全液压推土机（共5篇）
全液压推土机 篇1
全液压推土机液压系统工作压力的确定目前还没有精确的计算公式, 一般是根据经验来确定, 此种方法虽然简单, 但随机性太大, 需要丰富的经验。本文对现有工程机械上液压组件参数匹配方法进行了归纳和总结, 采用以液压元件最高标定压力为基准的方法, 可以方便并且比较合理地确定液压系统额定工作压力和最大工作压力。
1 全液压推土机液压系统组成及特点
全液压推土机是一种典型的牵引型机械, 其行驶驱动系统需承受各种变化剧烈、波动大的非平稳随机负荷。为适应这种载荷特点, 充分发挥推土机各部分性能, 合理匹配整个液压系统, 全液压推土机常采用由双变量泵和双变量马达组成的左右独立驱动的闭式变量液压系统。动力传递方式一般为分置式, 即发动机输出动力带动左、右液压泵, 经左右液压马达后传至各自的轮边减速装置, 经轮边减速后驱动左右履带使推土机行走。
全液压推土机传动系统中没有了离合器、变速器、中央传动等机械部分, 结构大大简化, 采用静液压传动, 靠流体的压力完成功率传递, 可以无级变速, 自适应性好, 噪音低。由于发动机功率利用充分, 传动效率比较高, 因此, 全液压推土机牵引性能好。全液压推土机在推土和运土速度区间能充分发挥其牵引力, 在任何速度下都能发挥发动机的功率, 具有良好的自动适应性, 因此, 作业效率明显高于其他形式的推土机。另外全液压推土机还有智能化高、操纵简单、整机使用寿命长、爬坡能力强、可以原地转向等特点。
2 液压系统额定压力的匹配
对于全液压推土机来说液压系统的工作压力是设计计算中最重要的参数之一, 只有系统压力合理选用与匹配, 液压元件才可能具有期望的工作寿命与可靠性, 才可能使液压元件的工作能力被充分利用并且有比较低的成本, 同时能保证液压系统有较高的传动效率, 从而有效的发挥推土机的动力性与经济性。因此对液压系统额定工作压力和最大工作压力的确定是十分必要和关键的。
由于液压系统至今还没有非常确定的方法来进行额定压力的标定, 以满足不同的使用工况, 因此本文对现有机器上的液压组件参数的匹配方法进行归纳总结, 并以此来确定推土机液压系统的额定压力。
1) 参照工程机械柴油机功率标定的方法来进行的压力匹配。由于液压元件与柴油机共同组成的动力驱动装置两者具有相同的载荷形式和寿命要求, 所以此种方法是可行的。将反映载荷波动的最大值与额定值之比程度的工程机械发动机的转矩适应性系数KM类比为液压元件最高压力与额定压力之比的程度, 同时将这样规定的额定压力看作与柴油机15min标定功率的额定转矩相对应。由此可得工程机械液压元件额定压力的选取原则:以最高标定压力为基准, 在满足波动载荷要求的压力适应性系数KP (KP=Pm/PH=1.4) 时, 求出相当于柴油机15min功率的额定压力PH, 再仿照15min功率和12h功率标定的方法将PH再降低20%, 作为工程机械传动系统使用的额定压力P′H。即有[1]:
2) 根据载荷特点进行液压元件的压力匹配。推土机载荷的特点是在切土和采土时工作阻力迅速上升到最大值, 并频繁出现峰值载荷, 在采土末期这种峰值可超出额定载荷的20%~40%, 在随后的运土工序中, 工作载荷一直保持较高的数值且呈现剧烈的波动性, 只有在运土工序末由于集土的损失, 阻力才稍有下降, 甚至有时推土机在卸土的时候由于铲刀插入所集的土壤当中而引起的载荷剧增, 峰值载荷会超过额定载荷的40%~60%, 设计中多按照1.6~1.8倍考虑, 所以[1]
式中P′H——系统额定工作压力 (MPa) ;
PH——元件额定压力 (MPa) ;
Pm——元件的最高标定压力 (MPa) 。
3) 据疲劳寿命分析, 将额定压力降低为2/3匹配, 这样才可能获得长的寿命, 所以有[1]
4) 从闭式液压系统的热平衡分析出发, 认为系统的功率损失变为热量, 这些热量最终通过补油泵补入的流量而排泄。补油泵排量约为主泵排量的20%~25%, 系统损失为30%, 热平衡方程如下[2]:
式中t2、t1分别为元件内油温 (取80℃) 和油箱温度 (取60℃) ;γ为油液容量, 取0.19kg/L;KV为油液定容比热, 取0.45×4.187KJ/kg K;∆P′H为持续工作压差。计算得∆P′H= (22.6~28.25) MPa, 取背压为2MPa, P′H= (24.6~30.25) MPa, 由于液压元件最高标定压力Pm=45MPa, 则有
综合以上分析, 取P′H= (0.5~0.6) Pm, 由推土机载荷的特点及液压系统压力匹配的条件可知, 推土机系统额定压力对应的额定牵引力与最高匹配压力对应的最大牵引力差值较小, 液压元件的最高匹配压力低于最高标定压力较多, 因此为了充分发挥元件动力性可适当提高额定压力P′H的值。而因P′H值的提高使元件寿命降低的效应可通过最高匹配压力的降低得到补偿, 所以在这里建议将P′H适当提高, 即取P′H= (0.55~0.65) Pm, 而通过对泵和马达效率的分析知在 (0.55~0.65) Pm压力附近泵和马达的效率也最高。
匹配时, 将“满铲时的平均载荷”作为推土机的额定载荷, 并将这一载荷与发动机额定功率相匹配。这种匹配可以使发动机在满铲时以及在大部分非满铲作业时间内输出较大的平均功率, 且保持低的油耗。这主要是从机器的动力性和经济性的有效发挥及提高动力装置的工作可靠性来考虑的。由于“满铲时的平均载荷”是一种短期载荷, 大于机器整个工作循环中的平均载荷, 因此, 动力装置的整体平均载荷小于其额定载荷, 这实质上是一种降额配置, 是提高传动装置在工程机械动态工况下使用寿命与可靠性的有效措施。因此将“满铲时的平均载荷”与液压传动装置系统的额定压力P′H及发动机额定功率工况相匹配。为保证推土机具有最大的作业生产率, 应将行驶驱动系统额定压力P′H对应的牵引力配置在其额定滑转率上。
3 液压系统最大压力的匹配
液压系统的最高压力, 即溢流阀的调定压力, 对液压系统的综合性能更好的发挥有着十分重要的意义。最高匹配压力也是以元件最高标定压力Pm为基准。由于推土机载荷循环中频繁出现高压, 为避免元件在最高压力下工作时间过长而影响寿命有必要降低最高压力的使用值, 但是如果配置的过低, 又会造成推土机工作时溢流过于频繁, 溢流使系统的能量损失巨大, 这种能量损失会造成液压油的急剧升高, 不利于系统的正常工作, 所以就要合理地匹配最高压力。
液压元件的实验方法标准规定Pm>1.25PH, 类似的有P′m>1.25P′H。结合以上的分析取P′m= (1.25~1.4) P′H, 所以有
为有效防止行走机构的全滑转, 避免传动装置的能量消耗, 将液压传动装置的最高匹配压力P′m所对应的最大牵引力和推土机的地面附着力相配置。
某全液压推土机液压元件采用德国力士乐公司的A4VG56变量泵和A6VE107变量马达, 泵和马达的最高标定压力均为45MPa。
根据上面的分析, 该全液压推土机的额定系统压力24.75MPa~29.25MPa;液压系统最高压力36.45MPa~40.95MPa。图1、图2是液压泵和液压马达效率与液压系统压力的关系。由图1可看出系统额定压力在24.75MPa~29.25MPa范围内, 液压泵在不同排量比的情况下, 其效率是较高的;由图2可看出系统额定压力在24.75MPa~29.25MPa范围内, 液压马达在不同排量比的情况下, 其效率也是比较高的。
表1为某全液压推土机的部分设计参数, 根据表中参数可以计算该推土机的牵引力。
全液压推土机切线牵引力计算公式为:
最大有效牵引力计算公式为:
由地面附着条件决定的切线牵引力为[3]:
由地面附着条件决定的有效牵引力为:
由式 (1) 、 (2) 可以得到某全液压推土机的最大切线牵引力约为146KN, 最大有效牵引力约为140KN。在系统额定压力26MPa, 马达在最大排量时的切线牵引力为100KN, 此时的有效牵引力约为94KN。其中ηM为减速机构效率, ηx为履带驱动段效率, 两个量都取0.97。
由式 (3) 、 (4) (式中附着系数ϕ取0.9) 可以算出某全液压推土机由地面附着条件决定的最
大切线牵引力 (附着力) 约为80KN, 最大有效牵引力约为74KN。
根据上面的计算可知某全液压推土机的最大牵引力基本可以达到设计要求, 且有比较好的寿命;系统额定工作压力确定的牵引力要大于由地面附着条件决定的牵引力, 这样可以保证机器遇到大的阻力时能够打滑, 从而可以使推土机有较高的生产率和工作稳定性。
4 总结
全液压推土机液压系统额定工作压力、最大工作压力的确定以所采用液压元件的最高标定压力为基准, 液压系统额定工作压力P′H与液压元件最高标定压力Pm关系为P′H= (0.55~0.65) Pm;液压系统最高工作压力P′m与液压元件最高标定压力Pm关系为P′m= (0.81~0.91) Pm。
通过以上关系选定的全液压推土机的液压系统额定工作压力和最大工作压力根据实际情况进行微调后基本可以满足设计的要求。
目前国内全液压推土机的研制还处于起步阶段, 对于液压系统压力的匹配研究比较少, 因此对其进行研究有重要的价值, 并且对全液压推土机整机性能的发挥具有重要意义。
参考文献
[1]郭俊.全液压推土机行驶静压驱动系统研究[D].西安:长安大学.2003, 27-29.
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[3]余志生.汽车理论[M].北京:机械工业出版社, 2000.
[4]姜友山, 邹广德.全液压推土机液压马达选型研究[J].建筑机械化, 2009, (9) :45-48.
[5]马鹏飞, 龙水根, 杨喜龙, 等.全液压推土机行走驱动系统参数匹配及计算[J].建设机械技术与管理.2007, (12) :97-100.
全液压推土机 篇2
1 全液压推土机行驶液压驱动形式及特点
全液压推土机是一种典型的牵引型机械,其行驶驱动系统全部承受各种变化剧烈、波动大的非平稳随机负荷。为适应这种载荷特点,充分发挥推土机各部分性能,合理匹配整个液压系统,全液压推土机常采用由双变量泵和双变量马达组成的左右独立驱动的闭式变量液压系统。动力传递方式一般为分置式,即发动机输出动力带动左、右液压泵,经左右液压马达后传至各自的轮边减速装置,经轮边减速后驱动左右履带使推土机行走[2]。
全液压推土机传动系统中没有离合器、变速器、中央传动等机械部分,结构大为简化,采用静液压传动,靠流体的压力完成功率传递,可以无级变速,自适应性好,噪声低。由于发动机功率利用充分,传动效率比较高,因此,全液压推土机牵引性能好。全液压推土机在推土和运土速度区间能充分发挥其牵引力,在任何速度下都能较好发挥发动机的功率,具有良好的自动适应性,因此,作业效率明显高于其他形式的推土机。另外全液压推土机还有智能化高、操纵简单、整机使用寿命长、爬坡能力强、可以原地转向等特点。
2 发动机与液压泵合理匹配的意义
推土机工作环境复杂,要使发动机功率在不同工况下都能得到充分发挥,必须保证无论液压系统压力如何变化,发动机均要在正常转速范围内保持高的功率输出,且不能出现熄火的情况,这就使得发动机负荷与液压泵排量的匹配成为匹配的关键之一,即发动机与液压泵要合理的匹配,只有发动机与液压系统的输入端液压泵的匹配合理,液压元件才可能具有期望的工作寿命与可靠性,才可能使液压元件的工作能力被充分利用并且有比较低的成本,同时能保证液压系统有较高的传动效率,从而有效的发挥推土机的动力性与经济性。因此发动机与液压泵的合理匹配是十分必要和关键的。
3 发动机与液压泵的匹配
发动机与液压泵的匹配方法有两种,即功率匹配和扭矩匹配。由于发动机的转速与液压泵的额定转速不同,有时满足功率匹配要求的系统可能扭矩不匹配,相比较而言,扭矩匹配更是一个不容忽视的问题,否则会造成功率过剩或功率不足,严重时无法正常工作[3]。通过参考文献[3]中计算知发动机与液压泵的匹配应以扭矩匹配为先决条件,满足扭矩匹配则满足功率匹配。
发动机的输出功率
Ne=Mene/9549
式中 Ne——发动机输出功率(kW);
Me——发动机转矩(Nm);
ne——发动机转速(r/min)。
泵的输出功率为
Nb=PbQb/60=Pbqbnb/60000
式中 Nb——泵的输出功率(kW);
Pb——泵出口压力(MPa);
Qb——泵出口流量(L/min);
qb——泵的排量(mL/r);
nb—泵的转速(r/min)。
泵与发动机直接相连接,所以有
nb=ne
由传动关系知,Nb与Ne又满足
Nb=Neη1η2
式中 η1—泵与发动机之间的传动效率,泵与发动机直接连接时取为1,泵与发动机通过分动箱相连时取0.97;
η2——泵自身的效率。
发动机要在某一最佳工作点附近工作,其输出转矩应为一常值,即如下关系式
Mb=Pbqb/2π=C
式中 Mb——泵的吸收转矩(Nm);
C——常数。
由于Pb取决于负载,当负载变化时,引起Pb与Mb变化,当Mb偏离最佳工作点时,泵与发动机不匹配,通过调节泵的排量qb以改变Mb,使得泵的输出转矩不变,就实现了泵与发动机之间的功率匹配。所以,当发动机在设定的最佳工作点运行时,欲实现泵与发动机匹配,则要求泵具有恒功率特性[4]。
发动机与液压泵的匹配精确与否与控制方式的选取有很大的关系。
1)发动机恒功率控制:不论外界负荷扭矩如何变化,都要将发动机输出轴扭矩控制为一定值,即通过液压传动系统的变换作用,使发动机定值扭矩适应变化负荷的扭矩,如果给定了合适的负荷率,则在此工况下,发动机性能就不随外负荷变化而变化,功率利用情况最好[5]。
2)发动机变功率控制:根据外负载扭矩的变化来控制调整发动机转速,保证发动机的功率利用和燃料经济性对于外负载而言始终处于最佳状态[5]。
通常为了更好的适应外负载的变化,保证系统的高效率,保证发动机的最佳匹配动力性和经济性,一般将两种控制方式结合使用,即根据外负载的状况控制发动机转速的变化,然后通过调整泵的排量使其适应外负载在该状况下的变化,从而使发动机在该转速下的功率得到充分的发挥并且燃油经济性最好。
4 铲掘工况下发动机与液压泵匹配的实现
某全液压推土机采用的是A4VG型斜盘式变量柱塞泵,该泵具有恒功率特性,但要实现恒功率控制是一种最理想的状态。在实际中恒功率控制非常难实现,在此采用发动机转速控制来实现发动机与液压泵的匹配。
当机器在铲掘工况时遇到大负荷,行走马达的负载转矩增加;在行走闭式系统的流量、马达转速不变的情况下,马达的排量也会保持不变。但由于负荷的增加,高压油管内的压力就会升高。这样使得变量泵的负载转矩增加,由于选用的变量泵是一种通轴泵,无分动箱,所以发动机与变量泵刚性的联接在一起,致使泵的负载增加导致发动机飞轮转矩增加。在负载的作用下,发动机转速下降。为使整个系统有较高的作用生产率,需要结合发动机转速的降低量来减小变量泵的排量,使得发动机功率的下降量由系统功率和变量泵功率两者下降的总量来补偿,考虑到应有一定的超调量,可以适当在此基础上再减小泵的排量。
某全液压推土机发动机的部分试验数据如表1所示。
发动机的额定转速为2 000r/min,发动机的最大扭矩转速为1 500r/min,系统压力∆p取23MPa,变量泵的排量qbmax为56m L/r,马达最大排量qmmax为107m L/r,减速机构传动比iM为41,驱动轮半径rd为0.32m。
首先以发动机转速1 800r/min为起调点,当发动机转速在1 800~2 000r/min时,不对泵的排量进行调整,系统进行自适应;当发动机转速为1 700r/min时,发动机的功率减少量为
∆Ne=3 kW
不考虑液压泵排量变化时系统损失的功率为[6]
所以,泵排量减小损失的功率为[6]
∆Np=∆Ne-∆Ns=0.853kW
由于
得到q1700=54.69mL/r
式中 q1700——发动机转速为1700r/min时泵的排量。
系统流量损失
∆Q=(n1800-n1700)qb.max=56L/min
式中 n1800——发动机转速为1800r/min。
推土机理论作业速度为
式中 δ——滑转率,按照0.1计算。
按照此方法可以计算出发动机转速每降低100r/min时液压泵的相应排量,以及推土机的相应车速、液压系统的流量损失等参数。计算结果整理在表2和表3中。图1为发动机与泵排量对应关系曲线。
5 小结
全液压推土机发动机与液压系统的匹配关键是发动机与液压泵的匹配。在匹配过程中应以扭矩匹配为先决条件,满足了扭矩匹配则可以满足功率匹配。发动机恒功率控制与变功率控制结合使用,才能更好的适应外负载的变化,保证系统的高效率,保证发动机与液压系统的最佳匹配。
通过上述算法确定全液压推土机发动机的转速与变量泵的排量关系,结合可编程控制器、高性能单片机和数字信号处理器等的使用,可以比较好的实现液压泵与发动机的控制,对于提高全液压推土机的作业生产率和经济效益均有很大的帮助。并且对提高全液压推土机整机性能有重要意义。
参考文献
[1]姜友山,邹广德.全液压推土机液压马达选型研究[J].建筑机械化,2009,(9):45-48.
[2]马鹏飞,龙水根,杨喜龙,等.全液压推土机行走驱动系统参数匹配及计算[J].建设机械技术与管理.2007,(12):97-100.
[3]李荣湘.闭式液压泵与原动机的匹配计算[J].建设机械技术与管理,2005,(11):77-78.
[4]欧阳联格.全液压推土机传动系统与发动机匹配[J].工程机械,2004,(11):44-47.
[5]郭俊.全液压推土机行驶静压驱动系统研究[D].西安:长安大学,2003.
推土机新型液压绞盘系统 篇3
(1)该系统采用宁波力士液压有限公司LYJ100型液压绞盘,结构紧凑,安全性好,操作可靠。该绞盘绞绳时有加力装置,钢丝绳排列有序;被动放绳时有止滑装置,减小了卷筒惯性,不乱绳。具体参数如附表所示:
(2)在前机罩前焊一个连接支架,通过8个M20的螺栓与绞盘连接。
(3)驱动该绞盘动力借用铲刀倾斜控制阀(或松土器控制阀)的压力油,通过锁止阀后进入绞盘的液压马达,马达回油到铲刀倾斜控制阀(或松土器控制阀),马达泄油则进入工作泵吸油管,这样操纵铲刀倾斜控制手柄(或松土器控制手柄)即可操纵绞盘动作。
(4)锁止阀(加载)手柄置于驾驶员座右侧板下部位,并为其手柄设计了固定挂钩。当绞盘不工作时,固定挂钩钩住手柄;当绞盘工作时,松开挂钩,扳动手柄即可。
(5)当绞盘前置时,导绳装置可配焊于铲刀上;当绞盘后置时,导绳装置可安装于绞盘支架上。
全液压推土机 篇4
1. 结构
大型推土机推土铲自动调整液压系统,是在原有推土铲液压系统中并接上推土铲自动调整液压系统,以实现推土铲的自动调整。
推土铲自动调整液压系统主要包括推土铲倾斜电磁比例阀1、推土铲升降电磁比例阀2、
2. 工作原理
大型推土机在推土作业时承受土石方阻力,当推土铲切土深度发生变化时,推土机受到的阻力也随之发生变化。推土机阻力变化的信号通过提升缸压力传感器8反馈给控制器,控制器控制推土铲升降电磁比例阀2开口大小及方向,从而控制提升缸4的提升或下降。根据推土机最佳工况设定控制器中推土铲工作阻力上、下限值,当推土铲承受的阻力大于设定的上限值时,控制器控制推土铲提升,反之控制推土铲下降。当推土铲承受的阻力在设定的上、下限之间时,铲刀位置保持不动,即保持其切土深度不变。
大型推土机在推土过程中,若推土铲两侧的切土深度或推土阻力发生变化,可造成推土铲受力不均匀、导致推土机行进过程中向某一侧偏移。此时左侧或右侧行驶速度传感器(9、10)将速度变化信号反馈给控制器,控制器控制倾斜缸3 (安装在推土铲右侧)向左侧或右侧倾斜。当右侧履带的行驶速度大于左侧履带行驶速度限值时,倾斜缸3向右倾斜;反之,倾斜缸向左倾斜。当推土机两侧履带速度在允许误差范围内时,倾斜缸无动作,保持推土机直线行驶。
3. 优点
设置大型推土机推土铲自动调整液压系统主要有以下2方面优点:
一是推土机可实现3种工作模式,即推土铲手动操纵模式、推土铲自动升降调整模式、推土铲自动倾斜调整模式。推土机可自动选择所需的工作模式,以适应不同的工况需要;操作者也可以根据具体工况选择工作模式。
全液压推土机 篇5
随着电液技术的发展,液压元件成本的降低,由泵和马达组成的静压传动系统被广泛应用在工程领域中,以提高效率和动力。对工程机械液压系统进行计算机动态特性仿真研究有利于评价其工作性能,为技术人员提供便利。推土机承受波动剧烈的非平稳随机载荷,由于其行驶系统采用单边独立的变量泵—变量马达闭式系统,使得模型和仿真复杂,因而对其进行分析具有普遍意义。
1 推土机液压驱动系统的组成
全液压推土机采用现代泵控系统,通过电液节流控制元件对液压泵或液压马达的排量参数进行控制,其动力传动方式为发动机带动分动箱驱动双边变量泵,经双边变量马达传递至减速装置,从而驱动履带行走。
图1为典型的静液压推土机单边行驶驱动回路。该系统由变量泵及其调整机构1、变量马达及其调整机构2、安全阀3、单向阀4、补油溢流阀5、梭阀6、溢流阀7、滤油器8、补油泵9和油箱等组成。其中变量泵1充当动力元件和控制元件,通过调整泵的排量改变泵流量大小和方向,从而改变液压马达输出速度大小及方向;通过改变马达排量使系统压力在外负荷有较大变化时保持在小范围波动;安全阀3和单向阀4组成安全系统,限定最大工作压力,同时实现油路高低压互换;补油泵9向系统的低压管道补油,梭阀6用于系统油液换热以及冲洗马达污垢。
2 液压系统仿真模型的建立
本文以三一重工的TQ230A全液压推土机为例设定仿真参数。TQ230A的主要技术参数如表1所示。
根据推土机行驶驱动系统原理图,选用EASY5仿真软件进行建模。EASY5的强大功能就是建立了一批对应真实物理部件的仿真模型,如泵、马达、阀、管路、分流集流和液压油等,用户只要如同组装真实的液压系统一样,把相应的部件图标从库里取出,设定参数,连接各个部件,就可以构造用户自己的液压系统,而不必关心具体部件背后烦琐的数学模型,因此EASY5的液压系统仿真软件非常适合工程人员使用。
1-变量泵;2-变量马达;3-安全阀;4-单向阀;5-补油溢流阀;6-梭阀;7-溢流阀;8-滤油器;9-补油泵
但由于仿真软件元件库的原因,对部分元件我们进行了替换,但基本保证系统不会受到影响,建模结果如图2所示。将SF模块通过惯性环节分别与主泵和补油泵相连,加载时刻从仿真开始后1s起,控制其转速,使其稳定在2 200r/min。将SF模块通过惯性环节与液压马达相连,加载时刻从仿真开始后3s起,控制马达的负载,使其分别为300Nm和3 800Nm。仿真时间设定为5s,仿真精度值设为0.01。
3 仿真结果分析
3.1 马达高负荷下的系统状态
加载马达负荷为3 800Nm,通过仿真得到的结果如图3~图5所示。
1-主泵;2-补油泵;3-马达;4-补油溢流阀;5,6-单向阀;7,8-安全阀;9-溢流阀;10,11-梭阀;12,13-SF阶跃信号模块;14,15-惯性环节;16-模拟计时模块;17-流体性质
由图3可知,马达加载较大负荷时,主泵瞬时压力升高较快,系统达到稳定时,主泵压力值基本与马达正常负载(300Nm)时的压力值相同,当负载过大时,主泵瞬时压力值出现波动,系统的稳定性有待加强。
由如图4可知,马达负载为3 800Nm时,安全溢流阀出现溢流,溢流时间仅持续0.16s,由于过大负荷加载的瞬间主泵压力迅速增大且呈现波动,导致该溢流阶段流量波动较大。
由图5可知,马达加载过大负荷瞬间,梭阀溢流量随之迅速增大,此时梭阀起到了及时换热的作用。
3.2 主泵和马达不同排量比下的系统状态
为了研究推土机不同工况下各元件的工作状态,分别改变主泵和马达的排量比来进行分析。先控制马达为全排量,主泵排量比分别为80%、40%,再控制主泵为全排量,马达排量比为80%和40%,得到相关元件参数变化曲线,如图6 所示。其中仿真开始后3s起马达加载负荷300Nm。
由图6可得以下结论:①空载情况下,马达进口压力及梭阀输出流量随主泵排量升高而升高;②有负载情况下,马达进口压力及梭阀输出流量不受主泵排量影响;③若马达排量过小,在主泵启动瞬间系统压力急剧升高,使系统稳定性下降,故马达排量不宜过小;④其他条件不变的情况下,马达转速随马达排量降低而升高,马达加载负荷后对马达转速影响很小,使马达转速下降约9%。综合以上结论可知:负荷增大时,马达应为大排量低转速;负荷减小时,马达应为小排量高转速。
4 结语
本文利用EASY5仿真软件对推土机行驶系统进行了建模,选取3 800Nm负载工况进行了仿真分析,发现TQ230A推土机行驶系统在高负荷下的稳定性还有待提高。分别改变主泵和马达的排量比得到了推土机液压驱动系统各元件参数的关系和变化规律,为现实推土机液压驱动系统控制提供了参考依据。
参考文献
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