卸车原地转向的阻力矩，故P s l 0 8 P s = 1 3 7M p a ，考虑负载的不确定性，取P s l = O 9 P s = 1 5 4 M p a ；只：转向系统最高工作压力，B ：太大，增大
71、系统压力损失，缩短蓄能器的使用寿命，足，太小，则需要选用大容积的蓄能器，而且P s ，P s ，选定P s 2 = 1 8 5 M p a ；B 。蓄能器的充气压力，一般0 2 5 最P s 。0 9 P , ，为保护皮囊延长使用寿命，对折合型皮囊，P s 。= ( o 8 0 8 5 ) B l ，波纹型皮囊，P s 。= ( 0 6 0 6 5 ) P s 。，2 0中南大学硕士学位论文第二章自卸车液压系统设计因此，选定B o = 1 1 M p a ：，z 多变系数，玎= 1 1 4 。由式( 2 一1 1 ) 可知，V o 1 4 2 1 7 6 8L ，因此本系统选用3 个6 3 L
72、 的蓄能器，由于气囊蓄能器具有尺寸小、重量轻、惯性小、反应灵敏、充气方便等优点，因此在工作温度不低与一2 0 * ( 2 时选用皮囊式蓄能器，否则必须选用活塞式蓄能器。2 2 新型举升液压系统设计2 2 1 举升液压缸参数计算将车斗及矿石的三维模型导入A D A M S ，由A M A M S 模拟车斗的举升过程。由于模拟矿石卸下比较困难，因此，在仿真过程中，矿石的质量不变，单个举升液压缸的受力如图2 5 所示。而实际上，在伸出第三缸之前，矿石已开始卸下，负载力较小，因此，确定举升液压缸参数过程中主要考虑前4 0 。的过程。I 。01 口2 03 04 05 0车厢的翻转角度图2 - 5 单个
73、举升- a L r 匡缸的受力图最大举升力：k = 7 1 5 X 1 05 N1 ) 举升缸的第1 级缸径6 0( 2 1 2 )式中，乓举升系统压力，考虑系统负载的不确定，参考现有自卸车，暂定为易= llM p a ；7 7 。举升液压缸的机械效率，一般7 7 删= 0 9 0 9 5 ，取r o , , = 0 9 3 。由式( 2 1 2 ) 可知，D l = 2 9 8 4 m m ，参考G B T2 3 4 8 1 9 9 3 ，取D l = 3 0 0 m m 。为简化结构、提高压杆稳定性，确定举升缸的第一级为单作用液压缸，其缸2 l中南大学硕士学位论文第二章自卸车液压系统设计径
74、为D I = 3 1 0 r a m ，活塞杆的外径d I = 3 0 0 r a m 。2 ) 举升缸的各级缸径根据G B T2 3 4 8 1 9 9 3 和密封圈的标准，初定D 2 = 2 6 0 m m ，D 3 = 2 0 0 m m ，则液压缸的各级液压缸的有效作用面积为彳I = 万d ? 4 = o 0 7 0 6 5m 2A 2 = 万D ；4 = o 0 5 3 0 6 6m 2A 3 = 万谚4 = 0 0 3 1 4 时则A 2 A l = 0 7 5 ，A 3 A l = 0 4 4 4 。由于举升液压缸在伸缩过程中存在作用面积的突变，因此，必须校核系统的最高压力。由图
75、1 2 可知，第2 级、第3 级液压缸动作时最大负载力分别为只= 4 51 05N ，F 3 = 2 1 05N ，则P I = k 4 r 。= 1 0 9M p aP 2 = F 2 A 2 I c m = 9 2 M p aP 3 = E A 3 矽删= 6 9M p a3 ) 举升缸的各级杆径液压缸各级缸筒的最小壁厚钉万丝( 2 一1 3 )2 p 】式中，D 第f 级伸缩缸的缸径；【仃】缸筒材料的许用应力，p 】_ n ，z 为安全系数，一般取，为材料抗拉强度，缸筒材料选用4 5 钢，吼= 6 0 0M p a ，故【仃】= 1 2 0 M p aP y 缸筒的试验压力，P ，= 1
76、 5 m a x ( p l ，P 2 ，P 3 ) = 1 6 3 5M p a由式( 2 - 1 3 ) 可知，4 2 1 1m m ，疋1 7 7m m ，磊1 3 6 m m 。故可知艿2 = 2 0满足要求。考虑液压缸稳定性的要求，确定各级缸筒的壁厚都4 = 2 2 5 ，磊= 2 0 ，故第二级活塞杆的直径d ，= D ，+ 2 8 3 = 2 6 0m m ，初定d 3 = 1 8 0m m 。2 2 2 举升系统油源方案设计考虑自卸车的工作效率以及结构安装的方便性等因素，举升液压系统的油源必须满足下列条件：举升液压泵的排量应尽量大，举升时间一般不得超过2 5 S ；举升液压泵的
77、最高转速必须高于1 9 0 0 r p m ；2 2中南大学硕士学位论文第二章自卸车液压系统设计举升液压泵与转向液压泵之间必须能够实现通轴驱动，尽量避免使用减速箱，简化机械结构；大排量的液压泵必须防止出现吸空和油液污染对泵的损坏，液压泵的故障8 0 来自油液污染，1 6 来自吸空，而且大排量的液压泵更容易吸空，吸油滤油器是造成吸空的重要因素m 3 。齿轮泵的自吸能力、抗污染能力比叶片泵和柱塞泵都好，尽管齿轮泵的容积效率较低啪1 ，但是由于举升系统为间隔动作，其发热对系统影响较小，因此举升液压泵应尽量采用齿轮泵。1 ) 举升系统的流量车厢举升的总时间：3f = 2 0S( 2 1 4 )一、a
78、= i式中，t ，举升缸的第f 级缸筒全部伸出所需的时间，t 。= ，X2 A ，O ，i = 1 , 2 3 ，O 为系统的流量；由式( 2 1 4 ) 可知，举升系统的最小流量为O = 7 9 0 2 L m i n 。2 ) 举升系统液压泵的最小总排量y ：丝：1 1x7 9 0 2 ：4 5 7 5m L r( 2 1 5 )l ，= 一= 一=】丌1、三一，行1 9 0 0式中，K 系统的泄漏系数，一般取1 1 1 3 ，大流量取小值，小流量取大值，本设计取1 1 ；刀液压泵的转速，珂= 1 9 0 0 r p m 。延长举升时间，可减小举升系统的最小总排量，如图2 - 6 所示。、
79、弋j 翠计B ，；B j ，8图2 6 举升泵排量随举升时间的变化曲线3 ) 根据举升液压泵是否与转向泵合流，举升系统油源有不合流和合流两种方案，具体如下：不合流：这种方式广泛应用于国外大型矿用自卸车，采用单个液压泵或者双联泵供油。由于转向系统和举升系统相互独立，因此举升时间不受转向动作的中南大学硕士学位论文第二章自卸车液压系统设计影响。满足转速、压力要求的液压泵排量如下：齿轮泵的最大排量为3 1 5 m l r H ，单个叶片泵的最大排量为2 1 5 m l r 3 ，柱塞泵的排量可以达到1 0 0 0 m l r ，但是其转速无法达到1 9 0 0 r p m 的要求，而双联叶片泵的最大排
80、量为2 1 5 + 1 9 5m l r H 舶，双联齿轮泵的最大排量为3 1 5 + 3 1 5 m l r H ，因此单个液压泵无法满足系统排量和转速的要求，而必须采用双联泵。但是双联液压泵一般不举升通轴驱动功能，而转向泵的通轴驱动扭矩有限，A 1 I V L 0 1 3 0 1 4 5 的最大通轴驱动扭矩只有1 l l O N m ，A 1 1 V L 0 1 9 0 只有1 7 6 0 N m 引，很难实现通轴驱动双联泵，而国外大型自卸车一般采用特制双联齿轮泵，使其具有通轴驱动功能。因此，本系统不采用这种方案。合流：举升动作时，转向泵和举升泵合流给举升系统供油，以此来减小举升泵的排量。
81、由于叶片泵的通轴驱动能力相对较弱，因而一般采用齿轮泵通轴驱动转向液压泵或者柱塞泵通轴驱动举升泵。为提高转向系统的可靠性，应尽量增大举升泵的排量，主要有以下几种方案：a 齿轮泵+ 柱塞泵：具有通轴驱动功能、排量最大的齿轮泵为P B 2 5 7 7 0 ，其排量为2 5 4 m l r ，所需驱动扭矩乙，8 8 8N m ，输入最大扭矩为乃= 1 6 0 0N m 。为提高举升效率，转向液压泵采用A 1 I V L O l 4 5 ，其要求输入扭矩为岛= 8 0 8 2 2 3 5- - 5 0 8 N m ，举升液压泵采用P B 2 5 7 7 0 ，乃不，+ 乃，满足通轴驱动要求。举升系统的总
82、排量为3 9 9 m l r ，由图2 - 6 可知，举升时间为2 3 S 。由于齿轮泵已达到排量，而转向泵的排量又不能太大，因而采用这种方案的系统流量有限，系统的通用性较差。b 柱塞泵+ 齿轮泵叶片泵：柱塞泵的通轴驱动能力最强，A 1 l V L 0 1 3 0 1 4 5为1 1 l O N m ，A 1 I V L 0 1 9 0 为1 6 7 0 N m ，而且负载敏感控制型式的柱塞泵( A 1 I V L O * D R S )可以通过设置节流口，如图2 - 7 所示，举升时变量泵全排量，供给转向系统过程中变量泵的最大排量只达到全排量的2 3 ，以延长液压泵的使用寿命。图2 7 负载
83、敏感变量泵系统2 5 9 5 0 齿轮泵( 排量315 m l r ) 的所需输入扭矩不超过8 8 8 N m ，T P 2 5 9 5 0 双联2 4中南大学硕士学位论文第二章自卸车液压系统设计齿轮泵不超过1 6 0 0 N m ，而且2 5 系列齿轮泵的壳体采用铝结构，其质量较小，如2 5 9 5 0 齿轮泵的质量只有2 2 2 3 K g 。因此，可采用组合方式如表2 2 所示。方案6 都采用B o s c hR e x r o t h 的产品，选型容易，但是转向泵排量较大，吸油的要求较高，而且由于举升过程中，转向泵有时候会向转向系统供油，举升系统只有举升泵供油，因而其排量越大，对举升效
84、率的影响越大。表2 2 举升系统油源柱塞泵+ 齿轮泵叶片泵方案综合考虑齿轮泵的特性以及举升系统的要求，本系统采用方案l 。2 2 3 举升控制阀组设计举升系统要求具有举升、中间停止、压力迫降、浮动四种功能，浮动功能用于车斗的自重下降以及行车，同时要减小举升主控制阀开启或者关闭过程中系统的冲击以及防止出现“拔缸 。举升控制阀组由举升分配阀( 即主阀，实现基本功能) 与先导控制阀组成，本文首先设计举升分配阀，再设计其先导控制阀。2 2 。3 1 举升分配阀的方案比较一般工程机械用方向阀是为某类工程机械专门设计的控制阀，具有所要求功能的方向控制阀的最大流量只有4 5 0 L m i n 阳1 ，因此
85、国外矿用自卸车一般采用专用四位阀，因此本文采用组合阀，主要有以下几种方案：图2 - 8 换向阀+ 插装阀组合式举升阀1 ) 3 位4 通液控换向阀+ 插装阀：根据插装阀位置不同，主要有M 型中位换向阀+ 插装阀与0 型换向阀+ 卸荷阀2 5中南大学硕士学位论文第二章自卸车液压系统设计两种方案，分别如图2 - 8 ( a ) 、( b ) 所示，它们的原理及特点如下：方案a ：通过阀l 的右位和中位来实现举升、中间停止功能，阀1 的左位、插装阀2 开启实现压力迫降功能，阀1 的中位、插装阀2 开启实现浮动功能u 羽。由于实际操作过程中，压力迫降转为浮动状态的位置不好确定，因此需要增设一个单向阀，
86、以防止举升液压缸的有杆腔吸空。该方案原理简单，液压元件较少，但也有较多的不足之处：换向阀1 只能采用外控方式，因为对于M 型中位机能的换向阀若要采用内控，必须增设背压阀，压差0 6 M P a 以上，这样大大增加了长时间浮动时的压力损失，增大了系统发热。因此，一般采用转向液压泵提供控制压力油，当转向泵故障时，系统无法动作。换向阀制作困难：换向阀必须满足举升泵的流量要求，只能采用3 2 通径的换向阀，不利于系统的扩展，而且其体积很大，不太适合应用在行走机械，特别是工作条件恶劣的矿用自卸车，尽管可以自制阀体、订购阀芯实现换向阀功能，但是国内制造水平较低，容易卡死。方案b ：卸荷阀2 关闭时，通过阀
87、1 的左位和右位来实现举升、压力迫降功能，阀2 开启时，通过阀l 的中位和右位来实现中间停止、浮动功能。浮动功能的实现：浮动下降时，举升液压泵卸荷，而换向阀1 必须保持在右位，因此，需要外控油源，可通过梭阀引入变量泵的压力油或举升液压缸无杆腔的压力油。该方案克服了方案a 必须采用外控的不足，而且采用卸荷阀，可更好的解决举升系统的压力冲击。但是，与方案a 一样，换向阀制作困难。2 ) 两个中位截止的三位三通阀+ 卸荷阀：小松德莱塞的大吨位自卸车采用了这种举升分配阀，其原理如图卜7 所示，主换向阀的控制方式不但实现了所需功能，而且减小了阀芯的换向速度口1 3 1 。另外，卸荷阀有利于降低系统的压力
88、冲击。但是元件加工难度较大。3 ) 插装式的举升分配阀：由于插装阀具有大流量、动态特性好等优点，而其阀体只起固定与通油的作用，制作精度要求较低。因此，本文设计插装式的举升分配阀，增强方案的可扩展性。由于举升泵为定量泵，在中间停止时举升液压泵必须卸荷，而四插装阀式的方向控制阀无法实现在中间停止位置时，举升液压泵的卸荷啪4 3 J 。因此，本系统采用5 个插装阀来实现举升系统四种功能，如图2 - 9 所示。举升动作时，阀2 、5 开启，其余关闭：中间停止时，阀3 开启，其余关闭；压力迫降时，阀l 、4开启；浮动时，阀1 、3 、4 开启，其余关闭。中南大学硕士学位论文第二章自卸车液压系统设计图2
89、- 9 插装式的分配控制阀2 2 3 2 举升先导控制方案的设计1 ) 插装阀控制方式的确定二通插装阀的控制方式是指控制弹簧腔的压力油取自何处，一般有三种方式，内部控制、外部控制和内外部控制H 引。a 内部控制：控制压力油取自主阀的内部A 口或B 口，可通过梭阀同时引入A 口和B 口的压力油。这种控制方式油路简单经济，阀芯具有自锁能力，但是阀芯的关闭速度较慢。b 外部控制：控制压力油取自阀的外部，其控制压力可高于主阀的工作压力，控制压力比较稳定，阀芯关闭速度较快，但是阀芯没有自锁能力，易受主油路压力变化的影响可能造成阀芯的反向开启。C 内外部控制：控制压力油同时取自主阀内部和外部，结合了内部控
90、制与外部控制的优点，可以使阀芯可靠工作并较快的开启或关闭。为保证系统中间停止时的可靠性，控制插装阀必须具有自锁能力，而系统对阀芯的关闭速度要求不高。因此，本文采用内部控制方式。2 ) 进回油路控制方案的设计进油控制的插装阀2 、4 不但要具有两通方向控制功能，而且必须具有单向通油的功能，以防止举升泵故障时车斗自动下落，其实现方式有两种，都采用了梭阀式盖板，如图2 - 1 0 ( a ) 、( b ) 所示。abc图2 1 0 插装阀的控制方案方案a 的弹簧腔工作时接通工作油路，因而其阀芯的开启速度要比方案b慢，可减小系统的冲击，而且方案a 的元件较少。因此，本文采用方案a 。中南大学硕士学位论
91、文第二章自卸车液压系统设计回油路控制的插装阀1 、5 只需具有两通方向阀的功能，就可以满足系统要求，因此，本文采用阀芯内部供油，以减少控制油路的数量。综合进油与回油的控制方案，本文采用U A 机能的电磁阀来控制两个插装阀，如图2 - 1 0 ( C ) 所示，为防止电磁阀断电造成回油路控制的插装阀自动开启，车斗自动下落，本文设置为通电开启，断电关闭。系统中所采用的梭阀9 、1 0 都可以通过C V C S - * * 一W 型( 梭阀型) 插装阀盖板实现，图2 1 1 所示为V i c k e r s 公司的C V C S 一水牛一W 型盖板，X 、Z 1 分别接B 腔和电磁阀H 制。C V
92、C S - * * - WC o v e rC V l t D 16I r i s e r t图2 - 1lV i c k e r s 公司C V C S - 幸宰- W 型盖板3 ) 卸荷阀控制方案的设计卸荷阀的作用是实现系统在中间停止与浮动位置时，举升液压泵卸荷，其控制方式可参考回油路插装阀的控制方式，采用二位二通电磁阀控制。为减少该电磁阀的启动次数，同时保证中间停止时举升液压泵卸荷，减少因电磁阀故障造成中间停止无法实现，本文增设了一梭阀，如图2 - 1 2 所示。梭阀1 3 获取电磁阀l 、3 发出的控制油压，当电磁阀l 、3 都不通电时，阀4 弹簧腔接通回油，阀4 开启，阀5 、6 、
93、7 、8 在负载压力的作用下关闭；为防止电磁阀2 意外断电时，举升泵自动加载，造成系统误动作、发热严重，本系统设计为只有电磁阀2 通电时才能关闭阀4 。( a )图2 1 2 插装式举升控制阀2 8中南大学硕士学位论文第二章自卸车液压系统设计举升系统动作过程中电磁阀的工作如表2 3 所示，只有电磁阀2 通电时，系统才能实现举升、压力迫降。表2 3 举升系统插装式控制阀电磁阀工作表4 ) 系统缓冲设计影响二通插装阀的开关和关闭速度的因素很多，如阀芯的面积比、控制流量、弹簧力、流动方向、系统压力等。其阀芯开启依靠液压力，而关闭主要靠弹簧力，从而导致其关闭时间比开启时间长，即二通插装阀的开关“时间差
94、。阀芯面积比的确定：对于卸荷阀，阀芯的面积比越大，其关闭速度越快，开启速度越慢。由于举升开始动作时，系统负载力、惯性最大，举升动作停止时系统负载力、惯性最小，而系统中间停止动作较少，因此本文着重减小举升开始动作时的压力冲击。具体采用面积比多少的阀芯，将在以后章节分析。弹簧力：为减小系统长时间浮动时的发热，弹簧力应尽量小。若举升液压泵到油箱的管路较长，系统发热严重，而设有冷却器，卸荷阀直接采用插装式电磁溢流阀，以减少元件的数量。当主阀压差为0 1 M P a ，N G 3 2 二通方向阀的流量为4 2 5 L m i n ，N G 4 0 电磁溢流阀的流量为6 0 0 L m i n 。当通过电
95、磁溢流阀的流量为6 0 0 L m i n 时，N G 3 2 型的压差为0 7 M P a ，N G 4 0 型的压差为0 4 5 M P a 。0b图2 1 3 节流孔调节二通插装阀开关速度的三种安装位置示图控制节流口的位置及数量：对于确定型号的插装阀，一般通过节流孔来调节其开关速度，通常有三种安装位置可供选择，如图2 - 1 3 所示。节流堵1 在先导阀与插件之间，是最常用的，它对阀芯的开启和关闭都有影响，但是通常很难同时满足两者要求，而只能满足一方，而兼顾另一方；节流堵2 用于调节关闭速度，节流堵3 用于调节阀芯的开启速度。但是节流堵3 的孔径不能过小，以防止回油的背压超过电磁阀的允许
96、值“射m 。而且对于如图2 1 3 ( b ) 所示的电磁溢流阀，节2 9中南大学硕士学位论文第二章自卸车液压系统设计流堵3 将增大系统卸荷时的压力损失，而本系统卸荷时间较长，工作时间很短，因此不设置节流堵3 o 。本章节暂不确定具体弹簧力、阀芯面积比、阻尼孔的尺寸，将在后面章节动态仿真研究中确定。2 2 。3 。3 双泵合流的实现由于举升液压缸为多级液压缸，其有杆腔的面积与无杆腔相比小的多，因而只要举升泵单独作用就可以实现车斗的快速迫降，因此本系统只需要在举升动作时合流，其他动作时转向液压泵与举升系统断开，采用2 位2 通或者2 位3 通换向阀即可实现。另外合流方案必须具有单向通油特性，以防
97、止转向泵故障时车斗突然自动下落。而插装阀具有通油能力强、密封性好、易于集成和标准化等优点，因此，合流方案采用插装式二位二通阀实现，如图2 - 1 4 所示。当电磁阀3 不通电时，进口和出口A 的较高压力通过梭阀2 进入阀l 的弹簧腔，从而保持阀l处于关闭状态；当电磁阀3 通电时，阀1 的弹簧腔接通出口A ，从而实现阀芯的缓慢开启，同时实现了单向通油。XZ ，l A PY至I ；图2 - 1 4 双泵合流方案原理图2 - 1 5 合流控制阀组成该方案通过C V I - * * - O l6 阀、C V C S 一* * - W 31 W 3 3 型盖板、D G 4 V 一3 ( S ) 一木A
98、电磁阀实现，如图2 1 5 所示，电磁阀直接叠加在盖板上，以简化结构，方便安装。根据合流阀的A 口连接位置的不同，可分为分配阀前合流与分配阀后合流两种方式，它们的特点如下：a 分配阀前合流：合流阀的输出压力油进入分配阀供油路。为防止举升液压泵故障时，系统无法完成举升动作，需增加单向阀，为减小浮动时系统的发热，单向阀必须设置在卸荷阀后面。由于举升液压泵的流量很大，单向阀只能采用插装式单向阀。其优点：举升液压泵和转向液压泵都可单独完成举升、压力迫降。b 分配阀后合流：合流阀的输出压力油与分配阀的输出压力油合流后，共同供给举升液压缸的无杆腔。这种方式只能实现举升动作的合流，提高系统的效率，举升液压泵
99、可单独完成举升、压力迫降；转向液压泵只能单独完成举升动作，无中南大学硕士学位论文第二章自卸车液压系统设计法实现压力迫降。由于车斗可以浮动下降，转向液压泵只需将车斗举起，卸掉矿石，而且举升液压泵为齿轮泵，间歇工作，其可靠性高于转向液压泵。因此，本文采用分配阀后合流的方式，已减少液压元件，方便集成块的制作。2 2 4 举升液压系统整体方案将举升油源与举升控制阀组有机结合，得到系统整体方案，如图2 1 6 所示为以二通方向阀为卸荷阀的方案，其他辅助功能的设计如下：图2 - 1 6 举升系统原理l 、3 电磁阀2 、8 插装式溢流阀4 卸荷阀5 插装式节流阀6 、7 插装式二通方向阀( 带W 4 梭阀
100、功能) 1 2 平衡阀1 3 单向阀1 4 合流阀1 5 恒压变量泵的安全阀1 7 高压滤油器1 8 恒压变量泵1 9 齿轮泵2 0 回油滤油器1 ) 防止“拔缸一：在有杆腔油路上增设平衡阀1 2 ，如图2 - 1 6 所示，考虑举升系统有杆腔流量较小，而压力迫降时流量很大，因此，设置多个单向阀1 3 ，中南大学硕士学位论文第二章自卸车液压系统设计来增加系统的通油能力。2 ) 下降限速：采用带行程控制的盖板来限制阀芯的行程，如图2 1 6 所示，通过插装式节流阀5 的开口量来限制压力迫降时的流量。由于流量控制的插装阀一般不具有阀芯节流口的功能，因此必须设置外部控制油路。3 ) 举升压力：由插装
101、式溢流阀2 控制，当无杆腔压力达到溢流阀2 的设定压力时，阀2 打开，系统溢流。4 ) 迫降压力：采用插装式溢流阀8 ，当有杆腔的压力达到插装式溢流阀8的设定压力时，阀8 打开，系统溢流。另外溢流阀8 还具有保护管路的作用：当举升过程中系统中间停止或举升末端系统自动中间停止时，举升液压缸有杆腔的油路被封闭，而系统具有很大的惯性，产生很大的压力冲击。5 ) 举升角度的限制：设置电磁接近开关，当举升到设定角度时，电磁阀3断电，控制阀组动作，停止举升，系统自动进入中间停止状态。为提高系统的可靠性，设置高压滤油器1 7 1 、1 7 2 来过滤液压油。2 2 5 举升系统主要元件选型对于插装式控制系统
102、，控制盖板的型号由功能和插装件的规格决定，而插装件的规格主要取决于系统流量。因此，举升泵的流量决定了举升控制阀组的规格，而转向泵的流量决定了合流阀的规格。举升泵的流量= n r h e 矿= 3 1 5 1 9 0 0 0 9 = 5 3 8 7 L m i n转向泵的流量艮= r ，7 s P 矿= 1 3 0 x1 9 0 0 0 9 5 = 2 3 4 7L r a i n表2 4 举升控制阀组的元件选型元件序号元件型号6 、751 4284C V I - 3 2 一D 1 6 一M 一4 0 + C V C S 一3 2 - W 3 3 ( 盖板)C V I 一3 2 一R 1 6 一
103、M 一4 0 + C V C S - 3 2 - A ( 盖板)C V I 一2 5 一D 1 6 一M 一4 0 + C V C S - 2 5 - W 3 3 ( 盖板)C V I - 3 2 一C I O F H 一4 0 + C V C S 一3 2 - C ( 盖板)C V I 一2 5 一CIO F H 一4 0 + C V C S 一2 5 - C ( 盖板)C V I 一4 0 一D 1 6 一M 一4 0 + C V C S 一4 0 W 13 ( 盖板)由于W 型以及W 木型控制盖板通常与D 1 6 、D 2 0 型插装件组合，构成方向阀，流量控制阀通常采用R 1 6 插装
104、件，压力控制阀通常采用D I O 、C I O F 插装件，因此，3 2中南大学硕士学位论文第二章自卸车液压系统设计根据产品流量曲线，插装件5 、6 、7 都采用N G 3 2 插装件，插装件8 、1 7 采用N G 2 5插装件，插装件2 采用N G 3 2 插装件，插装件4 采用N G 4 0 插装件。当系统采用电磁溢流阀时，元件2 、4 合二为一，插装件4 采用N 6 3 2 插装件，具体型号如表2 4 所示。2 3 全液压制动系统设计2 2 0 t 矿用自卸车自重达1 7 0 t ，满载后的总重量达到3 9 0 t ，而且其行走速度也达到4 8 k m h ，这要求自卸车必须具有非常可
105、靠的制动。因此，通过参考国外相关产品，设计了全液压制动系统，来保障行车的安全性和制动的可靠性。2 3 1 制动系统负载分析国内外大型电传动矿用自卸车普遍采用前轮为轮速制动，后轮为枢速制动( 制动器装在电动机的轴上) 。湿式制动器需要专门的冷却油路，而钳盘式制动器可以风冷，后制动器由于安装在后桥内，不利于散热，因而需要强制冷却，以防止制动器因温度过高而失效。考虑到电动机也需要冷却，本系统前后制动器都采用钳盘式制动器，前制动为单盘( 11 6 0 m m ) 4 钳，为防止后制动器过热而失效，后制动器采用双盘( 6 3 5 m m ) 制动器，l 钳盘。由于后制动的输出力矩经过减速器( 传动比为3
106、 1 8 ) 放大，后制动所需要的力矩较小，因而后制动最大压力为8 M p a ，流量只有3 0 L m i n ，而前制动流量达到2 0 0 L m i n ，压力高达1 3 M P a 。2 3 2 全液压制动系统方案设计大型电动轮自卸车必须具有工作制动、停车制动、紧急制动和制动锁定等功能，具体实现如下：2 3 2 1 工作制动全液压制动系统可分为单路制动系统和双路系统。对于单路系统，一旦系统故障，则完全丧失制动功能，可靠性较低H 7 儿删。因此，本文采用双路制动系统，主要有两种方案，如图2 1 7 所示，各自特点如下：a图2 1 7 常用双路工作制动方案3 3中南大学硕士学位论文第二章自
107、卸车液压系统设计方案a ：双路踏板阀控制f ； 后制动器，系统简单。受踏板阀操作力的限制，阀的通油能力有限，而且受安装位置的限制，离制动器较远，特别是大型自卸车，管路较长，制动响应较慢。方案b ：踏板阀控制继动阀，间接控制制动器。踏板阀为先导阀，所需控制力较小。继动阀不但可以实现流量的放大，而且实现多种压力转换( 输出压力与控制压力的比例有多中可以选择) ，便于系统的设计和制动器的选型口驯矧。本文采用方案b ，详细原理如图2 一1 8 所示，前后制动器各由一个蓄能器供油，以双路踏板阀l 作为先导阀，控制继动阀2 、3 ，实现工作制动。同时设置刹车指示灯，通过压力开关9 来控制。图2 - 1 8
108、 工作制动与停车制动原理1 踏板阀2 后继动阀3 前继动阀4 、1 0 单向阀5 、6 前后制动蓄能器7 后制动器8 前制动器9 制动指示开关11 停车制动蓄能器1 2 停车制动电磁阀1 3 停车制动器踏板阀1 是一个压力随动阀，根据驾驶员踩下踏板行程的大小来控制阀口的开度，由于采用了压力反馈，脚踩的力决定了其输出压力的大小，而继动阀2 、3 可以实现制动器的压力与踏板阀l 的输出压力成比例，即通过操纵踏板就可以决定制动压力，为操作人员提供了在调节制动压力以慢速停车或产生最大制动压力以尽快停车时所需要的精确控制。制动蓄能器有两个功能：第一个是存储用于转向蓄能器失灵时备用制动的能量：第二个是提高
109、制动系统的响应速度。2 3 2 2 停车制动停车制动采用弹簧制动器，弹簧施加液压解除，一般采用电磁阀或者手动换向阀控制H 引，为便于布置元件，本文采用电磁阀控制，如图2 - 1 8 所示。为实现中南大学硕士学位论文第二章自卸车液压系统设计制动与推进的互锁，设置停车制动压力开关1 8 ，只有当压力开关1 4 断开后，推进才可以进行。停车制动电磁阀1 2 由车辆钥匙开关和停车制动开关控制，而且只有钥匙开关o N ，发动机运转后，停车制动开关才可起控制作用能够。当钥匙开关O F F ，电磁阀，1 2 断电n 副。停车制动开关0 N 时，停车制动电磁阀1 2 断电，停车制动器接通油箱，在弹簧的作用下实
110、现停车制动。为防止车辆未停止时停车制动器的施加，设置车轮电动机速度传感器，来检测自卸车的行驶速度，如果车速高于0 5k m h 时，停车制动器将不会施加。这样可以免除意外施加对停车制动器的损坏，并延长了制动器的调整间隔。停车制动开关O F F 时，停车制动电磁阀1 2 通电，系统压力油进入停车制动器2 4 ，解除停车制定。当系统供油压力低，停车制动开关O F F 时，为防止停车制动器自动施加，停车制动油路内设置单向阀1 0 ，阻止停车制动制动器内的压力油流回供油油路，保持停车制动器处于解除位置。但是系统元件存在内泄漏，停车制动最终会施加。如果电磁阀1 2 线圈的供电中断，停车制动将在任何车速下
111、施加。2 3 2 3 制动锁定制动锁定只施加后制动器，有两种实现方式，一是直接锁定后制动器，二是锁定后继动阀，然后再间接锁定后制动器。由于间接锁定方式只需采用小通径的阀，而且元件容易布置，因此采用间接锁定的方式，如图2 1 9 所示。由于后制动一般压力较低，为保护后继动阀，增设三通减压阀1 6 ，当后继动阀的反馈压力较高时，阀1 6 起溢流阀的作用。按下制动锁定开关，制动锁定电磁阀1 5 通电，系统压力油经过三通减压阀1 6 减压后，压下后继动阀，进而锁定后轮。继动同_ J图2 1 9 制动锁定原理为提高系统的可靠性，本系统设置制动锁定压力低开关1 8 。当制动锁定开关o N 时，如果制动锁定
112、施加压力低于制动锁定压力低开关1 8 设定压力，制动压3 5中南大学硕士学位论文第二章自卸车液压系统设计力低指示灯将点亮，蜂鸣器将打开。为避免系统误报警，设置延时继电器，压力开关1 8 闭合后，延时1 2 s 后，系统才报警。2 3 2 4 制动压力低报警与自动紧急制动1 ) 报警：通过梭阀1 9 、制动压力低开关2 0 实现，如图2 2 0 所示m 1 。梭阀1 9 获取前后两制动蓄能器5 、6 的较低压力，压力开关2 0 设定系统报警压力，阀1 9 获取的压力低于系统的压力低于制动压力低开关2 0 设定压力时，系统报警。2 ) 自动紧急制动自动紧急制动是，制动压力低报警后，系统自动施加所有
113、制动器。实现方式主要有下面两种：a ) 在前后继动阀的先导控制油路上，各增加梭阀( 如制动锁定) ，梭阀另一输入油口连接自动紧急制动控制阀的输出。这种方式便于踏板阀的选型，但元件较多，系统复杂。b ) 选用带液控功能的踏板阀，由自动紧急制动控制阀控制踏板阀，间接施加所有制动器。这样方式，系统元件较少，结构集成度高。而M I C O 公司生产这种双路带液控功能的踏板阀H 引。因此，本文选用方案b ，如图2 2 0 所示，利用梭阀1 9 的输出压力控制三通顺序阀2 1 ；为保证系统的可靠性，设置梭阀2 2 ，来获取前后制动蓄能器的较高压力，作为紧急制动的控制压力。当梭阀1 9 的输出压力低于三通顺
114、序阀2 1 的设定压力时，顺序阀2 1 复位，前后制动蓄能器的压力油进入梭阀2 2 ，压力较高的油液进入踏板阀l 的控制腔，压下踏板阀，所有制动器加载，实现全面制动。65图2 2 0 制动压力低报警与自动紧急制动原理3 ) 紧急制动紧急制动是车辆行驶时，遇到紧急情况下所进行的制动。在梭阀1 9 和三通顺序阀2 1 之间增设电磁阀2 3 。当按下紧急制动按钮时，电磁阀2 3 动作，三通顺序阀2 1 复位，压下踏板阀，实现所有制动器制动。2 3 2 5 制动油源3 6中南大学硕士学位论文第二章自卸车液压系统设计鉴于结构安装限制，很难实现制动系统的独立供油，而只能共用转向液压泵。常用油源一般有液压泵
115、、液压泵+ 蓄能器充压阀两种种方式。图2 - 2 1 所示为负载敏感泵+ 蓄能器充液阀的油源，当蓄能器压力达到阀的设定值时，充液阀动作，液压泵向其他的系统供油，即保证优先向制动系统供油。图2 2 1 负载敏感泵+ 蓄能器充压阀的油源原理图2 2 2 所示为变量泵的制动油源，它同时向所有系统供油，不能保证制动系统的优先供油，对于其他部分动作频繁的系统，制动蓄能器会出现供油不足，从而影响制动效果。尽管本系统的转向动作频繁，但是转向系统压力高于制动系统，从而可以实现优先制动供油。图2 2 2 液压泵的制动油源方案为提高系统的可靠性，本文采用转向蓄能器供油。2 3 2 6 制动系统整体方案将各部分系统
116、有机结合，得到系统整体方案，如图2 2 3 所示。制动锁定压力油直接来自转向蓄能器，当制动锁定压力低时，系统报警，驾驶员可以开启停车制动，防止自卸车滑动。另外，还可以通过电气系统，启动紧急制动。考虑系统由转向蓄能器供油，本文取消停车制动蓄能器，以减少液压元件。为方便制动蓄能器的拆卸和制动系统的维修，设置手动截止阀，来实现制动蓄能器的卸压。另外，系统还具有次级制动功能。1 ) 次级制动次级制动系统的主要功能是在发生单独故障的情况下提供储备制动功能，次级系统就是故障后系统任何可工作的油路。因此，系统分为多条油路，并带有各自的隔离单向阀、蓄能器和油路调节器，如图2 - 2 3 所示。如果故障是踏板阀
117、13 7中南大学硕士学位论文第二章自卸车液压系统设计卡滞，则制动锁定变为次级系统。如果两条制动油路中的任一条故障时，另外一条将变为次级系统。如果转向蓄能器的油路出现故障，单向阀4 1 、4 2 可防止制动蓄能器5 、6 内的压力油倒流，保证制动系统有足够的能量进行制动。图2 - 2 3 全液压制动系统整体方案1 双璐踏板阀2 后继动阀3 前继动阀4 、1 0 单向阀5 、6 前后自动蓄能器7 后制动器8 前制动器9 刹车灯开关1 2 停车制动电磁阀1 3 停车制动器1 4 停车制动压力开关1 5 制动锁定电磁阀1 6 三通减压阀1 7 、2 2 梭阀1 8 制动锁定压力低开关1 9 梭阀2 0
118、 制动压力低开关2 1 三通顺序阀2 3 紧急制动电磁阀2 ) 本系统具有下列特点1 ) 系统分为多条油路，并带有各自的隔离单向阀、蓄能器和油路调节阀，并设置故障报警，保证行车的安全性和制动的可靠性：2 ) 通过继动阀作为主阀，解决了前后制动流量、压力差别较大的问题，方便系统元件的选型；3 ) 通过采用M I C O 公司的带液控功能的双路踏板阀，很容易实现紧急制动；4 ) 脚踏力与制动压力成正比，脚踏感觉自然。5 ) 阀3 2 、3 3 、3 4 、6 、8 、9 1 、l O 、1 1 、1 2 、1 9 全部采用螺纹插装阀，结构更加紧凑，体积更小，安装方式简单，方便维修与更换哺。2 4
119、系统总体设计系统总体设计主要是实现举升液压系统、转向液压系统和制动液压系统组合中南大学硕士学位论文第二章自卸车液压系统设计为一个整体系统，即设计转向蓄能器控制阀组，来实现各系统的最优连接，提高系统的可靠性。整个系统方案原理图如附录图1 和图2 所示，具体功能如下：减少元件之间的相互影响，提高系统的可靠性：在蓄能器之间设置单向阀，从而实现蓄能器2 1 1 2 1 3 都向转向系统供油，而制动系统的供油只来自蓄能器2 1 1 ，减少因蓄能器2 1 1 故障( 如漏气) 或者制动蓄能器故障而造成转向系统压力不足。停车时蓄能器排放油液的功能：通知电磁阀4 ，为防止系统突然断电而造成系统误动作，因而设定
120、为通电时排放蓄能器压力油。关闭车辆的总开关( 钥匙开关) 时，电磁阀通电，蓄能器排出高压油，延时一段时间( 一般为9 0 S ) 后，关闭电磁阀。举升动作时优先转向功能：设置压力继电器2 1 、2 2 ，继电器2 1 设定转向系统最低压力，继电器2 2 辅助控制合流。当转向系统压力低于2 1 设定压力时，系统报警，合流阀断开，转向制动泵向转向系统供油，当转向压力回复到继电器2 2 设定值时，继电器2 2 发出信号，打开合流阀。从而实现系统在保证转向泵优先转向系统供油的情况下，尽可能向举升系统供油，提高工作效率。本系统的特点：举升动作时，双泵合流，减小了举升泵的排量，同时减小了举升系统浮动时该泵
121、的发热，而且便于泵的选型；采用自吸能力、抗污染能力都较强的齿轮泵，提高了系统的可靠；举升控制阀采用内控，合流双泵互不影响，转向泵故障时，举升泵可单独完成举升动作；举升液压泵与转向液压泵之间采用通轴驱动，省去了齿轮箱，简化了结构；蓄能器供油、恒压变量泵补油的流量放大式转向系统方案，减小转向泵的排量，便于选型，而且具有应急转向功能：带液控功能的踏板阀为先导阀、继动阀为主阀的双路制动方案，解决了前后制动流量、压力差别较大的问题，而且通过踏板阀的液控功能，容易的实现自动紧急制动等功能。2 5 本章小结本章在负载分析的基础上，设计了新型液压系统，具体如下：针对大多数厂家转向系统基本相同的特点，通过相应的
122、负载分析和计算，确定转向器的型号，并比较了各种转向油源方案的优缺点，确定了带升压泵的恒压变量泵+ 蓄能器的方案。该方案变量泵排量较小，非常容易采购，自吸能力和冷起动能力较强，而且该系统可以实现紧急转向；3 9中南大学硕士学位论文第二章自卸车液压系统设计针对国外厂家多采用专用元件，且系统流量很大，设计了以插装阀为主的举升控制系统：油源采用大排量齿轮泵+ 转向泵的合流方式，不但元件容易选型，而且采用通轴驱动，省去了齿轮箱；控制阀组为插装式的方向、流量和压力控制阀，并增设了防“拔缸”功能；针对电传动矿用自卸车重量大、行驶速度高、前后制动器压力、流量差别较大等特点，设计了新型全液压制动系统：带液控功能
123、的踏板阀作为先导阀、继动阀作为主阀的双路工作制动系统，并具有次级制动、自动紧急制动、制动锁紧、故障检测与报警等功能：有机组合了各个系统，提高了系统的可靠性，并使系统具有优先转向供油的特性。中南大学硕士学位论文第三章基于A E M S I M 的举升液压系统建模第3 章举升液压系统建模举升系统负载很大，惯性很大，而且在多级液压缸工作过程中，由于各级缸筒有效作用面积的突变以及缸筒间的碰撞，在各级液压缸筒伸出的瞬间，液压缸无杆腔内会出现较大的液压冲击，该冲击严重影响液压缸的使用寿命。因此需要对举升系统进行动态分析，来优化各节流口的参数，减少系统的冲击，同时比较插装式控制阀组与滑阀控制的优缺点。本章针
124、对举升液压系统元件较多，建模复杂，因而采用具有较强流体仿真功能的A M E s i m ，对该系统进行建模。3 1A M E S I M 软件介绍A m E S i m ( A d v a n c e dM o d e li n gE n v i r o m e n tf o rS i m u l a t i o no fe n g i n e e r i n gs y s t e m s ) 是法国I M A G I N E 公司1 9 9 5 年推出的基于键合图的液压机械系统建模、仿真及动力学分析软件。经过不断的完善与接口扩展，至今已升级到A M E S i m4 2 ，其为流体、机械、控
125、制、电磁等工程系统提供了一个较完善的综合仿真环境及灵活的解决方案。其主要特性如下陆2 侧：1 ) 多学科的建模仿真平台A M E S i m 在统一的平台上实现了多学科领域的系统工程的建模与仿真：机械、液压、热、电和磁等物理领域。不同领域模块之间直接的物理连接方式使得A M E S i m 成为多学科领域系统工程建模和仿真的标准环境。2 ) 图形化物理建模方式A M E S i m 定位在工程技术人员使用，建模的语言是工程技术语言，仿真模型的建立、扩充或改变都是通过图形界面( G U I ) 来进行的，使用者不用编制任何程序代码。这使得用户可以从繁琐的数学建模中解放出来而专注于物理系统本身的设
126、计。这对于一些存在非线性或者非常复杂以致难以建立数学模型的系统来说，使用h M E S i m 仿真设计软件将显得非常容易。3 ) 强大的液压模块A M E S i m 专门为液压系统建立了一个标准仿真模型库，几乎包含了液压系统中所有的元件。鉴于液压元件多种多样，A M E S i m 提供的液压元件有可能难于满足设计者的需要，A M E S i m 提供的一个H C D ( H y d r a u l i cC o m p o n e n tD e s i g n ) 库，采用该库中的元件，设计者可以建立自己需要的液压元件。A m E S i m 为用户提供了一个时域仿真建模环境，可使用已有
127、模型和建立新的子模型元件，来构建优化设计所需的实际原型，采用易于识别的标准I S O 图标和简单直观的多端口框图，方便用户建立复杂系统及用户所需的特定应用实例，可4 1中南大学硕士学位论文第三章基于A E M S I M 的举升液压系统建模修改模型和仿真参数进行稳态及动态仿真、绘制曲线并分析仿真结果，界面比较友好、操作方便。在建模过程中，需要依次完成草图模式、子模型模式、参数模式和运行模式四部分。其中草图模式是建模的核心部分，在这一步中，应仔细考虑部件功能，并将系统实际元件按功能分成各个部分，在利用A M E S i m 模型库中提供的功能模块加以表示，连接相应油路，在设置子模型参数，就可以对
128、系统进行仿真分析。3 2 多级液压缸的建模由于多级缸运行过程中，各级缸之间的碰撞和有效面积的变化是难以避免的，所以在起升过程中容易对负载产生过大冲击呻儿6 0 1 。而多缸体系统的内碰问题是多体系统动力学中的一个难点问题。因此，多级缸的建模主要是确定碰撞力的模型和构造多级缸的运动模型。3 2 1 碰撞力模型的建立多缸体系统的内碰问题是多体系统动力学中的一个难点问题，实际应用的处理方法主要有两类：将碰撞过程理解为“分离一接触一碰撞”的三状态模型和将碰撞过程归结为“自由运动一接触变形”的两状态模型。经典的三状态模型假定碰撞体是完全刚性的、碰撞时间无限小、碰撞前后的系统位形不变，采用动量定理和恢复系
129、统来确定碰撞后的状态。这种模型的计算效率较高，但不能预示系统碰撞过程中的接触变形，不使用于需要计算碰撞载荷大小的场合。两状态模型将碰撞考虑为“接触一变形一恢复一脱离接触 的变化过程，归结为“自由运动一接触变形”两种状态，通过建立描述碰撞过程中力与接触变形之间的关系，计算出碰撞过程中的接触力和接触变形，本文采用该模型。接触变形两状态是从弹性力学的角度出发，将碰撞处理为接触一变形一恢复一脱离的过程，通常限定变形在接触区的领域，弹簧接触力根据H e r t z 接触规律确定，通过一个与弹簧平行的阻尼器来考虑接触过程的能量损失。对碰撞过程中碰撞处的变形及碰撞力变化的精确描述是非常困难的，通常将参碰物体
130、碰撞处的作用力用一等效弹簧力E 和阻尼力只来取代，这样对碰撞过程的研究转化为研究等效弹簧一阻尼力模型呻制1 。对于碰撞力函数F ，经典方法是采用线性弹簧一阻尼函数。K 6 七C s肚1o万0万 O式中K 等效弹簧刚度；4 2( 3 - 1 )中南大学硕士学位论文第三章基于A E M S I M 的举升液压系统建模C 等效阻尼系数；万接触点法向穿透深度：彦接触点法向相对速度。显然，线性弹簧阻尼模型中，刚度K 必须足够大，才能保证两碰撞物体不会互相穿过。当等效线性弹簧刚度系数选择比较适当时，所得出的接触力与理论计算接近，且计算效率高。但当参数选择不当时，该模型会产生仿真结果失效。例如，模型中采用阻
131、尼系数为常数的粘性阻尼器来等效碰撞前后的能量损失，这样就带来一个问题：当万= 0 时，系统刚进入接触状态，并未发生变形，当由于相对运动速度彦0 ，粘性阻尼系数C 0 ，仍存在一个非零的接触力，在碰撞恢复期，接触力有时会表现为拉力，这在实际运动中是不可能的。为避免这一问题，阻尼系数C 采用变量处理，其表达式如下汹1一旦C = C o ( 1 一e )( 3 - 2 )式中C 0 最大等效阻尼系数；接触点最大法向穿透深度；由式( 3 2 ) 可知，当万时，C 9 5 C o 。3 2 2 基于A M E s i m 的多级液压缸建模由于A M E s i m 软件的H y d r a u l i
132、c 库中没有多级液压缸的模块，因此只能通过H C D 库来设计多级液压缸。根据多级液压缸的工作原理，可将其分解为若干个相互连通的单级液压缸的组合，如图3 - 1 所示，将三级举升液压缸分解为1 个柱塞缸和2 个单干活塞缸。图中虚线相连的两个物体在实际中是一个物体，可变节流口来表示第二级缸有杆腔油口的大小，当第二级缸伸出到最大位置，第三级缸开始动作以后，第二级缸有杆腔被封闭，从而保证多级缸压力回缩时的有序动作。图3 - 1 多级液压缸分解为多个单级液压缸本文采用H C D 库来建立多级液压缸的模型，如图3 2 所示，各部分主要说明如下：4 3中南人学硕士学位论文第三章基于A E M S I M
133、的举升液压系统建模图3 - 2 倒装式的多级液压缸模型1 ) 本系统的多级液压缸是倒装的，即末级活塞杆固定，三级缸筒依次伸出或者缩回，因此本文采用带移动缸体的活塞模块来建立液压缸的模型，该模块如图3 - 3 所示。i 咖W i I h m o v n g b o 由fL C O N l3l 衲e 甘s h a f tn o d et r a n d e r r i n gp o l t3v e l o c i t ya n dd i s p l a c e m e n tF b ，v a r i a b l e sw h i c hh a v eac l i m c t i o na 5 5
134、D c i a t e dw i t ht h e m ,ap o , s i t i v e5 扫n 船i n 价ed i r e c t i o no f t h e8 r o w F o rv a r i a b l e sw h i c hh a v ead i r e c t i o na s s o c i a t e d t ht h e m ,al ，o s i b v e5 J 口几妇i nt h ed J m c t i o no f t h eo r r o w 图3 - 3带移动缸体的活塞模块3 - 4同步运动保持器模块2 ) 同步运动的实现：本文通过第i 级缸的活塞与
135、第i + l 级缸的缸体同步，来模拟图3 - 1 中虚线所示的一体。为实现这一功能，本文采用同步运动保持器模块，该模块如图3 - 4 所示，1 口、2 口的速度、位移都由3 口确定。M C L C O A Ae b l I i cd 叫b bm d d o p 【1 1 0s t a t e s 】厅D ，v a r i a b l e _ w h i c hh a v ead i r e c 幻门a o c i a t e dw i t ht h e m ,a p o , s i t i v e5 扫，船i nt h ed g e c b b no f 打) e8 f l O W 图3 -
136、5 弹性双向限位模块中南大学硕士学位论文第三章基于A E M S I M 的举升液压系统建模3 ) 液压缸两端限位：本文采用弹性双向限位模块，该模块如图3 5 所示，该模块不但可以实现式( 3 - 1 ) 、( 3 - 2 ) 所表示的碰撞力模型，而且可以设置液压的行程。4 ) 液压缸的压力实现：本文采用动态压力特性的容积模块，该模块如如图3 - 6 所示。其压力为粤：粤( 3 - 3 )出矿+ 式中，召( p ) 液压油的弹性模量，该值与温度、压力有关：压力增加时，召( p ) 增大，但这种变化不呈线性关系，当P 3 M p a 时，口( p ) 基本上不增大；温度升高时，B ( p ) 减
137、小畸7 1 。由于本文仿真时为考虑系统发热，因此忽略温度对B ( p )的影响。iB H C l llh 蚰a u l cv o l u m ew mg c , = t u r ed v m m i c =F o rv a r i a b l e sW 舵l ，h a v ead i r e c t m na s 占o c i a l e dw i t ht h e m ,ep o s i t i v e5 扫门J 5 加t h ed i r e c t i o no f t h e8 r r o w 图3 6 具有动态压力特性的液压容积模块a 举升液压缸无杆腔的压力：由式( 3 3 ) 可知
138、，其表达式为p 鹏= 石丙寰墨而忑卅讲- 卅肥2 Y c 2 - A ，) ( 3 - 4 )式中Q 肥流入多级液压缸无杆腔的流量；毫、五缸体相对一级活塞杆的速度、位移；童：、x ：一级活塞杆相对二级活塞杆的速度、位移：岛、如二级活塞杆相对三级活塞杆的速度、位移；A M c l 、彳比2 、么艘3 多级缸一级、二级、三级活塞作用面积；多级液压缸无杆腔的容积，其表达式如下4 5中南大学硕士学位论文第三章基于A E M S I M 的举升液压系统建模y 矗= 彳肥I 幸x l + 彳肥2 幸z 2 + 彳肥3 幸x 3b 举升液压缸有杆腔的压力( 3 5 )= 石专忑Q H C - - A H R
139、 2 Y C 2 - - A H R 3 f c 3 )( 3 - 6 )式中g 艘多级液压缸有杆腔的流出流量；A H R ：、彳舰，二级、三级液压缸有杆腔的有效作用面积。多级液压缸有杆腔的体积，其表达式如下豫= 彳舰2 x 2 + 彳舰3 宰x 3( 3 - 7 )5 ) 多级液压缸的输出作用力多级液压缸上的主要作用力包括负载力、液压作用力、活塞杆运动过程中的粘性阻力、摩擦力、活塞杆之间的碰撞力。负载力由系统动力学方程求得，除负载力之外第i 缸体上的作用力为只= P H c 彳施+ P M R 么麟+ 皿毫+ 乃+ 易( 3 - 8 )式中彳肌，第i 级缸无杆腔的有效作用面积；彳删第i 级缸
140、有杆腔的有效作用面积；D 粘性阻尼系数；最、F P 第i 缸体的摩擦力、碰撞力。其仿真参数如表3 一l 所示，第一级缸为单作用缸，因此设置其缸径与缸径相同。表3 - 1 多级缸仿真参数参考值表中南大学硕士学位论文第三章基于A E M S I M 的举升液压系统建模3 3 举升液压系统的建模与参数拟合3 3 1 插装阀建模举升控制阀组由插装阀、电磁换向阀、梭阀、单向阀、直动式安全阀等元件组成，而A M E s i m 软件中的H y d r a u l i c 库没有插装阀这个元件。因此，本系统首先利用H C D 库来设计插装阀的仿真模型。根据插装阀的结构，利用H C D 库相关元件建立插装阀的
141、模型，如图3 7 所示，阀口的最大开度由质量模块设定。图3 - 7 插装阀的仿真模型1 ) 主阀芯的动力学方程呻1不考虑主阀芯的重力、瞬态液动力，阀芯的动力学方程为P 一A + P 口A 口一p 胛彳肚= m c | ，j + 肛+ k ( x o + x ) + E( 3 - 9 )式中办、如、p 胪插装阀A 口、B 口、弹簧腔A P 的压力；A 一、A 占、彳胛插装阀A 口、B 口、弹簧腔A P 的压力；y 插装阀芯的质量；阀芯的阻尼系数；k 插装阀弹簧的刚度；弹簧的预压缩量；E 插装阀芯的稳态液动力。2 ) 主阀的流量方程Q = C g X ( x )i 弘( p )( 3 1 0 )式
142、中印阀口的压差，a p = P 一一P 丑；彳( x ) 阀口的通流面积，与阀口的形状有关；q 阀口流量系数，与阀口形状和雷诺数名有关，计算如下刀q = 鼬中南大学硕十学位论文第三章基于A E M S I M 的举升液压系统建模C q m 阀口的最大流量系数；丸额定雷诺数；五实际雷诺数，与水力直径侥、油液的动力粘度等有关，可根据下式计算五= 鲁浮3 ) 弹簧腔的流量方程巩府等矽胛( 3 1 2 )( 3 1 3 )式中鳓流入或流出弹簧腔的液压油流量；圪P 弹簧腔的体积。3 3 2 举升控制阀组的建模1 ) 合流控制阀的仿真模型利用图3 7 的插装阀模型，再调用梭阀、二位三通换向阀等模块，建立合
143、流控制阀的仿真模型，如图3 8 所示。B图3 8 合流控制阀的A M E s i m 模型参考相关样本，并进行仿真，可确定合流控制阀组( C V l - 2 5 - D 1 6 - M 一4 0 +C V C S 一2 5 - W 3 3 ) 的仿真参数表如表3 - I 所示。表3 - 2 合流控制阀组的仿真参数参考值符号意义参考值单位D 胛插装阀弹簧腔的内径2 5m m中南大学硕士学位论文第三章基于A E M S I M 的举升液压系统建模由A M E S I M 软件仿真，求得合流控制的压差一流量曲线，如图3 - 9 ( a ) 所示，图3 9 ( b ) 为样本曲线，比较可知，仿真参数基
144、本符合要求。乱仿真曲线1 51 05?7D 2叽么D 1 6 ；D C l6：7 ，r102 0 0 4 0 06 0 0 8 0 01 0 0 0b 样本曲线图3 - 9C V l 2 5 - D 1 6 的压差流量曲线2 ) 插装式电磁溢流阀的仿真模型由于溢流阀的先导压力阀的动态较好，其开启时间很短，对主阀的影响较小，因此本文直接采用现有溢流阀模块( 未考虑动态响应过程) ，来建立插装式电磁溢流阀的仿真模型，如图3 - 1 0 所示。P图3 1 0 插装式电磁溢流阀的仿真模型4 9中南大学硕士学位论文第三章基于A E M S I M 的举升液压系统建模举升控制阀组的其他部分都与图3 7 、
145、3 8 基本相同，本文不再做详细介绍。3 3 3 举升液压泵建模该泵为齿轮泵，鉴于油液的可压缩性对系统影响较小，因此本文只考虑液压泵的泄漏，其输出流量为Q 。= Q I7 - G l 卸( 3 1 4 )式中鸟丁举升泵的理论流量；G l 举升泵的液导，可由举升泵的流量压力曲线求得；卸举升泵两端的压差。因此，本文采用流量源+ 旁路节流来建立举升泵的仿真模型，如图3 - 1 1 。图3 - 1 1 举升泵的仿真模型3 3 4 恒压变量泵的建模本文所采用的变量泵为R e x r o t h 的A 11 V L 变量泵，其原理如图3 1 1 所示口。1墨固。T 1一j ：GMAL 上J一“- f 2
146、3 2 邗曰- f为氏V o m a x v gr a i n。7 篷翟卜；团l+mr , q正。凸二图3 1 l 恒压变量泵的建模1 ) 恒压阀芯的力平衡方程A ，P = ，戚+ 色戈+ 后。( X o + z )( 3 1 5 )式中4 一匣压阀芯的作用面积；p 一变量泵出口压力；拂阀芯的质量；。噩一叵压阀芯粘阻系数；k 调节弹簧刚度；5 0中南大学硕士学位论文第三章基于A E M S l M 的举升液压系统建模而弹簧预压缩量；x 恒压阀芯的位移；2 ) 通过恒压阀的流量旷c v 乒鬲式中吼通过恒压阀节流1 ：3 的流量；G 一叵压阀节流E l 的流量系数；w 一叵压阀的面积梯度；p 油液
147、的密度；阢变量活塞控制腔压力。3 ) 活塞控制腔的流量连续性方程旷缈+ 移式中4 变量活塞作用面积；圪变量缸控制腔及管道的总容积；尾油液的体积弹性模量；夕变量控制柱塞的速度。4 ) 变量活塞的力平衡方程( 3 1 6 )( 3 - 1 7 )P 。A 。一P A h 一瓦= M j j + B y p + k 掣( y o + 少) ( 3 - 1 8 )式中M 泵变量时泵体可移动部分加弹簧三分之一的质量；B ，泵的粘性阻尼系数；k 吱量机构弹簧刚度；变量机构弹簧的预压缩量。5 ) 变量泵的流量方程为砩= L D e 疗( 3 1 9 )式中变量控制活塞的最大位移；啡吱量泵的排量；丹二吱量泵的
148、转速。6 ) 转向泵的仿真模型中南大学硕士学位论文第三章基于A E M S I M 的举升液压系统建模图3 - 1 3恒压变量泵的仿真模型根据式( 3 1 5 ) ( 3 - 1 9 ) ，可以利用H C D 库建立转向泵的仿真模型，如图3 1 3 所示，但是变量泵的很多内部参数无法获取，因此本文直接采用H y d r a u li c库的恒压变量泵模块，其排量变化的动态特性为一阶延时环节，其压力一流量特性可通过表达式或者A S CI I 的压力一流量数据表来设置，本文参考样本的流量一压力曲线来确定该表达式为( 单位为L m in )绋：m i n ( 粤( p 一p ) ，Q P 。唑p )
149、( 3 2 0 )pp 懈一印式中绋。输出压力为0 时，变量泵的流量，取绋o = 2 4 7 L m i n ；p 一变量泵的设定最高压力，根据2 1 节可知，p 懈= 1 9 M P a ；矽变量泵由全排量到最小排量时，其输出稳定压力的变化值，参考样本，取A p = 0 9 M P a ；绋。变量泵排量刚开始减小时，其输出流量，取Q P ，= 2 3 0L m i n 。3 3 5 转向蓄能器建模不考虑蓄能器皮囊的惯性力、摩擦力等负载以及油液的压缩性( 远小于气体的压缩性) ，其流量连续性方程为Q A 警式中，蓄能器中的气体体积。由热力学定律可知P 4 鲜= P 月。饼。式中P 月。蓄能器的
150、初始充气压力；绋。蓄能器的容积；5 2( 3 2 1 )( 3 2 2 )中南大学硕士学位论文第三章基于A E M S I M 的举升液压系统建模n 蓄能器的出口压力；刀气体的多变过程指数，绝热过程取1 4 ，等温过程取1 ，本文取刀= 1 4 。因此，本文直接调用H y d r a u l i c 库中的蓄能器模块。3 4 举升机构的动力学建模为建立自卸车卸矿石过程的动态模型，作如下假设：a 车厢两侧的两个举升油缸动作及状态完全一致，能够保证同步精度；b 举升过程中，举升液压缸的摆动角很小，而且其转动惯量远小于车斗的转动惯量，因此，忽略举升液压缸的惯性；C 由于举升液压缸的质量很小，因此忽略
151、其重力影响。1 ) 动力学分析举升装置结构如图3 - 1 3 ( a ) 所示，车厢后下部与车架铰接，卸车时采用车厢两侧的举升液压缸顶起车厢，将矿石卸下。将系统结构简化，得到其示意图，如图3 - 1 3 ( b ) 所示，0 车厢与车架的铰接中心，A 举升油缸下支撑中心，B 举升油缸上铰接中心，C 车厢满载时的质心；当车厢翻转秒后，举升油缸上铰接中心在E ，车厢和矿石的质心在C l ，0 H 为过O 点的水平线，0 D 为过O 点车厢底边的平行线。乱结构图图3 1 3 举升装置结构动力学方程：F 舵L F 毗= M g L 。c c o s ( 8J r + J 8Ab 示意图( 3 - 2
152、3 )式中举升缸的输出作用力；肘举升系统的负载质量，举升过程中，M 不断减少。根据矿石的自然堆积角为4 0 - - - 4 5 。 ，而且堆积角越大，矿石开始下落的时间越晚。因此，本文按最大堆积角计算。利用S O L I D W O R K S 建立车斗满载时的三维模型，反向旋转中南大学硕士学位论文第三章基于A E M S I M 的举升液压系统建模矿石的堆积面，来模拟车斗举升过程中矿石的不断减少，由模型可知，在举升过程前2 0 。的范围内，M 变化很小；，举升系统绕0 点的转动惯量，变化情况与M 相近；L o c 举升系统的质心到0 点的距离；么肋C 的角度；举升缸作用力的力臂，由相应几何关
153、系可知F c ：L O A L o B s i n ( O o + 0 )( 3 2 4 )L A B式中岛“的角度；L o A 举升液压缸的下铰接点A 到0 点的距离；三举升液压缸的上铰接点B 到0 点的距离；L A B 举升缸的总长度，由几何关系可知三丑= ( 三乙+ 三乞一2 三侧三伽c o s ( O o + 秒) ) o 5( 3 - 2 5 )举升缸的位移和速度分别为X = 船一三仙。戈：兰望生二墨Q 生塑幽矽：心矽1 。彻( 3 2 6 )( 3 2 7 )2 ) 举行机构的A M E S I M 模型由于举升前2 0 。的范围内，基本上没有矿石卸下，负载质量和转动惯量变化很小，
154、再继续动作，负载质量和转动惯量逐渐变小。但是，为提高仿真速度，简化仿真模型，本文为考虑负载质量和转动惯量的变化，利用P L A N A RM E C H A N I C A L库的相应元件建立举升机构的模型，如图3 一1 4 所示，来分析不同的参数对系统冲击的影响哺引。图3 1 4 举升机构的仿真模型5 4中南大学硕士学位论文第三章基于A E M S I M 的举升液压系统建模车斗满载时的仿真参数如表3 3 所示，空车斗仿真时只需修改P L M B O D 0 2 - 1的参数。表3 3 举升机构仿真参数参考值表3 5 本章小结本章在理论分析的基础上，建立举升系统各部分的仿真模型，并根据样本曲
155、线对元件未知参数进行了仿真确定，具体如下：1 ) 确定了多级缸的碰撞模型为线性弹簧一变阻尼模型，并对多级缸进行了运动学分析，在此基础上建立多级缸的A M E S I M 仿真模型；2 ) 通过理论分析，建立了插装阀的仿真模型，进而建立了举升控制阀组的仿真模型；根据相关分析，建立举升液压泵、恒压变量泵、蓄能器等液压元件的仿真模型；3 ) 对举升机构进行了动力学分析，并建立了举升机构的A M E S I M 仿真模型。中南大学硕士学位论文第四章举升液压系统的仿真与优化第4 章举升液压系统的仿真研究将上一章所建立仿真模型有机结合，组成举升液压系统的整体仿真模型，如图4 一l 所示。f 一一一一一一一
156、一一。一一1图4 - l 举升液压系统的A m e s i m 模型本章将通过仿真研究，来分析不同的阀芯面积比、弹簧力、阻尼孔对系统冲击的影响。插装式二通方向阀的面积比一般为1 ：1 0 5 ( D 1 0 5 ) 、1 ：1 6 ( D 1 6 ) 、l ：2 ( D 2 0 ) ，D 1 0 5 阀芯的开启压力为0 0 3 3 M P a ( L ) 、0 1 6 5 M P a ( M ) ，9 1 6 、D 2 0 阀芯的开启压力为0 0 5 M P a ( L ) 、0 2 5 M P a ( M ) ；电磁溢流阀的开启压力，N G 2 5 、N G 3 2型为0 3 1 M P a
157、 ，N G 4 0 型为0 2 3 5 M P a ，阀芯的面积比为l ：1 ( D I O 或C I O F 阀芯带节流口) 。4 1 举升过程的仿真分析本文首先以电磁溢流阀作为卸荷阀，来研究举升液压缸有效面积的变化所引5 6中南大学硕士学位论文第四章举升液压系统的仿真与优化起的冲击以及两泵单独工作时系统冲击。由于电磁溢流阀的阀芯面积比、弹簧开启力都是确定的，因此本文分析不同阻尼孔对举升初始动作时压力冲击的影响，主要是图4 - 2 所示的节流口l 、2 。图4 - 2 电磁溢流阀节流口的三种安装位置然后再研究以二通方向阀为卸荷阀的方案，分析不同面积比、弹簧力与阻尼孔对举升初始动作和中间停止时
158、压力冲击的影响。4 1 1 举升全过程举升泵卸荷控制阀启闭特性取决于控制阻尼孔的大小，分析不同阻尼孔时系统的压力波动情况。仿真设置如下：1 S 开始举升，车斗角位移5 5 。时自动停止举升，先导溢流阀的设定压力1 5 M p a ，平衡阀面积比1 ：1 0 ，进1 3 最大压力1 5 M p a ，仿真总时间3 0 S 。电磁溢流阀的仿真参数：开启压力0 3 1 M P a ，面积比l ：1 ，通径3 2 。1 ) 阻尼孔取标准参数，即都取1 2 m m ：图4 - 3 为车斗的角位移曲线，可知车斗的角位移达到了5 8 。，超过了5 5 。的最大角位移限制，这是因为仿真过程中未考虑负载质量的变
159、化，举升最后过程中，负载变为超越负载，举升缸受到拉力，而有杆腔的面积较少，系统限位未起作用，举升液压缸仍达到了最大长度。蠡曲鹏州曲g 睇】叩棚d b 神051 01 5扣为加劬啪l图4 - 3 举升时车斗角位移曲线图051 01 5扣五加如酬4 - 4 举升缸无杆腔的压力曲线图4 4 和4 5 分别为举升缸无杆腔和有杆腔的压力曲线，可知系统开始举升5 7中南大学硕士学位论文第四章举升液压系统的仿真与优化动作过程和活塞面积变化时都会引起较大的压力冲击，第二级缸开始动作时的压力冲击值小于3 M P a ，最后一级缸开始动作时系统的冲击最大，但此时系统的最高压力较低，且实际车斗的转动惯量小于仿真值。
160、p r e u u r e ( b a r 口51 D1 52 口Z 53 D5 m e ( s )图4 5 举升液压缸有杆腔的压力曲线( 巾l _ - 中2 - - 1 2 )2 ) 控制油路阻尼孔1 取1 姗，阻尼孔2 取1 2 m m ：举升缸无杆腔的压力曲线如图4 6 所示，对比图4 4 ，可知举升开始过程中的压力波动情况变化很小。p m s s u r e l b a r )051 01 52 02 53 Dt i m e ( , l图4 6 举升缸无杆腔的压力曲线( 中1 = 1 ，咖2 = 1 2 )p r e s s u r e 【b 曩】051 01 52 0五羽t i m
161、e r s l图4 7 变量泵的滞后时间为0 1 s 时无杆腔的压力曲线中南大学硕士学位论文第四章举升液压系统的仿真与优化将变量泵的滞后时间改为0 1 s ，其他参数不变，进行仿真，举升缸无杆腔的压力曲线如图4 - 7 所示，开始动作时系统的冲击减小。表明：系统的最大冲击压力主要取决于变量泵的响应时间，下面将继续验证。3 ) 举升泵单独工作，控制油路阻尼孔2 取1 2 m m ，阻尼孔1 取0 8 m m ，：车斗的位移曲线如图4 - 8 所示，可知举升时间2 7 s ，相比双泵供油时，举升时间延长7 s 。蠡p k 髓m 朗蛔l 叩啊叫b | l051 D1 E扣五加口51 U1 5卸2 5
162、硼bme【ll白薯fll图4 - 8 转向泵故障时车斗的角位移曲线图4 - 9 转向泵故障时举升缸无杆腔的压力曲线举升缸无杆腔的压力曲线如图4 9 所示，可知系统压力波动较小，因为阻尼孔1 的减小增加了卸荷阀的关闭时间，而且系统总流量减小。4 ) 举升泵故障时，举升系统仿真：车斗的位移曲线如图 i - l O 所示，可知举升时间6 3 s ，相比双泵供油时，举升时间大大延长。蠡蓖即州d e g l 刖嘲州b 神1 0扣加帕卯刀印I 嘲I 】D1 0扣加加印印加劬岍I 啪l图4 1 0 举升泵故障时车斗的角位移曲线图4 - 1 1 举升泵故障时举升缸无杆腔的压力曲线举升缸无杆腔的压力曲线如图4
163、1 l 所示，可知开始动作时系统冲击压力较大，但是波动时间较短，而二三级缸动作时系统压力冲击减小，这是因为转向泵的流量较小，举升机构速度慢。5 ) 举升泵单独工作，分析卸荷阀关闭时间对系统冲击的影响：卸荷阀控制节流堵1 、2 分别取1 2 、1 2 和1 2 、1 5 时，举升液压缸无杆腔的压力曲线分别如图4 1 2 和4 - 1 3 所示，与4 - 9 相比，开始动作时压力冲击增大，但是变化很5 9中南大学硕士学位论文第四章举升液压系统的仿真与优化小，主要因为节流堵1 的尺寸不变，单独改变节流堵2 的尺寸，其和阻尼变化很小。051 01 52 02 5如咖e 【s 】图4 1 2 举升泵单独
164、工作时举升缸无杆腔的压力曲线( 由l = 巾2 = 1 2 )051 口1 5扣巧加州s l图4 1 3 举升泵单独工作时举升缸无杆腔的压力曲线( 巾1 = 1 2 ，巾2 = 1 5 )综上所述，可知：1 ) 举升开始动作和活塞面积变化时，系统都会产生压力冲击；2 ) 举升开始过程中的较大压力冲击主要取决于变量泵的响应时间，这是因为举升动作开始前转向泵处在最小排量，压力为最高压力；3 ) 卸荷阀的关闭速度主要影响举升初始动作时的压力冲击，而且取标准阻尼孔参数时，举升开始动作系统的冲击压力不超过1 6 M p a 。因此，对于以插装式二通方向阀为卸荷阀的方案，其不同参数对压力冲击的影响，将在下
165、一节研究。4 1 2 中间停止尽管举升过程中突然停止举升的情况很少，但是在紧急情况下可能出现。由于举升过程中，负载质量和转动惯量都不断减小，而仿真时为考虑这些。为提高仿真的准确性，本文主要分析举升前半过程，因为该过程中负载质量和转动惯量基本不变。突然停止时系统压力波动的大小取决于卸荷阀开启的速度，而电磁溢流阀卸荷时的开启速度主要取决于节流口1 的大小，插装式二通方向阀的开启速度取决于阀芯面积比、阻尼孔。6 0中南人学硕士学位论文第四章举升液压系统的仿真与优化因此，本文首先对节流口1 取不同值，对电磁溢流阀方案的系统进行仿真。仿真设置如下：1 S 开始举升，1 2 S 时停止举升。4 1 2 1
166、 电磁溢流阀方案1 ) 控制油路阻尼孔2 取1 2 m m ，阻尼孔1 取l m m ：车斗的角位移曲线如图4 - 1 4 ( a ) 所示，突然停止举升时，车斗产生小幅振荡。由由嘣帕W 蛳l口e 叫咖蕾lO5加1 5加D51 01 5习由喇嘶啡la 车斗角位移曲线b 举升缸无杆腔的压力曲线图4 - 1 4 举升中间停止( 巾1 = 1 ，由2 = 1 2 )举升缸无杆腔和有杆腔的压力曲线分别如图4 - 1 4 ( b ) 和4 - 1 5 所示，系统产生明显压力冲击，而且持续时间较长。删e 霸u 陀怕l1 01 5由l e I 司图4 1 5 中间停止时举升液压缸有杆腔的压力曲线( 由1 =
167、 1 ，由2 = 1 2 )口靠孔- e 【b l01 01 5断一l l6 l中南大学硕士学位论文第四章举升液压系统的仿真与优化图4 1 6 中间停止时举升缸无杆腔的压力曲线( 巾l = 巾2 2 1 2 )2 ) 阻尼孔取标准参数，即都取1 2 m m ：举升缸无杆腔的压力曲线分别如图4 1 6 所示，可知系统的压力波动稍增大。3 ) 控制油路阻尼孔2 取1 2 m m ，阻尼孔1 取0 8 m m 举升缸无杆腔的压力曲线分别如图4 1 7 所示，突然停止时系统压力波动减小，但是举升开始阶段的波动增大。p r e s s u f e ( b 刮 051 01 5t i m e ( s 】图
168、4 - 1 7 中间停止时举升缸无杆腔的压力曲线( 由1 = 0 8 ，巾2 2 I 2 )综上所述：卸荷阀阻尼孔1 越小，突然关闭时系统的压力冲击越小，但持续时间相近。考虑阻尼孔越小，越容易堵塞，而且都取标准值时系统的最大冲击压力不超过1 5 M p a ，完全满足系统要求。因此，阻尼孔1 、2 都取1 2 m m 。4 1 2 2 插装式二通方向阀的方案系统必须减小浮动时举升液压泵的空循环发热，插装阀的开启压力应尽可能小，而为保证阀芯能够可靠的关闭，阀芯的面积比应为1 ：1 6 或1 ：2 。因此，本文主要研究开启压力最小、D 1 6 ( D 2 0 ) 型插装式卸荷阀的不同阻尼孔对系统冲
169、击的影响，即图4 - 1 8 中的阻尼孔l 、2 。仿真参数：阀芯开启压力0 0 5 M P a ，阀芯行程1 4 5 m r n ，弹簧腔内径4 0 ，阀芯面积比1 ：1 6 或1 ：2 。图4 1 8 插装式二通方向阀的原理1 ) D 1 6 型插装式卸荷阀的方案对于确定的主阀，主阀的关闭速度取决于节流口l 、2 ，而其开启速度主要6 2中南大学硕士学位论文第四章举升液压系统的仿真与优化取决于节流口。因此，保持节流口2 ( 由2 = 1 4 r a m ) 不变，节流口1 分别1 4 、1 2 、1 0 、0 8 m m ，进行仿真研究。图4 1 9 ( a ) 、( b ) 、( C )
170、 、( d ) 所示，分别为所对应的举升液压缸无杆腔的压力曲线和举升液压泵的压力曲线。可知，举升液压缸的压力响应比举升液压泵快，这表明变量泵响应快于卸荷阀的响应；节流口1 的参数变化，对举升初始动作时和中间停止时的压力冲击影响较小；系统初始动作时，举升液压缸无杆腔的压力值小于1 5 H P a ；中间停止时，举升液压缸无杆腔的压力值小于1 2 M P a ；卸荷阀的关闭时间约为0 5 S 。删制蛐耐州目a ) 巾l = 咖2 = 1 4呐耐1 2 一一一悯叫耳O246日1 a1 21 41 6喇b ) 由1 = 1 2 ，由2 = 1 4晡咖i a c k恼咖阿吲嘲目c ) 由1 = 1 0
171、，巾2 = 1 4d ) 巾1 = 0 8 ，由2 = 1 4图4 1 9 举升液压缸无杆腔的压力曲线与举升液压泵的压力曲线2 ) D 2 0 型插装式卸荷阀的方案：加大阀芯面积比，可缩短主阀的关闭时间，延长主阀的开启时间。而D 1 6 型卸荷阀已满足系统中间停止的要求，而且系统不需要加快卸荷阀的开启速度。因此，无需对D 2 0 型插装式卸荷阀的方案进行仿真研究。经过本小节的仿真研究，确定插装式二通方向阀的为D 1 6 型插装阀，弹簧L型( 主阀开启压力0 0 5 M P a ) 节流口1 、2 分别为1 2 m m 、1 4 m m 。中南大学硕七学位论文第四章举升液压系统的仿真与优化4 2
172、 浮动过程与压力迫降过程的仿真分析本节主要分析流量控制阀和压力迫降对车斗迫降快慢的影响，仿真设置如下：1 S 开始举升动作，到达限位后自动停止举升，2 5 S 开始车斗下降动作，仿真总时间5 0 S ，下降动作分浮动下降和压力迫降两种情况分析。从S O L I D w O R K S 导出车斗的相关参数，导入举升机构模型。4 2 1 全程压力迫降系统压力迫降的快慢取决于迫降压力控制阀的设定压力和插装式流量控制阀的通流面积。因此，本文仿真对不同控制压力和插装阀芯的最大行程条件下，系统迫降速度进行分析。1 ) 迫降压力l O M p a ，插装阀最大行程1 l m m ：插装阀的压差一流量曲线如图
173、4 2 0 所示。h oD 3U U口，Z0 40 b口日1 UI Z1 f I o w 【L ，m 州图4 2 0 流量控制阀的压差流量曲线( 行程l l m m )车斗的角位移和举升缸无杆腔的压力曲线如图4 2 1 和4 2 2 所示，可知迫降时间为1 1 5 S ，迫降时无杆腔的压力较小。蛔e eh中南大学硕士学位论文第四章举升液压系统的仿真与优化H 1 0 3n 口n Z口4口60 ，B1 D1 21 4。州L ，n 1 1图4 2 3 流量控制阀的压差流量曲线( 行程7 m m )车斗的角位移和举升缸无杆腔的压力曲线如图4 - 2 4 和4 - 2 5 所示，可知迫降时间为1 5 s
174、 ，车斗下降速度逐渐减小。但是与图4 - 2 2 相比，开始迫降过程中的压力增大，但是仍较小。、蛔hol f l扣3 04 0卯k 而口咖啡ID1 0加加加知畸一l l图4 2 4 车斗压力迫降时角位移曲线图4 2 5 车斗压力迫降时无杆腔的压力曲线T e r e x 的M T 4 4 0 0 A C 的迫降时间为1 4 S ，可知7 m m 行程基本可以满足要求。4 2 2 浮动下降过程仿真设置：车斗下降时，卸荷阀不动作，举升液压泵处于卸荷状态。d e g r e e2 B4 8t u n e r s l图4 - 2 6 车斗浮动下降时角位移曲线( 1 l m m )1 ) 插装阀最大行程1
175、 1 舳时，车斗的角位移如图4 - 2 6 ，可知车斗浮动下降时间1 3 5 S ，相比压力迫降时延长2 S 。6 5中南火学硕士学位论文第四章举升液压系统的仿真与优化d e g r e 暑1 DZ 口3 U4口5Ut r e e , )图4 2 7 车斗浮动下降时角位移曲线( 7 m m )2 ) 插装阀最大行程7 m m 时，车斗的角位移如图4 2 7 所示，下降时间1 8 5 S ，与图4 - 2 6 相比，下降速度明显变慢。举升缸无杆腔的压力曲线如图4 - 2 8 所示，举升缸活塞有效面积变化时，系统产生的压力冲击很小。b 置D1 口2 0叩如即曲e l I 】图4 2 8 车斗浮动下
176、降时无杆腔的压力曲线4 2 3 中间停止车斗下降速度越快，突然停止时的冲击越大，而迫降时的速度大于浮动时，因此本文主要分析压力迫降过程突然停止时，系统的冲击。仿真设置如下：2 5 S开始压力迫降，2 9 S 突然停止，下降速度控制阀的行程1I m m 。d e a f e e01 02 03 04 0卯f i m m f s !图4 - 2 9 压力迫降过程中突然停止时车斗的角位移曲线( 1 I m m )6 6中南大学硕士学位论文第四章举升液压系统的仿真与优化图4 - 2 9 为车斗角位移曲线，可知车斗下降过程中突然停止时，没有振荡，比较平稳。01 0扣舶帕卯吣l图4 - 3 0 压力迫降过
177、程中突然停止时无杆腔的压力曲线图4 3 0 为无升缸无杆腔的压力曲线，可知车斗下降过程中突然停止时，系统存在压力冲击，但是较小，对系统的使用寿命影响较小。4 3 本章小结本章对不同工况下车斗的举升、压力迫降等动作进行了仿真分析，得出了如下结论：1 ) 举升开始动作和活塞面积变化时，系统都会产生压力冲击，举升缸无杆腔的较高压力冲击是由变量泵引起的：2 ) 举升液压缸有效面积的突变所引起的压力冲击较小，液压缸设计合理；3 ) 仿真分析了系统举升时，电磁溢流阀的不同阻尼孔对系统压力冲击的影响，确定了阻尼孔的参数( 都为1 2 m m ) ，举升开始动作系统的冲击压力不超过1 6 M p a ，突然关
178、闭时的冲击不超过1 5 M p a ；4 ) 仿真研究了系统举升时，D 1 6 、D 2 0 两种插装式二通方向阀选用不同阻尼孔对系统压力冲击的影响，确定了插装式二通方向阀的为D 1 6 型插装阀，弹簧L型( 主阀开启压力0 0 5 M P a ) 节流口1 、2 分别为1 2 m m 、1 4 咖；5 ) 空车斗压力迫降和浮动过程中，系统动作平稳，压力冲击很小。6 7中南大学硕士学位论文第五章结论与展望第5 章结论与展望矿用自卸车是目前国内外大型露天矿山普遍采用的高效运输设备，其大型化发展是一个重要的趋势。液压系统是矿用自卸车至关重要的一部分，它的性能直接影响整车的工作性能及安全性能。国外自
179、卸车多采用专用元件，而国内相关研究较少。本文针对这一现状，分析了国外主要厂家矿用自卸车液压系统的特点，通过相应的负载分析和计算，为S F 3 3 9 0 0 型矿用自卸车设计研究了一套新型液压系统，针对大型矿用自卸车普遍存在的举升机构惯性很大和举升多级液压缸有效面积突变，举升系统较容易产生液压冲击的问题，采用液压系统仿真软件A M E s i m对所设计的举升系统进行建模和仿真研究，得到了以下结论：1 ) 归纳分析了国外矿用自卸车转向系统的特点，比较了各种油源，设计了矿用自卸车的液压动力转向系统：蓄能器供油、恒压变量泵补油、流量放大式的全液压动力转向系统，具有紧急转向，转向泵排量较小以及自吸能
180、力和冷起动能力较强等优点；2 ) 针对前后制动的压力、流量差别较大的特点，设计了带液控功能的踏板阀为先导阀、继动阀为主阀的双路制动系统，解决了前后制动器流量、压力差别较大的问题，并具有次级制动、自动紧急制动、制动锁定等功能；3 ) 分析了国外自卸车举升液压系统优缺点，设计了插装式的新型举升液压系统：采用插装式的控制阀组，油源为齿轮泵+ 转向泵合流、通轴驱动的方案，解决了带通轴驱动功能的双联齿轮泵和专用举升控制阀选型困难的问题。该方案减小举升泵的排量，减少了系统不举升时的发热，而且齿轮泵抗污染能力和自吸能力较强，提高了系统的可靠性。转向泵故障时举升泵可单独完成举升动作。4 ) 建立了机械一液压耦
181、合的举升系统仿真模型：在利用A M E s i m 建立了三级举升缸模型，为多级液压缸的仿真分析提供了一种新的建模方法，克服了以往建模方法编程复杂或必须联合仿真的缺点：利用H C D 库建立了插装阀的模型，然后以此为基础，建立了举升控制阀组的仿真模型；利用P L A N A RM E C H A N I C A L 库建立了举升机构的仿真模型：最后将各仿真模型有机结合，建立了整个举升液压系统的仿真模型。5 ) 运用基于样本曲线的仿真拟合参数的方法，确定了液压元件的仿真参数。6 ) 对举升液压系统进行了仿真研究，验证了所设计方案的合理性，优化了系统元件：举升开始动作和活塞面积变化时，系统都会产生
182、压力冲击，举升液压缸无杆腔的较高压力冲击是由变量泵引起的；卸荷阀大大减小举升初始动作时的压力冲击，其阻尼孔取不同参数对该压力冲击影响较小；电磁溢流阀的阻尼孔都取1 2 m m ，举升开始动作系统的冲击压力不超过1 6 M p a ，突然关闭时的冲击不超中南大学硕士学位论文第五章结论与展望过1 5 M p a ，满足系统要求；空车斗压力迫降和浮动过程中，系统动作平稳，压力冲击很小。下一步的工作展望：本文对S F 3 3 9 0 0 型矿用自卸车的整个液压系统进行了设计和计算，仿真分析了举升系统的动态分析，优化了元件的选型，但是由于样机2 0 0 8 年底才完成，而且液压元件的供货周期较长，再加上
183、举升系统的转动惯量很大，较难进行模拟试验。因此，未能进行试验分析。下一步的工作展望如下：1 ) 举升液压缸的技术设计，采用A N S Y S 进行压杆稳定性分析，确定耐磨环的相关参数，并优化现有机构参数，并形成一种新的多级缸设计方法。2 ) 尽管转向系统方案较成熟，而且元件选型也相近，但是为更加了解系统的特性，还需进行动态特性的仿真分析与实验研究；3 ) 制动系统的响应特性分析：研究制动管路的长度与直径、系统供油压力、制动器的间隙等因素对响应特性的影响，确定出最佳的系统参数，并进行实验验证。4 ) 举升系统的实验分析：根据仿真分析所确定的参数，购买相关元件，在厂家调试现场进行空车斗的动作分析，
184、检测系统的压力冲击，并与仿真结果进行对比，然后到矿山现场进行全负载试验。中南大学硕士学位论文附录参考文献 1 】赵昱东国外大型矿用汽车的研制与发展【J 】有色矿山，2 0 0 0 ( 3 ) ：3 3 3 6 2 】万如海，唐新蓬，段家典重型矿用电动轮自卸车的现状和发展趋势 J 】汽车工业研究，2 0 0 1 ( 4 ) ：1 6 2 2 3 】王国彪全球大型矿用汽车发展趋势【J 】机电信息，2 0 0 1 ( 8 ) ：1 0 1 1 4 】M i k eW o o f 矿用汽车运输关于大型矿用汽车的新发展 J 】矿用汽车，2 0 0 4 ( 3 ) ：4 7 - 4 8 【5 】陈卫东矿用
185、汽车的基本发展和发展趋势 J 】中国水泥，2 0 0 4 ( 9 ) ：7 2 7 4 6 】吴融华世界上最大的汽车利渤海尔T 2 8 2 B J 世界汽车，2 0 0 6 ( 4 ) ：1 2 6 - 1 2 9 。 7 】小松德莱赛S h o pM a n u a lo f 7 3 0 E 一4D u m pT r u c kw i t hT r o l l e yA s s i s t M 2 0 0 3 8 】P a r k e rH a n n i f i n 工程机械液压产品 M 】2 0 0 4 ，7 9 】日立建机O f f - h i g h w a yT r u c k s
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200、 】液压气动与密封，2 0 0 6 ( 1 ) ：3 2 3 4 5 5 】陈宏亮，李华聪A M E S i m 与M a t l a b S i m u l i n k 联合仿真接口技术应用研究 J 】流体传动与控制，2 0 0 6 ( 1 ) ：1 4 1 6 5 6 I M A G N ES A A M E S i m 4 2U s e rM a n u a l M 2 0 0 4 ，9 【5 7 余佑官，龚国芳，胡国良A M E S i m 仿真技术及其在液压系统中的应用 J 】液压气动与密封，2 0 0 5 ，1 2 ：2 8 3 1 【5 8 侯琳多学科领域负载系统仿真平台A M
201、E S i m 软件功能简【J C A D C A M与制造业信息化2 0 0 5 ，1 2 ：4 6 5 9 5 9 】高钦和，郭晓松基于A D A M S 的多级液压缸系统仿真建模叨机床与液压，2 0 0 3 ( 1 ) ：9 3 7 9 4 6 0 杨耀东基于A D A M S 的多级液压油缸建模与仿真 J 】机床与液压，2 0 0 6( 1 1 ) ：2 16 - - 2 17 中南大学硕士学位论文附录【6 1 马长林，黄先祥，李锋，等基于软件协作的多级液压缸起竖系统建模与仿真研究 J 】系统仿真学报，2 0 0 6 ( 8 ) ：5 2 3 5 2 5 【6 2 】高钦和，黄先祥多级
202、缸起竖系统运动过程的建模与仿真【J 】系统仿真学报，2 0 0 5 ( 7 ) ：1 5 6 3 - 1 5 6 8 6 3 罗艳蕾插装式二通方向控制阀动态仿真模型的建立 J 】贵州工业大学学报，2 0 0 4 ，3 3 ( 1 ) ：3 9 - 4 2 【6 4 W i l f r i dM a r q u i s F a v r e ，E r i cB i d e a u x ，S e r g eS c a v a r d a Ap l a n a rm e c h a n i c a ll i b r a r yi nt h eA M E S i ms i m u l a t i o n
203、s o t t w a r e P a r tI I ：L i b r a r yc o m p o s i t i o na n di l l u s t r a t i v ee x a m p l e J S i m u l a t i o nM o d e l l i n gP r a c t i c ea n dT h e o r y ，2 0 0 6 ( 1 4 ) ：9 5 11 1 中南大学硕十学位论文附录附录图1S F 3 3 9 0 0 型电传动矿用自卸车液压系统原理图( 转向和举升部分)7 4中南大学硕士学位论文附录图2S F 3 3 9 0 0 型电传动矿用自卸车液压系
204、统原理图( 制动部分)7 5中南人学硕士学位论文致谢致谢谨以此文向我的导师罗春雷副教授表示最诚挚的谢意。三年来，导师无论在学习上，还是在生活上都给予了我极大的关心、支持与帮助。导师活跃的学术思想，清晰的学术思路，严谨的治学态度，平易近人的学者风范，使我深受启迪和教育。在本论文的完成过程中自始至终都得到了导师的精心指导，导师在选题、研究内容等方面都给予了总体的把握和具体的指导。导师还时常鼓励我，增添了我克服困难的信心，我将牢记导师的教诲，刻苦钻研，坚持不懈，争取以优异的成绩回报导师对我的辛勤培养。感谢所长胡均平教授这几年关心和教诲，并提供了湖南长河机械有限公司这个重要的实习平台。感谢项目组的王艾
205、伦教授、杨务滋高工、湘潭电机的朱广辉高工、王文迪工程师以及同学刘洋、张友林等对项目进行和论文撰写所提供的帮助和支持。再次感谢王艾伦教授和杨务滋高工，在百忙之中对论文作出了细致的修改，并提出了宝贵的意见。最后，感谢父母，同学以及所有关心和支持我的人17 6中南大学硕士学位论文攻读硕士学位期间主要研究成果攻读硕士学位期间主要研究成果1 参与的科研项目湖南长河机械有限公司“F P M 2 5 折叠式长螺旋钻机的研制湖南长河机械有限公司“1 2 0 吨液压静力压桩机的设计”中南大学机电工程学院与湘潭电机合作的“S F 3 3 9 0 0 型电动轮自卸车液压系统的方案设计中南大学机电工程学院与湘潭电机合
206、作的“S F 3 3 9 0 0 型电动轮自卸车液压系统的技术设计 2 发表的学术论文罗春雷，赵遵平2 2 0 吨电传动矿用自卸车全液压制动系统设计工程机械，2 0 0 8 ( 3 )SF33900型电传动矿用自卸车液压系统设计与动态分析SF33900型电传动矿用自卸车液压系统设计与动态分析作者：赵遵平学位授予单位：中南大学 本文读者也读过(3条)本文读者也读过(3条)1. 杨波 叶轮放焦机液压系统设计及工艺参数的研究学位论文20092. 熊高华 自卸车液压动力转向系统与举升系统研究期刊论文-中国科技博览2009(10)3. 罗春雷.赵遵平.张友林.Luo Chunlei.Zhao Zunping.Zhang Youlin 220t电传动矿用自卸车全液压制动系统设计期刊论文-工程机械2008,39(3) 本文链接：http:/
