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挖掘机工作装置液压系统分析


兰州理工大学 硕士学位论文 挖掘机工作装置液压系统分析 姓名:李建仁 申请学位级别:硕士 专业:机械电子工程 指导教师:郜立焕 20100421

兰州理工大学硕士学位论文





液压挖掘机作为一类快速、高效的施工机械在现代化施工建设中得到 越来越广泛的应用。液压挖掘机工作装置是挖掘机挖掘行为的执行机构。 挖掘力的大小,挖掘的工作范围都由工作装置来决定,液压挖掘机的工 作性能直接由挖掘机的工作装置决定着。设计合理的工作装置液压系统
对挖掘机工作性能影响至关重要。同时由于挖掘时挖掘工况的不确定性,

也就是挖掘力的不确定性,会出现泵供油不足的情况。针对这种情况,力
士乐公司开发了负载独立流量分配系统。

负载独立流量分配系统的优势体现在多执行机构流量饱和的情况。在 一般的液压系统中当流量不足时,液压油会流向负载小的执行元件而使 负载大的执行元件流量急剧减少,以至停止运动。在负载独立流量分配
系统中当出现供油不足时,从泵流出的流量会按照一定的比例流向不同

的执行元件,实现按比例供油,具有抗饱和能力。 本论文就是以力士乐的负载独立流量分配系统为研究对象,分析了负 载独立流量分配系统与普通负载敏感系统的差别,从而得出了负载独立 流量分配系统具有抗饱和能力。负载独立流量分配系统的特点在于其设
计的多路阀先节流后压力补偿,故论文分析了多路阀的工作原理,建立 了多路阀数学模型,并利用仿真软件MATLAB/SIMULINK进行了仿真。通 过仿真分析液压油通过多路阀的流量分配特性和多路阀结构参数对流量

分配的影响,为多路阀的结构参数的设计提供依据。 关键词:负载独立流量分配(LUDV);压力补偿;多路阀;负载敏感

兰州理工大学硕士学位论文

Ab stract
kind of fast,efficient construction machinery

Hydraulic excavator

as



has been increasing widely used in the modern construction.The hydraulic
excavator

working device

is

excavator

actuator

of digging behavior.The
are

size of the digging force,digging equipment working scope by the hydraulic
excavator

determined
of the

working device,SO

the performance

excavator is directly determined by working device

Well—designed
influence

hydraulic
on

system

of

excavator

working
as

device

has

critical

the

performance.At the same time

uncertainty of digging conditions,that is,

the uncertainty of digging force,the pump will be short of oil.In view of this situation,Rexroth has developed


load independent flow distribution

system.
Load especially independent in the flow distribution of system flow

embodied

advantages general

situation

unsaturated

actuators.In

hydraulic system when flow is insufficient,hydraulic oil will flow into the
actuator whose load is small while the actuator whose load

is big would get

enough oil

even

stop motion.In

the load

independent

flow distribution
to

system when oil is shortage,the flow oil from the pump outflow comes
different actuator by certain proportion,which anti-saturation.
can

achieve the ability of

With

rexroth load independent flow distribution system thesis analyses the difference between load

as

the research

object,the

independent flow

distribution system and load sensitive system,and get the theory that load independent flow distribution system have he ability of anti—saturation. The characteristics of load independent flow distribution system lies in its design of the multiway valve pressure compensation after throttle,SO

the paper establishes the mathematical model of multiway valve in order to analyze software the working principle,and takes the simulation with simulation

MATLAB/SIMULINK.The
according to
on

simulation analyzes flow distribution and the multiway valve

characteristics
structure

the

multiway valve

parameters

the effect of flow distribution,which provides the

basis for the structural parameters of multiway valve design.

挖掘机工作装置液压系统分析

Key Words:Load independent flow distribution(LUDV);Pressure compensation;Multiway valve:Load sensitive



兰州理工大学硕士学位论文

插图索引 图1.1分流调节式压力补偿器结构……………………..5 图2.1分流比负载敏感阀系统抗饱和能力……………….1 4 图2.2液压挖掘机负载敏感系统原理…………………..1 7 图2.3液压挖掘机LUDV系统原理图……………………l 7 图2.4力士乐多路阀原理符号图………………………1 9 图2.5力士乐多路阀结构原理图………………………20 图2.6力士乐多路阀外观图………………………….20 图2.7力士乐A1 OVO负载敏感泵控系统…………………2 1 图2.8阀杆行程一定时流量随AP的变化曲线…….……….22 图2.9在不同压差下的流量随阀杆行程变化曲线………….22 图2.1 0力士乐Al OVO泵结构图……………………….22 图3.1滑阀的液动力……………………………….23 图3.2节流阀的传递函数框图………………………..26 图3.3压力补偿阀结构原理图………………。………..27 图3.4多路阀传递函数框图…………………………..29 图3.5两联多路阀传递函数框图……………………….29 图4.2两执行元件的输出位移曲线……………………..32 图4.5两执行元件的流量输出…………………………34 图4.6两执行元件的位移输出………………………..35 图5.1多路阀参数对照模拟框图………………………37 图5.2改变压力补偿阀弹簧刚度前后流量比较图………….37 图5.3改交压力补偿阀阻尼比前后流量比较图……………38 图5.4改变压力补偿阀阻尼比前后流量比较图……………38 图5.5压力补偿阀直径变换前后流量比较图……………..39 图5.6节流阀弹簧刚度改变前后流量比较图………………39



兰州理工大学学位论文原创性声明和使用授权说明
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本人郑重声明:所呈交的论文是本人在导师的指导下独立进行研 究所取得的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外,本论 文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写的成果作品。对本文 的研究做出重要贡献的个人和集体,均已在文中以明确方式标明。 本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。

作者签名:夕爹建彳二

日期:剀肋年

多月夕日

学位论文版权使用授权书
本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定, 即:学校有权保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电 子版,允许论文被查阅和借阅。本人授权兰州理工大学可以将本学 位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索,可以采用影印、 缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。同时授权中国科学 技术信息研究所将本学位论文收录到《中国学位论文全文数据库》, 并通过网络向社会公众提供信息服务。

作者签名:钓亏 导师签名参禺≥、嗉

日期:力肋年

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兰州理_L大学硕士学位论文

第1章绪
1.1本研究课题的背景及意义



随着国民经济的快速发展,液压挖掘机作为一类快速、高效的施工

机械愈来愈广地泛使用在各种工程建设领域,特别是在基础设施建设中 所起的重要作用越来越重要。液压技术是挖掘机动力技术的基础,极大地
促进了挖掘机的发展;另一方面液压挖掘机的发展也促进了液压技术的 提高。自从德国研制的第一台液压挖掘机诞生以来,液压技术被证明是 挖掘机最适合的传动方式。多年来人们对挖掘机的液压传动技术及控制 理论的研究就从来没有中断过。液压元件的技术进步和高质量、高水平 的专业化生产,国内外高等院校和科研院所的深入研究,挖掘机主机厂 的产品研发及不断更新换代,使挖掘机的液压系统及其控制技术水平不 断提高。近年来随着电子技术尤其是计算机技术的飞速发展,给液压控

制技术赋予了新的内涵。液压技术给挖掘机带来了一个飞跃,计算机控
制技术给挖掘机插上高科技的翅膀…。 虽然我国正成为世界上最大的挖掘机市场,然而在我国挖掘机产品 中,约有90%左右的市场份额被合资和外资企业占有。据统计2003年国内 主要企业挖掘机销量增长66%,市场需求增幅高达1 72%,国内需求量已经 超过6万台;200 5年液压挖掘机销量增幅在20%左右。但2003年最突出的 工程机械进口设备是二手挖掘机。随着国外新型挖掘机和二手挖掘机大 量进入中国市场,中国用户对国外挖掘机的性能(如作业可靠性、工作 效率、节能性等)有了较深入的了解,也认识到国产挖掘机在制造质量、

外观造型、技术性能、作业可靠性、作业效率、油耗与污染、以及操作
性和舒适性等方面,与国外液压挖掘机相比存在一定差距。不少用户为

了追求高效率的作业以保证工期的按时完成,投入更多的资金来购买进
口挖掘机或者跟国产新挖掘机价格相当但工作可靠性仍然较高的国外二

手挖掘机。近几年国外二手挖掘机的进口和销售走红就是这个原因。巨
大的挖掘机市场和国产产品技术落后,国外先进技术产品不断引进、充

斥国内市场的现状,已经引起国家有关部门的高度重视,因此必须对挖
掘机进行细致深入地分析研究。

我国工程机械行业发展规划中把液压挖掘机作为重点发展产品,同 时对挖掘机的节能、高效、操作简化和舒适等方面的研究,也被列为重

挖掘机工作装置液压系统分析

点研发内容及关键技术。挖掘机智能化研究可以带动其他工程机械机电 一体化的发展,自主开发研制智能化节能挖掘机也必将获得更多的市场
份额。

随着世界性的技术进步,当今全液压挖掘机的液压系统将高效、节 能、操作舒适、安全、可靠作为其主要追求目标,相继开发出多种形式的 液压系统和元件。
工作装置是液压挖掘机的主要组成部分之一,是直接完成挖掘任务

的装置。工作装置的作业是三个油缸的复合动作对土壤的作用。作为挖 掘机液压系统关键元件之一的多路阀,除了要满足对动臂、斗杆、铲斗三 组液压缸以及回转,左、右行走马达等六个执行元件进行换向、单动、复
合动作,双泵合流供油控制以及对元件的过载保护等功能外,当今液压挖

掘机对多路阀还提出了向主泵提供流量控制信号,节能、行驶与作业复合
动作,主安全阀两级压力控制等多种功能的要求12 J。

通过对各节流口的开口面积的调整,就可以调整流过各节流口的流 量,而不会随着各自负载压力的高低而变。只要泵的输出流量足够,就可 以避免低负载过快、高负载停止的现象I 31。因此,基于计算机全面仿真 的液压挖掘机工作装置设计方法的研究成为推动挖掘机发展中的重要一
环【41。

除传统型挖掘机工作装置的动臂、斗杆和铲斗三元件构成的通用型 产品迅速发展外,由大臂、中臂、斗杆和快换作业装置四元件构成的产 品也迅速发展,这既体现了各个厂家市场差异化的产品发展战略15 J,也 体现了各自的技术水平和实力。液压挖掘机多用途工作装置是国际挖掘 机的一个发展方向。多执行器负载敏感系统是目前广泛应用于车辆、工 程机械以及其他机械的一种节能型液压系统。由于系统在仅由单泵供油 的情况下,通过压力补偿同时控制多个具有不同负载压力的执行器,因而 可以仅通过改变各操作阀的操作量来调整各执行器的速度,使控制速度 不随负载压力而变。因此在车辆和工程机械中采用多执行器负载敏感,可 以大幅度提高它们的操作性能16J。

1.2国内外发展现状
目前,液压挖掘机的研究与发展应致力于解决三个基本问题: (1)着眼于动力、传动系统的改进以达到高效节能,提高机器的生
产率和降低工作损耗,减少对环境的污染;

(2)局部操作控制自动化到整机完全自动化甚至智能化发展f7,8】;



兰州理工大学硕士学位论文

(3)改善操作者的劳动条件和操作安全性。

电子控制技术与液压控制技术相结合的电子一液压集成控制技术近
年来获得巨大发展,现在的液压挖掘机尤其是国外先进的液压挖掘机在

各功能部件的自动控制和联合控制方面已趋成熟,现在的研究重点是实

现整机的电子一液压集成控制。电子一液压集成控制的优点在于:
(1)提高了系统可靠性。液压挖掘机作为在较恶劣环境下持续工作 的施工设备,各功能部件都会受到恶劣环境的影响,而作为控制系统中 必不可少的线束和液压管路将会分布到机器的很多部分,这将成为系统 不稳定的一个重要因素。而采用电子一液压集成控制,既能保证控制功
能,又能有效提高系统可靠性。

(2)扩展了系统功能。电子一液压集成控制的调整控制单元是根据
通用标准设计的,其功能及完成的具体任务由控制中心的微处理器决定

并控制。通常微处理机中可存储多套功能控制方案,以适应不同结构功 能的控制要求,变换机器的功能只需调换相应的执行机构,选择相应的
控制形式即可。

液压挖掘机工作装置液压系统属于一种典型的工程机械复杂机电液 系统,其机械结构参数的多变性,液压系统的高度非线性,以及整个系
统存在大量不确定量(不确定参数及不确定的非线性模型),都使得液压 挖掘机工作装置的运动控制成为一项比较困难的工作[9,10】。液压挖掘机工 作装置的动臂、斗杆和铲斗3个液压缸为非对称的液压缸,而用来控制它

的比例阀或伺服阀多为节流口面积梯度相等的对称阀。因此,用对称阀 来控制非对称的液压缸,导致液压缸活塞在两个运动方向特性的不一致 性。这直接影响着轨迹控制的方法和精度;另外,液压缸本身的摩擦力 在对铲斗的轨迹控制中也是不容忽视的,而精确地得到该摩擦力也有一 定难度。国外一些学者采用了非线性方法建模,并取得了不错的效果, 但无论是控制系统本身还是其控制器设计过程,普遍比较复杂,很大一 部分工作量都集中在控制算法本身的理论推导上,而且实现起来有较大 的难度,成本很高,而且影响系统的可靠性,所以需要对系统进行合理
的建模Ill J。

近十年来,液压挖掘机总的发展趋势是提高可靠性和效率、降低成 本,继续向大型化发展的同时向微型化发展;着眼于动力、传动系统的 改进以达到高效节能,应用范围不断扩大,实现标准化、组件化以提高 零部件和整机的可靠性;由于微电子技术的应用,使其自动化、机电一 体化和智能化的进程加快;为适应不同工作条件,不仅可以用柴油机提 供动力也可以提供电力动力;延长维修周期、加快维修进度和降低维修



挖掘机工作装置液压系统分析
一III
. Ill,
.,

=量葛

费用;提高机械作业性能,降低振动和噪声,消除公害,更好地设计和
装备驾驶室。

液压挖掘机控制系统是对发动机、液压泵、多路换向阀和执行元件 (液压缸、液压马达)等所构成的动力系统进行控制的系统。挖掘机液 压控制系统主要有正流量控制、负流量控制和负载敏感系统.负载敏感 系统因其节能、效率高和寿命长的显著优点在20世纪80年代的欧洲【12】真 正发展起来,在现代工程机械中获得了广泛的应用。负载敏感系统是一 个具有压差反馈,在流量指令条件下实现泵对负载压力随动控制的闭环 系统。负载敏感系统按控制类型可分为泵控负载敏感系统和阀控负载敏 感系统;按反馈控制信号类型可分为液压机械负载敏感系统和电液负载 敏感系统;按系统的主控制阀中位的机能类型可分为开中心式负载敏感
系统(opened 系统(closed
center load

sensing

system,OLSS)[13 J和闭中心式负载敏感

center load sensing

system,CLSS),不同的中位机能(开式、

闭式)导致相应的不同形式的负载敏感控制系统11 41。多执行器负载敏感系 统的分流控制方法16 J包括:

(1)基于优先式压力补偿的分流控制 优先式压力补偿的概念在1 969年由J.D.A11 ell提出,其具体方法是: 对于一些即使在原动机转速很低或者负载很大的情况下,仍须达到最高
速度的执行器(如液压动力转向等),为了确保其流量,需要给它较高的

优先级,并允许在泵排量不足时各执行器按优先级由低到高的顺序依次 降低速度。这种具有优先式压力补偿作用的阀,称为优先阀1"15,16J。但是 在对具有优先式压力补偿的系统进行复合操作时,有可能产生优先级低 的执行器停止工作的情况。为了使优先级低的执行器即使在泵的输出流 量严重不足的情况下也不会停止运动,有时还需要弱化这种压力补偿的 优先级。这就需要采用可变节流口两端压差的压力补偿。
(2)基于分流比调节式压力补偿的分流方法

在一些像液压挖掘机那样需要使各执行器速度保持一定的比例以保 证各执行器协调动作的机械,不能在执行器中附加优先级。当液压泵的 输出流量不足时,必须使各操作阀的输出流量按比例地下降,即保持对 各操作阀的操作量之间的比例(分流比)不变。这种节流口两端压差的给 定值不要求为定值,而只需要相等的压力补偿,称为分流调节式压力补
偿【17l。分流调节式压力补偿的最初方案在l 974年由T.J.Mal ot t与

J.C.Paul提出,其结构如图1所示118 J。



兰州理工大学硕士学位论文

图1.1分流调节式压力补偿器结构

1.2.1国外发展现状
韩国工程技术研究院智能工程装备[19,20】系统的有关研究:韩国现代 研究院的机器人研究分院提出一种基于时间延迟控制的鲁棒控制方法。 在研究过程中,不考虑挖掘机的回转和行走,仅考虑动臂,斗杆和铲斗
的运动,即工作装置的运动,并建立了三者的3自由度动力学方程,对液

压系统进行建模并给出状态方程,设计了基于时间延迟控制器。在现代 HX60W-2型挖掘机上进行了主要针对直线挖掘的试验,试验表明无论是水
平直线还是倾斜直线挖掘,其精度均在1 OOmm之内。

澳大利亚机器人技术中心(简称ACFR)进行了自动挖掘研究。该中
心对PC05-7小松微型挖掘机进行改造,利用电液伺服阀替代原有的主阀,

并在机器上安装了编码器和负载敏感器,采用M2000伺服控制器和工业PC 机以实现对挖掘机的控制。该中心针对挖掘机提出两级控制结构,这种 控制结构适合大部分挖掘机的运动控制。在实际控制中,高级控制(由 上位机执行)进行工作规划,完成规划后,上位机向下位机发出计算机 指令,低级控制(由下位机实现)则执行高级控制的指令,驱动电液伺 服阀,对挖掘机工作装置进行运动控制。ACFR建立了挖掘机工作装置的 动力学模型,将挖掘机连杆的运动与关节力矩和外力联系起来,并建立 了液压伺服系统的模型,在研究中给出多种控制策略,从传统的PI D控制 到反馈线性控制,再到滑模控制和模糊滑模控制,最后给出力/阻抗控制, 对于每种控制方法都给出仿真结果和试验结果。最后通过对试验结果的
分析得出:传统的PID控制不能满足实际挖掘过程中的轨迹跟踪控制的精

度,模糊滑模控制和力/阻抗控制均有较好的控制精度,精度在200mm以
内。



挖掘机T作装置液压系统分析

波兰华沙施工机械化和矿业学院进行了挖掘机工作装置运动控制的

研究。该学院的试验挖掘机采用的是负载敏感液压系统,在该学院的挖 掘机工作装置上并没有安装任何传感器,其控制系统分为两个部分一一 微机和液压单元(泵+负载独立阀)。通过建立挖掘机工作装置的3自由度
运动学模型,把铲斗的速度向量和3个液压缸的流量联系起来,然后把流 量转换为电信号来驱动负载独立阀。该系统的性能通过突然改变液压缸 的流量来检验,最后给出试验结果,其控制精度水平方向在l OOmm之内,

而垂直方向的精度为500mm之内。但是该系统在处理过程中加了一个假
设:假设该系统是个准静态系统,忽略惯性项的影响,采用2m/mi n的速 度控制铲斗进行挖掘。

许多国外厂家挖掘机液压系统一般多采用正流量控制和负载敏感控 制。值得国内挖掘机生产商关注的国外厂家对液压油路中的油源进行回 收再生技术,优化了液压系统本身的控制功能,大大提高了工作装置的
速度,实现了各具特色的先进的液压控制技术。如美国凯斯“会思考”

的挖掘机,在液压控制上增加了液压速度补偿系统,采用双泵联合向动 臂提升、斗杆的收放回路供油,再生回路可以向动臂下落以及斗杆收回 油路供油。这些特性进一步地节省了动力机械燃油消耗,使土方施工进 度更快。日立新推出的ZhXI¥240具有液压系统增效技术,“挖掘机增速系
统"提高斗杆收回速度,将返回到油箱的动臂回流压力油再用于斗杆动

作;“新型动臂再生系统”在动臂下降时利用前端工作装置的重量,使液
压油在动臂油路内中循环(再生)可以大幅度提高动臂/斗杆下降复合操 作时斗杆的动作速度。神钢SK250-8小臂回收可变再生、顺序合流系统等 控制技术121 J。

负载敏感压力补偿技术是近年来发展起来的一门新型技术,它在改 善操纵性、协调各机构同时动作、节能等方面都有显著特点,它和电子控 制结合起来是将来挖掘机液压系统的发展趋势。近年来,先进国家的挖
掘机都或多或少地采用了负载敏感技术,如有的机器上采用转速感应控

制,无论油泵吸收发动机多大功率,发动机始终保持在最大功率转速处工 作,有的机器上采用同步操纵技术,当油泵提供的油量达到饱和时,各构 件仍能按预定的轨迹动作,有些厂家对采用的负载敏感技术已进行多次 改进并和电子控制结合起来,逐步向挖掘机器人【22】方向发展。在负载敏感 技术中起负荷均衡作用的压力补偿阀可以布置在整个液压回路的不同位 置1231,从而又衍生出不同的控制方式。 (1)布置在泵一操纵阀之间,一般称为阀前补偿。压力补偿阀在前, 操纵阀节流调速在后,先补偿、后节流,操纵阀节流和换向作用合二为



兰州理丁大学硕士学位论文

——0

(2)布置在操纵阀一执行器之间,一般称为阀后补偿,由于执行器 一般是双作用,有两条油路,为了避免在阀后补偿两条油路设两个压力
补偿,换向部分设置在压力补偿阀之后。操纵阀节流调速在压力补偿阀 之前,先节流、后补偿。 (3)布置在执行器和回油路之间,可称为回油补偿,操纵阀节流调

速在进入执行器之前,执行器回油,经操纵阀后通过压力补偿阀回油。 液压挖掘机液压系统的形式和种类很多,可以从不同的角度进行分 类。从多路阀的形式可以分成开中心和闭中心负载敏感压力补偿系统两 大类;从泵的形式来看有定量泵和变量泵;泵的控制方式也有多种,而
且根据泵的数量不同还可分为单泵、双泵、三泵和多泵等【2引。开中心系

统采用三位六通阀,其特点是有两条供油路,一条是直通供油路、另一 条是并联供油路。这种油路调速方式是进油节流和旁路节流同时起作用,
其调速特性受负荷压力和油泵流量的影响,因此这种阀系统操纵性能、

调速性能和微调性能差。同时这种油路系统的液压作用元件一起复合动 作时相互间有干扰,使得复合动作操纵非常困难,对液压挖掘机来说调
速性能和复合动作操纵性很重要,这是开中心系统的缺点。闭中心系统 采用一个泵同时供给所有液压作用元件,每一个液压元件动作速度只和 操纵阀的阀杆行程有关,与负荷和泵流量无关,避免多个液压元件同时 动作时相互干扰,因此操纵性好是闭式油路的主要特点.虽然在压力补

偿时会产生压差,但在系统效率和节能方面仍有很大优势。 开中心和闭中心油路的对比:开中心油路主要问题是阀调速特性随 负荷波动;多负荷同时工作互相干扰,液压元件最大速度不能任意设定。
这些问题采用闭中心油路后都可以解决,而且对各种附属装置适应性强,

根据附属装置需要,可以通过调整补偿程度来实现完全补偿特性、接近
开中心油路特性和中间状态特性。闭中心油路主要问题是动态性能差。

闭中心与开中心相比较: (1)调速性能:相对于开中心系统,闭中心系统执行元件的速度与 负载压力和油泵流量无关,无负载漂移现象,调速性能好。 (2)执行器同时动作的复合操作性能。由于开中心系统存在负载干 涉,很难相互配合实现复合动作,需要单独一个泵供给执行元件;闭中 心系统无负载干涉现象,执行元件的速度只与阀杆行程有关,复合操作
性能好。

(3)节能和生产率:虽然负载敏感压力补偿系统进行流量控制,需 要一定补偿压差,会造成能量损失;但由于开中心旁通回油通过阀体节



挖掘机丁作装置液压系统分析

流必然也有液阻和能量损失,两者从阀的角度来看是相差不多,通过实

验对比分析可以发现两者的能量损失差别.表1为小松公司开中心和闭中
心实际土方作业对比试验的结果。从试验结果可知,单位燃油量的作业

量,闭中心优于开中心系统,燃油量较少。
表1开中心和闭中心对比分析【251

机种 功率(P。) 液压系统



0t级
85

20

t级
l 20

85

1 20

2泵 负流量控 制

l泵 负载敏感压力 补偿

2泵 负流量控 制

2泵 负载敏感压力 补偿

作业内容 土方量 燃料 单位油耗作 业量
1.0 1.O 1.0 1.04 1.02 0.98

掘削90。回转装载作业
1.O 1.O 1.O 1.1 3 1.04 0.92

1.2.2国内发展现状
国内挖掘机的液压系统兼顾成本、供货、采购周期等因素,大多采 用负流量控制系统,个别采用正流量控制。负流量控制系统的特点是: 能够充分利用发动机功率,根据负荷的大小自动调节泵的流量,自动地 适应外负载的变化,以降低无用的液压损失,减少系统发热、节能降耗。 但是同时存在流量波动大,响应时间长,可操纵性能差等缺点;正流量 控制的特点是:主泵与先导操作手柄输出的压力成正比,实现变量泵的 实时控制,即按需供油,系统在中位或微操作时流量少,能量损失小, 变量响应时间短,流量波动小,可操作性好,可提高工作效率9%,节油
l 2%左右,同时克服了因压力补偿而造成的能量损失,系统可靠性更高。

挖掘机发展方向为大型化、小型化及高效率126l和基本性能的提高; 多用途及远距离操作;环境及安全性能的要求。 武汉科技大学设计的基于知识的挖掘机多模式综合轨迹跟踪控制系 统12"。其出发点是考虑到挖掘机器人的工作运动存在很强的非线性、不 确定性和时变性,且其工况复杂,外界干扰大,难以建立精确的控制模
型12 81。若为了在精确的数学模型基础上,提高轨迹跟踪性能,则整个控

制系统会变得较复杂,从而增加设备的初投资,影响系统的可靠性【2引。 该系统具有“砰一砰控制"、维持控制、非线性死区补偿控制和模糊PI D



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参数自适应控制等模式,根据挖掘机在工作中轨迹跟踪的误差和误差变 化率的反馈,系统基于知识,智能地选用合适的控制模式,实现平稳和 高精度的轨迹跟踪控制。据其研究者试验声称,控制精度绝大多数在20mm
以内,但也有少数时候为50mm。设备试运行显示,整个轨迹跟踪过程中

挖掘机工作装置运动平稳光滑,基本不振动,铲斗末端运动速度为
100mm/s

长春大学机械工程学院的模糊自适应PID控制方法【301:该学院以DPS 芯片TMS320LF2407A作为核心电控单元,采用模糊自适应PI D控制算法, 实现了挖掘机工作装置轨迹控制,具有较高的稳定性和精确性。通过自 动操纵,减轻了驾驶员的作业强度,加快了施工进度。
哈尔滨工业大学机电学院对所研究的挖掘机进行了改造,改造后挖

掘机的机电液控制系统由液压缸、电液伺服阀、伺服放大器、角度传感 器、A/D和D/A转换器等环节组成,分别给出斗杆和动臂控制系统的传递
函数,并进行运动学建模;在此基础上提出基于BP网络控制的挖掘机工 作装置运动控制方法,进行了2自由度的水平直线挖掘,其精度可以控制 在1 OOmm之内【3¨。

节能控制方式有负流量控制、正流量控制和负荷敏感压力补偿控制 三种,目前挖掘机都选用其中一种控制方式来进行控制。其中负载敏感
压力补偿又分为:不抗饱和的负载敏感压力补偿系统和抗饱和负载敏感 压力补偿系统。

全液压挖掘机在一般情况下左、右行走马达工作时,两主泵分别向 两行走马达供油。若主泵为定量泵或全功率变量泵,无论由地面附着力
所决定的两主泵的瞬时工作压力相等与否,两主泵向行走马达的供油量

均保持相等(为简化起见,这里不考虑两主泵、两行走马达及其换向阀容
积效率和两履带张紧程度的差异),整机的直线行驶性能即可保证。若主 泵为分功率变量泵,只要由地面附着力决定的两主泵的工作压力均小于

各自的起始变量压力且两主泵最大流量相同时,由于两主泵均向各自的 行走马达供给最大流量的压力油,此时两履带行走直线性也可保证。只
是由地面附着力决定的两个主泵的工作压力不相等且分别超过它们的起

始变量压力时,整机的直线行驶性能才不能保证。对于采用交叉恒功率 调节的变量泵,往往与负流量控制配合使用。若两条履带的行走阻力相 等,只要控制左、右行走马达的换向阀开度一致时,两主泵流量保持相 等,挖掘机直线行驶性能也能保证。 当今全液压挖掘机的多路阀设置直线行驶阀(Strai
ght Travel

Val ve)的目的并不是为了解决两行走马达同时驱动时整机直线行驶性能,



挖掘机工作装置液压系统分析

而是为了在两个行走马达同时工作时还可与动臂、斗杆、铲斗三组液压 缸及回转马达这四个执行元件之一或它们任意两者以上作复合动作,以 满足挖掘机特殊作业之需要。为了实现这一功能.要求多路阀能自动地 将一般作业状态下一个主泵向左(右)行走马达、回转马达、斗杆液压缸 供油,另一主泵向右(左)行走马达、动臂液压缸、铲斗液压缸供油的方
式切换成一个主泵同时向左、右行走马达供油,另一主泵可同时向其余

的执行元件供油的方式。这时,只要两行走马达的负载相同,液压系统
即可保证整机边作业边行走的直线性能【32】。

1.3研究的目的和方法
挖掘机工作装置工作时由于挖掘工况的复杂多变,在一般的液压系

统中当遇到流量饱和时,压力高的执行元件会速度变缓以至停止工作,
对工作不利。本文研究的主要目的就在于解决流量饱和时使流量能够按 比例分配到各个执行元件,实现与负载无关的流量分配。为了达到上述

目的,论文采用数学建模与仿真相结合的方法进行研究,建立数学模型
后用MATLAB/SIMULINK仿真分析。

1.4主要研究内容
挖掘机在工作时存在流量饱和的情况,特别是多执行机构联合工作 时,液压油将向负载小的工作机构供油,使负载大的元件速度变缓以至 停止。本论文针对这种情况,研究了负载独立流量分配系统,具有抗流
量饱和的功能。当流量饱和时,液压油按比例供给各执行元件,使执行

元件的速度按比例降低。在这个过程中起关键作用的是多路阀,论文以 力士乐公司的SX系列多路阀为例研究负载独立流量分配系统的负载独立 特性和流量按比例分配特性。

1.5本章小结
本章分析了挖掘机工作装置液压系统的发展历程,现状和发展趋势。
阐述了本论文的主要研究方法,研究内容。

10

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第2章液压挖掘机负载独立流量分配系统的 工作原理
工作装置是挖掘机的重要组成部分,直接决定着挖掘机的挖掘性能, 工程中对挖掘机的工作装置有很高的要求。本章将分析挖掘机的工作特
点和挖掘过程,从而分析挖掘机工作装置的液压系统,进而分析具有抗

饱和功能的新型挖掘机工作装置的液压系统一负载独立流量分配系统。

2.1挖掘机的工作特点
挖掘机在工作过程中要完成各种复杂的作业动作,对挖掘机要求既
能有力地掘削,又能迅速地转动卸土,各种工况都能充分利用发动机的

功率。为了完成复杂的动作,需要多自由度复合操作,几个液压缸同时
动作。例如在掘削和平整作业时,要求铲斗按一定的轨迹进行掘削和运

动,保证掘削精度,提高作业质量。当进行复合操作时,要求合理分配
液压缸和液压马达的流量,以获得最佳的作业效果。挖掘机是长时间大 功率液压驱动,液压系统能量损失较大,因此节能控制非常重要。另外,

挖掘机司机的劳动强度较大,特别是对于一个较少经验的操作者,挖掘 机操纵的简单轻便尤为重要。以上这些都和负载敏感技术有关,因此对
负载敏感压力补偿技术的研究具有特别重要的意义。 挖掘机工作时,由于发动机功率几乎全部转化为液压功率,因此液 压系统对于挖掘机的使用性能非常重要。挖掘机液压系统应具备以下基 本性能:

(1)复合性能好,所有执行元件工作时运动轨迹尽可能互相不受影响; (2)发动机功率转化为液压功率的效率要高,液压系统能量损失小; (3)操纵灵活,操纵力小,微调性能好,并尽可能不受负荷影响。
挖掘机往往是多个执行机构同时工作,如何合理分配流量就显得特

别重要。传统开中心式方向阀操纵不精确,控制能力差,流量调节受发 动机转速和负荷大小影响。多个负荷大小不等的机构同时工作时,对操 纵者的操作水平要求较高。负载敏感系统具有节能和比例控制两大优点, 操作者可以通过控制方向阀的行程来控制两个或两个以上机构的速度,

挖掘机丁作装置液压系统分析

而不受负荷大小的影响,且不会有过多的能量损失。因此,负载敏感技

术将是挖掘机液压系统的发展方向。在单泵供油阀前压力补偿的履带式 挖掘机液压系统中,负载敏感变量泵用于工作装置和行走机构,回转机 构和先导压力油各由一定量泵控制。工作装置和行走机构最大压力通过 梭阀传给负载敏感控制阀,控制变量泵的流量,使变量泵对动臂、斗杆、 铲斗液压缸和回转液压马达的流量实现按比例分配。动臂、斗杆、铲斗 和行走的操作可同时进行而互不影响,即所有的工作装置都能实现预定
的联合动作并使运动准确地保持与司机操纵杆的行程成比例,而与工作机 构负载无关。 在挖掘机的工作过程中,经常出现泵的供油能力不足问题。如有时 需要用最大速度来驱动某一执行机构,就必须让尽可能多的流量进入这个

执行机构,如果所有方向阀全开时,泵的流量就不够;再比如,当泵装备
与发动机相匹配的动力控制装置,泵的流量随着负荷增大而减小,这就

使得在高负荷压力时,泵的流量越来越不充足;另外,有时挖掘机需要 几个执行元件同时动作对地面进行精细作业,发动机需要在低速运转, 使工作机构的速度不致过快,从而供油泵的流量降低。因此液压挖掘机 的执行元件经常在供油不充分的情况下操作。有时很可能几个机构不能 同时动作,出现较大负荷工作装置速度变慢,甚至停滞而其它工作装置 速度保持不变的现象,这种情况会干扰机器工作,甚至发生危险。因此, 在挖掘机这样多机构工作的液压系统中,实现负载独立控制显得更重要。
负载独立控制系统给挖掘机的操纵带来很多方便,如用单泵向两行走马 达供油时,即使两履带机构行走阻力不同,直线行驶时也不会发生跑偏

现象。负载独立控制系统对工作机构也有特别重要意义,挖掘机构始终 保持司机预定的运动轨迹,即使减速时也是如此,这对提高生产率,减 轻司机操作疲劳都非常有利12 21。

2.2液压挖掘机工作装置挖掘工况分析
挖掘机的工作装置主要由动臂、动臂油缸、斗杆、斗杆油缸、铲斗、
铲斗油缸、摆动杆和连杆等组成。工作装置液压系统的功能就是控制动

臂油缸,斗杆油缸和铲斗油缸的各自动作或复合动作,从而获得理想的 挖掘动力和挖掘轨迹。挖掘机工作时一个完整的挖掘过程主要包括:挖

掘一满斗举升一卸载一空斗返回。

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2.2.1挖掘工况
通常以铲斗液压缸或斗杆液压缸分别进行单独挖掘,或者两者配合

进行挖掘。因此,在挖掘过程中主要是铲斗和斗杆有复合动作,必要时
配以动臂动作。平整土地和切削斜坡时,须同时操纵动臂和斗杆,使斗 尖能沿直线移动,此时斗杆收回和动臂抬起,希望斗杆和动臂保证彼此 独立、互不干扰,并要求泵供油流量小、油缸动作慢,容易控制,使铲 斗保持一定切削角并按一定轨迹进行切削,或用斗底来压整地面,则需 铲斗、斗杆、动臂三者同时作用完成复合动作。为提高掘削速度采用斗 杆挖掘时,一般采用双泵合流,个别采用了三泵合流。铲斗单独挖掘时,

也有采用双泵合流(特别是大型挖掘机)。采用多泵的主要目的是为了防 止复合动作时的相互干扰:而负载独立流量分配系统由于具有负载独立 的特点,采用单泵就能够实现上述功能。

2.2.2满斗举升工况
满斗举升回转的运动时间约占整个作业循环时间的50%一70%。挖掘 结束后,动臂缸将动臂顶起、满斗提升,同时回转液压马达使转台旋向

卸土处,此时主要是动臂和回转的复合动作。动臂举升和回转同时动作 时,两者要求在速度上匹配,要求回转到指定卸载位置时,动臂和铲斗
自动举升到正确的卸载高度。由于卸载所需回转角度随挖掘机相对自卸

车的位置改变而不同,因此动臂举升速度和回转速度相对关系应该是可 调整的。卸载回转角度大,则要求回转速度快些,而动臂举升速度慢些。 回转起动时由于惯性较大,油压会升得很高,有可能从溢流阀溢出,此 时应将溢流的油供给动臂。在回转举升时除了动臂举升外,斗杆要同时
外放,有时还需对铲斗进行调整,此时是回转、动臂、斗杆和铲斗进行 复合动作。

2.2.3卸载工况
转到卸载位置时,转台制动,用斗杆液压缸调节卸载半径和卸荷高 度,铲斗液压缸回缩进行铲斗卸荷。为了调整卸荷位置,还要有动臂液 压缸的配合。因此卸荷时主要是斗杆和铲斗的复合动作,兼以动臂动作。

2.2.4空斗返回工况
卸载结束,转台反向回转,同时动臂缸和斗杆缸相互配合动作,把

挖掘机工作装置液压系统分析

空斗放到新的挖掘点。此工况是回转、动臂和斗杆复合动作。由于动臂
下降有重力作用,压力低、变量泵流量大、下降快,要求回转速度快, 为防止动臂因重力作用迅速下降、动臂油缸产生吸空现象,可采用动臂 下降再生补油,利用重力将动臂缸无杆腔的油供至有杆腔Iz引。

2.3负载独立流量分配系统
在传统的负载敏感压力补偿系统中,当多个执行器同时动作且其流
量需要超过泵的额定流量(即流量饱和)时,只有低压执行器能得到补

偿,会出现负荷较大的执行元件速度变慢以至停止,使得几个机构不能 同时动作,影响工程机械正常工作,不能满足液压挖掘机的工作要求。
当出现流量饱和的情况,不能满足执行元件流量的需要时,较合理的解

决方法是各执行元件都相应地减少供油量,对应各阀操纵行程按比例分 配流量。这种系统称为分流比负载敏感系统,又称为负载独立流量分配
系统。

通常负载敏感系统的特点是各操纵阀由独立的压力补偿阀来设定, 阀杆进口压力和出口压力之差是一定值,各阀杆的补偿压力可以设定为 不相同,阀杆进出口压差由弹簧所设定。此种系统存在的主要问题是要 起补偿作用必须由流经操纵阀产生的压降达到补偿压力,而在并联油路
中油优先流向低负荷执行器,当流量不足时,高负荷执行器得不到足够

流量,因此不能起补偿作用。为了解决此问题,将压力补偿器进行改进, 让它起负荷均衡器的作用,低负荷执行器通过压力补偿器的节流使它与 高负荷执行器的负荷压力相同,这样各路负荷相等,就避免了油优先流 向低负荷执行器的问题。 分流比负载敏感系统(负载独立流量分配系统)就是为解决上述问 题而设计的,其特点是利用压力补偿器起均衡负荷作用,使所有阀杆进 出口的压差都相等,与各执行器的负荷状况无关,其流量分配特性和抗
饱和能力如图2.1所示.
流 量

油泵流量足够时

油泵流量不足时

图2.1分流比负载敏感阀系统抗饱和能力

14

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由于所有阀杆的进出口压差相等,所以各执行器同时动作时,通过
各阀杆的流量只与该阀杆的行程(节流程度)有关。当流量饱和时,与 各执行器负荷无关,根据各阀的行程等比例地减少各路的流量【2 31。

液压挖掘机具有多种工作装置(行走、回转、动臂、斗杆和铲斗等)、 多自由度,液压作用元件数量多,要求实现复杂动作,因此对液压系统 提出很高的要求。为了实现这些要求液压系统必须采用各种措施,概括起 来,主要包括以下几点。 (1)挖掘机操纵控制性能要求高,精细作业要求微动,高生产率要求 快速动作,调速范围要求广,作业阻力变化大及各种不同作业工况要求
功率变化范围大,因此各作用元件的调速性要好。

(2)挖掘机作业需各液压作用元件单独动作,但更多情况下要求各作 用元件互相配合实现复合动作,而且动臂、斗杆、铲斗、回转和行走之
间几乎都要复合动作,且复合动作范围广、形式复杂多样,同时要求复 合动作时有良好的复合操纵性能,能合理地分配共同动作时各液压作用

元件的流量和功率。
(3)挖掘机作为生产设备,工作时间长、能量消耗大,要求液压系统

效率高、降低能耗和排放,使总发热量小,液压油温不要太高,对各液 压元件和管路都要求降低能耗,因此在液压系统中要充分考虑节能措施。 (41提高挖掘机生产效率很重要,液压系统要考虑与发动机很好匹配, 充分利用发动机全功率。
(51挖掘机工作条件恶劣、载荷变化剧烈、冲击振动大,对各液压元

件的可靠性和耐久性有很高的要求【2

41。

2.4液压挖掘机工作装置液压系统原理分析

2.4.1液压挖掘机工作装置液压系统的设计原则
液压挖掘机的动作复杂,要求液压系统既能保证液压挖掘机动臂、 斗杆和铲斗各自的单独动作,又要使它们相互配合实现复合动作;工作 装置动作和转台回转既能单独进行,又能实现复合动作以提高挖掘机的 工作效率。传统的液压系统无论是定量泵还是变量泵,总有一部分液压 油经溢流阀溢流,不仅浪费了能量,还会造成系统发热。同时由于液压 挖掘机的作业对象及工况千变万化,各工作装置所受的负载和工作油压 也各不相同。因此,经常出现轻载荷的工作装置“抢占"重载荷工作装 置液压油的现象,致使复合动作难于实现,譬如挖掘机行走时由于左右

挖掘机工作装置液压系统分析
|量曼—鼍曼LII,.

[曼曼曼皇鼍曼董蔓皇曼舅曼曼舅寡曼皇曼鼍|曼鼍量E曼曼●曼量

履带载荷不同而导致的拐弯打滑现象,不能实现直线行走133 J,负载独立 流量分配系统就是为解决这一难题而设计的液压系统【3引。 力士乐在负载敏感的基础上设计了负载独立流量分配系统。负载敏 感系统是利用压力补偿阀和泵的控制阀使流量与负载变化无关,可用于 单个用户系统,也可以控制多个用户系统。但负载敏感系统正常作用必

须满足QP芑艺锄,即泵的流量要不低于各个负载峰值时的流量和,此时压
力补偿阀才能起作用;当不满足上述流量条件时,压力补偿不起作用。 但目前为了降低造价,装机功率不可能也没有必要达到设备各部分所消 耗的最大功率之和。因此,常利用尽可能小的装机功率完成同样的工作, 使设备更加小巧、精密,性能价格比更高,在市场上更具竞争力。那么, 系统就非常可能为不饱和的形式,为使其仍能具备负荷敏感的优势,力
士乐在负载敏感系统基础上开发了与负载无关的流量分配系统以弥补LS 系统在不饱和状态的缺陷13引。

负载独立流量分配系统以系统的最高负载压力13 6J控制泵和压力补
偿。负载独立流量分配系统与普通负载敏感系统不同如图2.2和图2.3(在

图中因换向阀不影响原理分析,未画出),负载独立流量分配系统中:
(1)压力补偿设在节流环节之后; (2)负载压力信号取的是系统中的最大负载压力”7 J信号,而不是取 自自身的压力。

基于以上两点负载独立流量分配系统比负载敏感系统有更广的应用
范围。事实上两种系统的工作原理也是不同的。负载敏感系统是基于定

差减压原理,换向阀和压力补偿阀配合动作,保持换向阀前后的压差相 对稳定;负载独立流量分配系统是基于比例溢流原理,换向阀控制方向 和流量,分流器来保证各路的按需供油。负载独立流量分配系统相对于 负载敏感系统的优点是,负载独立流量分配系统能够应用于不饱和系统。 在不饱和系统中,如果使用一般的负载敏感系统,则负载较大的阀的压 力补偿阀会因泵压过低而不能满足正常工作条件,则其压差AP不能被保 证,压力补偿阀口全开,不再调节,执行元件的速度不再与负载无关,

流经各阀的流量纵也不在于各阀的开口成比例,而是负载小的用户速度
增大,负载大的用户速度减小,严重时甚至停止。负载独立流量分配系 统就是力士乐公司为克服负载敏感系统在流量不饱和时的缺点而独自研 发的。负载独立流量分配系统(LUDV)的工作原理如图2.3

16

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图2.2液压挖掘机负载敏感系统原理 1.压力补偿阀2.节流阀

图2.3液压挖掘机LUDV系统原理图 1.节流阀2.压力补偿阀

分析图2.2和图2.3可以发现:负载敏感系统的压力补偿阀设在节流

阀的前面,而负载独立流量分配系统的压力补偿阀设在节流阀的后面; 负载敏感系统补偿阀的补偿压力是其各自负载的压力,而负载独立流量
分配系统的压力是经过梭阀比较后的整个系统负载的最高压力。基于以

上不同点,负载独立流量分配系统不仅将系统的最高压力传至负载敏感 泵而且也传至每一个压力补偿阀13引,据此分析负载独立流量分配系统较 负载敏感系统能应用于不饱和系统的原因。因此根据压力补偿阀的受力
平衡

张一昂一4+,
故只一昂叫+÷ 4
从而层一只
AP—e-e,

(2.1) (2.2) (2.3) (2.4) (2.5) (2.6)

由于墨一昱一只

故纰roll必
后)的压差都相等。流经两阀的流量

由以上公式分析可以看出,所有节流环节(即所有多路阀的开口前

”q以滓 卵q以愕

㈦” ㈦8)

由上述分析可见,流经节流环节的流量只是阀节流面积的函数,而与

负载无关,故当出现流量饱和时,流经各个执行元件的流量按比例分配。

17

挖掘机工作装置液压系统分析

2.4.2流量分配特性
正常工作时(系统不饱和),AP为设定值,由于AP为常量,根据流

量关系式Q—f(A,AP),流量不仅仅与节流口(即阀的开口面积)有关,而 且与负载的变化有关;如果AP恒定,各执行元件的的流量只取决于阀开 口面积A的大小而与负载压力的变化无关(与压力无关的流量分配)[39 J。 当系统发生饱和时,油泵的供油量Q。不能满足多个执行元件的需要,AP

相应减小,但根据前面的分析,纰一必,各个节流孑L的压差AP仍然相等,
各执行元件的流量仍取决于阀口面积A的大小(与压力无关的流量分配)。

各执行元件的流量

%。G4√丝

(2.9)

盟;当匿;鱼


(2.1 0)

q以俘4

由以上分析知:流经各执行元件的流量只与阀的开口面积成比例而 与负载无关。通过这些分析对比挖掘机对液压系统的基本要求可以发现:
负载独立流量分配系统能够很好的满足挖掘机的工作要求。 负载独立流量分配系统的优点:

(1)多个负载在微控范围内同时进行精密控制,与负载无关; (2)能够改善负载敏感系统在不饱和系统时的流量特性; (3)比较容易对系统进行扩展,较小的接管费用,系统效率比节流
控制高,即冷却器较小。

负载独立流量分配系统的缺点:
(1)系统对油液污染和震动较敏感;

(2)虽然流量不足时各部件仍能够继续运动,但运动速度成比例下 降,降低了控制范围,故多用户系统应这样设置:让经常同时运动的负 载压力尽可能的接近。否则,多个负载以不同的压力工作时系统效率较 低,也就是说,与泵控系统相比时需要的冷却器较大。

2.4.3负载独立流量分配系统中用多路阀工作原理分析
多路阀是挖掘机液压系统中非常重要的元件,它确定了液压泵如何 向各液压执行个元件的供油方式,决定了液压挖掘机的工作特性,主要

18

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功能有:

(1)控制挖掘机多个工作机构的运动方向和运动速度;
(2)补偿负载压力的变化,使得各片方向阀进出口压差不随外界变 化;

(3)取出各执行机构最高压力。

补偿部分

流部分

a) 图2.4力士乐多路阀符号图

b)

负载独立流量分配系统中每个多路阀阀块主要由操纵阀和压力补偿
阀组成,其原理符号如图2.4所示。图中a,b两图分别为对操纵阀拆解前 后多路阀原理图。由拆解后的操纵阀原理图可知,它实际上由阀的节流 部分和阀的换向部分两部分组成,从而知道多路阀各个组成部分分别为: 换向阀(主阀),压力补偿阀,节流阀和梭阀网络。 阀块原理展开如图2.4中b图所示,系统压力油P进入操纵阀后先通过

阀节流部分,节流后的压力油的压力损失为AP,压力油压力变为层。压
力为P的压力油在经过压力补偿阀时,需保持压力补偿阀的平衡。压力补 偿阀初始时位于左腔,没有负载压力,当受到来自右侧的压力只后,压力 补偿阀向左运动,压力油进入换向阀中,最后通过阀换向部分去液压执 行元件。由多路阀原理分析知道压力补偿阀布置在操纵阀可变节流口之

后,结合图2.3液压挖掘机负载独立流量系统原理分析,图示机构的多路 阀能够实现负载独立流量分配。另外,由于液压作用元件一般都是双作 用,有A、B两条油路,为了避免两条油路都设压力补偿阀,因此油路换 向部分必须设在压力补偿阀之后。为了简化阀的结构,把节流部分和换 向部分集成于一体(操纵阀中)。在图2.3液压挖掘机负载独立流量分配系 统原理图中检测出系统最高负载压力昂。.。的方法是采用梭阀网络,而在实 际液压系统中,工作装置油路采用的不是梭阀网,而是采用三位三通的 压力补偿阀来检测出最高负载压力进行压力补偿。多路阀的负载敏感系 统是指系统压力总是和压力最高负载相适应【401,图2.5为带有集成了压力

19

挖掘机上作装置液压系统分析

比较器的压力补偿器(Pre
Ls Pre
ssul-e

s sure

compensator

with

Int egrated

Compari

son)多路阀结构图。图2 6为力士乐多路阀的外观

和油路连接图。此种阀的特点是:结构简单,具有速度适应,工作效率
高,可靠性强。

图2 5力士乐多路阀结构原理圈

图2 6力士乐多路阀外观圜

J阀体2阀芯3阎4.压力补偿阀5调节阀6螺堵

2 4

4负载独立流量分配系统中负载敏感泵系统原理分析
在负载独立流量分配系统中负载敏感泵系统原理图如图2 7所示。在

图示的负载敏感泵控系统中.功率阀3是两位三通阀,当系统没有压力时 在弹簧力作用下,功率阀3处在右位,下油缸通过压力补偿阀6回油.在 上油缸腔内油压力和弹簧作用下油泵处于最大排量位置。当液压泵启动 时,泵出门压力将在瞬间负载敏感口调整弹簧的弹力.此时功率阀左位 工作,上油缸右端弹簧腔的压力油经过阻尼孔进入左腔,同时压力油经 过功率阀3和压力补偿阀6进入下油缸右腔,克服上油缸液压力井推动活
塞杆向左运动,使液压泵排量减小。同时由于上油缸活塞右移顶杆顶推

活塞的力臂减小使杠杆推功率阀3的力减小,功率阀3左移,液压泵的排 量又开始增大,不断反复,直到杠杆力与功率阀3的弹簧力平衡.此时油 泵的摆角处在一个新的动态平衡位置。由于此功率装置通过杠杆机构来 实现,只要杠杆系统设计合理,就能实现理想的功率控制。在一般的负 载敏感控制系统中,当几个执行元件的总流量超过油泵的最大流量时, 就无法正常工作14”。但在圈2 7中通过比例电磁铁7的电流增加.弹簧8的 作用力减小,AP变小,结合力士乐的多路阀,每个执行元件将按比例同 步减小流量,实现与负载压力无关的流量分配。

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图2.7力士乐h10VO负载敏感泵控系统 1.变量泵2.变量油缸3.变功率阀4.变功率比例电磁铁5.功率设定调整弹簧 6.压力补偿阀7.压力补偿比例电磁铁8.压力补偿设定调整弹簧

在负载敏感泵控系统中,油泵压力补偿阀6为两位三通阀,阀的左端 受泵的出口压力P作用,阀的右端受多路阀负载敏感腔的油压昂一和弹簧
力F作用,此阀的作用是设定系统的补偿压力。从负载补偿阀4的力平衡 可得:

PA一弓一彳+F


(2.11) (2.1 2)

AP一尸一昂一;等 以


当AP>二时,该阀处于左位,油泵压力油,油泵压力油通向下油缸,使


油泵流量减少;


当AP<二时,该阀处于右位,下油缸通过该阀回油,使泵的流量增大。压


力补偿阀的作用是使系统压差AP保持定值。AP的值是由设计确定的,称
为补偿压差,是系统各操纵阀的进1:3压力P与出口压力只之差,各操纵阀

在保持补偿压差一定条件下,通过改变阀芯的开口面积来控制流向各个 执行元件的流量,使各个执行元件的流量只与阀芯开口面积有关而与负 载无关。通过以上分析知道: (1)负载敏感泵的输出压力和流量完全根据负载的要求变化; (2)保压或过载时,泵的输出流量仅维持系统自身控制和泄漏的需
求;

(3)空运转时,泵在低压、小偏角下运转。 当在此压力补偿阀上加上比例电磁铁,通过改变电流可改变其电磁 力,此电磁力作用在压力调节阀上,实际上是改变了弹簧力,上面论述 的压力补偿阀的补偿压力取决于弹簧力,改变弹簧力也就改变了补偿压

21

:;堡2:.:苫I誓兽塑皇圣彗坌彗
力。当阀杆行程一定时,流量随A尸的变化而变化,其变化曲线如图2 当压差一定时,流量随阀杆行程的变化而变化,其变化曲线如图2
9。 8。


吲2 8阎杆行程一定时流量 随A尸的变化曲线

一/

图2 9在不同压差下的流量

随阍轩行程变化曲线

在负载敏感泵控系统中,通过调节泵的排量来调节流量,供给系统 中个执行元件所需要的流量,而且只供给比负载稍高一点的压力(一般
为0 5--1

2MP.),故系统的流量损失和压力损失都很小,从而节约了能源

负载敏感系统,足闭中心,所以并不存在中位损失,其能量损失仅为阀
芯上的压降,图2 10为力士乐A1 0v0泵结构如图:

图210力士乐A1 OVO泵结构图

2.5本章小结
本章论述了液压挖掘机工作装置的组成,分析了挖掘机的挖掘工况 针对挖掘机挖掘时存在的流量饱和工况提出了负载独立流量分配系统, 并分析了负载独立流量分配系统的工作原理和系统中多路阀、负载敏感 泵的工作原理,是建立数学模型的基础。

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第3章液压挖掘机工作装置液压系统建模分析
挖掘机负载独立流量分配系统因为具有流量分配不受负载干扰和抗 饱和能力而得到广泛应用,本章通过分析系统原理和其部件的工作过程, 可以清晰的了解这个特点。经过理论分析之后,为了更简洁的分析其特 性,本章将建立数学模型来分析负载独立流量分配系统。 通过前面的分析知道:负载独立流量分配系统主要由负载敏感泵控 系统和多路阀系统组成,其中决定其具有负载独立流量分配特定和抗饱
和能力的是具有压力补偿功能的多路阀系统。为了更好的分析其流量分

配特性和抗饱和能力,本章建立系统数学模型时将主要分析多路阀。

3.1阀芯液动力的分析
液动力是液流经过阀口时,由于流动方向和流速的变化造成液体动

量的改变,作用在阀芯上的附加力。在阀口开度一定的稳定流动下,液 动力为稳态液动力,当阀口开度发生变化时还有瞬态液动力,液动力可 以根据动量定理进行分析计算。

图3.1滑阀的液动力

如图3.1当滑阀开口一定时,阀口对流进流出的液流起节流作用,使 得油液在进出滑阀时动量发生变化,在节流处产生射流,根据动量定理:

F¥1了d(mv)
式中:E。一一为稳态液动力;

(3.1)

所一一为流经节流口油液的质量; ',一一流经节流口油液的速度。
又有m—pV
(3.2)

式中:P一一油液密度:

挖掘机丁作装置液压系统分析

y一一油液体积。 根据公式(3.1),(3.2)和图3.1中的射流角0并考虑到稳态时射流速
度l,为常数,可以得到作用在阀芯上的液动力水平分力为




a掣删一掣训叫警刚,pvqeos口
dt dt


㈦3,



式中:E一一稳态液动力在水平方向的分力o p一一液流经过滑阀时的射流角; 日一一流经节流121的油液流量。 对于轴对称控制渭阀窗口,稳态液动力的径向力相互抵消;在图示 3.1情况,阀芯左侧完全开启,此处的流速变化很小,并且其流动方向接
近半径方向,动量变化的影响可忽略不计,故只有右侧的液动力起作用, 轴向分力的方向使阀芯趋于关闭。参照图3.1,对于直角滑阀,由于存在 阀芯间隙,其过流面积为:

A一∞x一∞√C,2+x矿2
式中:∞一一滑阀面积梯度(蒯):
e一一为阀芯间隙;

(3.4)

以一一为阀芯位移。
考虑到滑阀射流速度:

屹;c1/丝



(3.5)

式中:',.一~滑阀射流速度: C,一一滑阀速度系数。
结合公式(3.4)、(3.5)代入公式(3.3)得:

E;2CdC,WAPx]C,2+墨2 eosO
E一2qC,tottPXy
easO

(3.6)

当阀芯配合间隙很小,相对于阀芯位移可以忽略时滑阀的稳态液动力为:
(3.7)

从上式可以看到,当压差△P一定时,滑阀的稳态液动力与阀芯行程 成正比,此时稳态液动力相当于刚度为2CdC,toAPcos0的液压弹簧的作用。 当阀芯处于运动状态而开口量发生变化时,除上述稳态液动力外, 还存在瞬态液动力。瞬态液动力是由于阀口开度变化时流量也发生变化, 从而引起流速变化造成的,它的作用方向始终与阀腔内液体的加速度方
向相反。

瞬态液动力F,可以根据牛顿第二运动定律或者动量定理计算得到:

兰州理工大学硕士学位论文

E2一丁d(mv)
经过滑阀的流量:

(3.8)

嘴龇浮唧出浮
式(3.9)可得瞬态液动力:

(3.9)

在计算中以A表示阀腔有效面积,£为阀腔长度,根据公式(3.8)和公

E:=警字=—d(pF血Lv)一pL百dQ—q万也厕鲁


(3.10)

由此式可以看出,在压差AP一定时,瞬态液动力的大小与移动速度

坚成正比,方向与阀腔内油液的加速度方向相反。它起着粘性阻尼力的
作用,阻止阀芯运动。在元件建模分析时,可将瞬态液动力作为阻尼来
分析。 通过分析液动力知道,稳态液动力和瞬态液动力在分析阀的状态时 可将其分别作为弹性负载和阻尼负载范畴来分析,从而在建立阀的运动

模型时,可以将稳态液动力与瞬态液动力分别将其作为弹性负载和阻尼
负载考虑。

3.2建立多路阀的数学模型
负载独立流量分配系统使用的多路阀为力士乐公司的SX系列,它主 要由换向阀(主阀),压力补偿阀,节流阀和梭阀网络组成,其工作原理 上一章已结合图2.4做过分析,从结构构原理图上可以看到,多路阀主阀 芯和节流阀阀芯在同一根轴上,且其操纵方式为手动式,因此主阀芯和 节流阀芯的位移直接通过调节操纵力的大小来实现,其运动方程可以用 同一个表达式。通过分析其结构,节流阀可以简化为单一台阶控制的零 开口阀,结合前面稳态液动力和瞬态液动力的分析,这两种力可以等效 为弹性负载和阻尼负载,据此来建立其节流阀的数学模型。

3.2.1建立节流阀的数学模型
液压泵的出口压力经过多路阀时首先进入节流阀进行节流,节流阀 的运动通过控制先导压力进行调节,此处为建模仿真简化,将先导压力 等效为手柄的作用力,即不论何种调节方式统一等效为调节手柄。节流

挖掘机工作装置液压系统分析

阀阀芯运动微分方程:

F—Fo-M。争+色鲁+‰
式中:F一一节流阀阀芯上作用的控制力; E~一节流阀弹簧预调力; M。一一节流阀阀芯阀质量; 吃一一节流阀阀芯的粘性阻尼系数; ‰一一节流阀芯位移; 七,一一主阀对中弹簧刚度。
对公式(3.11)进行拉普拉斯变换得 F-Fo—M,S2‰+日二.受‰+危‰

(3.…

(3.12)

由以上分析知道公式(3.12)为节流阀运动方程的拉普拉斯变换式, 通过公式(3.12)能够求出节流阀的阀芯位移,从而得到节流阀的传递函
数框图。

图3.2节流阀的传递函数框图

节流阀的进口压力为变量泵的出口压力P,经过节流压力损失AP后

压力变为置。由于压力油经过节流阀后就进入压力补偿阀,所以墨既是节 流阀的出口压力也是压力补偿阀的进口压力,所以节流阀的流量方程:

呲%‰乒%‰
e一一流量系数: P一一油液密度。

(3.13)

式中:Q_一一通过节流阀的流量; 珊一一节流阀面积梯度(蒯); x一一节流阀开口位移; AP一一节流阀前后压力差,阀前为泵出口压力P,阀后为压力补
偿阀进口压力异:

在液压元件中通过各滑阀,锥阀和节流孔的流量都可用公式(3.13)表示。

兰州理工大学硕士学位论文

3.2.2建立压力补偿阀的数学模型
压力补偿阀是负载独立流量分配系统中进行流量分配的关键部件, 其结构原理如图3.2如图所示,压力补偿阀由阀体,阀芯和调节弹簧组成。 号为进油口压力,昂叫为控制压力,也就是经过梭阀网络得到的负载最高
压力,4为阀芯面积。
(3.14)

只;七‰-x)-Fo
式中:E一一为阀芯上的液动力; k一一为弹簧刚度;

%一一为弹簧预压缩量;
.17一一阀芯位移; 只一一静压控制压力。

图3.3压力补偿阀结构原理图

压力补偿阀运动微分方程:

如图3.3所示当压力补偿阀接收到来自负载的压力信号, 开始移动,直到
平衡,则移动过程中的运动微分方程为:

假一昂M=所箬+曰生dt+kx
式中只一一为压力补偿阀进油口压力; 己一一为经过比较器比较后的最大负载压力; m一一为压力补偿阀阀芯质量;
x一一为压力补偿阀阀芯位移;

(3.15)

B一一为油液粘性阻尼系数。
对公式(3.15)进行拉普拉斯变换得 (置一弓M—mS‰+BSx+kx
通过公式(3.16)可得压力补偿阀的流量方程:
(3.16)

Q=q嬲岸-q纵、/掣

(3.1 7)

挖掘机工作装置液压系统分析

式中:咒一一压力补偿阀出口压力,等于负载压力。

3.3建立负载独立流量分配系统多路阀的系统框图
通过上面的分析可知多路阀的数学模型可用公式(3.1 1)、(3.13)、

(3.15)、(3.17)组成的一组非线性方程组(3.18)来表示,公式(3.18)列出了 多路阀中节流阀和压力补偿阀的运动方程和流量方程,其流量方程采用 非线性方程的形式,更接近实际情况,避免流量误差。

F一磊=帆争+&鲁+‰

Q-瞩‰暖屯三一半 假一昂M一肌窘+曰象+h

n㈣

%纵厚。q似乎
数学模型:

根据公式(3.1 2)、(3.13)、(3.16)、(3.1 7)n-I得多路阀拉普拉斯变换后的

,一矗-M。S2‰+B二Sk+七k

篡_蠖吒%产
假一昂M=槠乙+BSx+kx

n圳

呲艘再吒僦浮

公式(,3.19)给出了多路阀中节流阀和压力补偿阀的运动方程和流量 方程,其中根据流量连续性,流经节流阀的流量与经过压力补偿阀的流
量相等,据此根据公式(3.19)给出多路阀一联的传递函数框图如图3.4所

示。其中输入为泵的出口压力,此联多路阀所在的执行元件的负载压力, 通过梭阀网络筛选的整个液压系统的最高负载压力,节流阀的阀芯位移, 输出为流经压力补偿阀的流量。从框图中可以看出,框图采用了一个记 忆环节,由于此处的流量计算存在代数环,记忆环节的主要作用是切断 代数环,使仿真能够正常进行.以上分析了多路阀一联的传递函数框图, 在整个工作装置液压系统中,由于多执行元件的存在,需要多联多路阀。

曼曼曼曼曼曼量曼曼皇I!ll鼍皇曼曼曼曼皇曼蔓量詈量詈曼曼曼!曼量皇曼曼量曼皇皇曼曼皇皇皇量量曼曼皇曼皇曼曼曼皇曼曼曼曼曼舅邑景蔓曼曼曼皇曼曼曼曼鼍曼曼曼曼量量曼量曼曼皇曼量鼍

兰州理工大学硕士学位论文

图3.4多路阀传递函数框图

本文要分析的负载独立流量分配系统也是在多联多路阀系统中进行
分析的,故需要建立多联系统的传递函数框图。由于此处建立仿真模型

的主要目的是分析负载独立流量分配系统的特性,建立两联和多联的效 果相同,为简化分析,此处建立两联多路阀的系统框图。

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图3.5两联多路阀传递函数框图

在此框图中整个系统的输入为泵的出口压力,两执行元件的工作压
力为负载压力,阀芯操纵力。为了分析负载独立流量分配系统的负载独

挖掘机工作装置液压系统分析

立和流量按比例分配的特性,需要输出操纵力,执行元件的负载压力, 执行元件位移,执行元件的流量。

3.4本章小结
本章分析了挖掘机负载独立流量系统中多路阀的节流阀和压力补
偿阀的运动过程,建立了其运动时的数学模型,在此基础上又建立了单

联和整个系统和的传递函数框图,为多路阀奠定仿真的基础。

兰州理T大学硕七学位论文

第4章挖掘机液压系统仿真
本章将在上一章建立的挖掘机负载独立流量分配系统的数学模型的

基础上,运用MATLAB/SIMULINK仿真软件进行仿真,分析负载独立流 量分配系统的流量分配特性。负载独立流量分配系统的显著优点是负载
独立和流量按比例分配,也就是系统的流量不受负载变化的影响能够按 照一定的比例进行分配。MATLAB/SIMULINK仿真主要来分析这两个特 性。 仿真时采用具有两联的多路阀,在一般的挖掘机中操纵杆操纵力不 大于40N13引,结合无杆腔面积,本文所用阀杆操纵力为38.1N,其他的参 数如下: 液压油密度:876 Kg/m3 动力粘度:0.043P。?S 系统压力: 斗杆液压缸压力: 26.5MP。
3 MP。

铲斗液压缸压力:4 MP。 油缸无杆腔直径:0.115m 节流阀阀芯直径: 节流阀阀芯质量: 节流阀阀芯阻尼:
O.01 8m 0.301 Kg 9.97 N?m/s

节流阀弹簧刚度:82.56 N?m/s 压力补偿阀阀芯直径:0.025m 压力补偿阀阀芯质量:0.044
Kg

压力补偿阀阀芯阻尼:3.36 N?m/s 压力补偿阀弹簧刚度:64.25N/s

4.1负载独立特性仿真分析
操纵力的图形曲线如图4.1所示

31

挖掘机工作装置液压系统分析

15

lO






{ /
2 4 6





10


0 0

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图4.1作用在阀上的操纵力

在负载独立流量分配系统中,通过前面的分析知道,负载独立特性 和流量按比例分配特性是通过多路阀的节流阀和压力补偿阀来实现的, 仿真也主要是来分析这两种特性。负载独立特性需要分析负载变化时流 量是否按照负载的变化趋势进行变化,流量按比例分配则主要分析在每 一时刻不同负载中的流量分配关系.下面将利用上章建立的数学模型来 进行仿真,仿真主要输出操纵力、负载位移、负载流量和负载压力。通
过分析这些物理量之间的关系来分析整个系统的特性。

仿真时给两联多路阀输入相同的操纵力信号图4.1所示和不同变化
趋势的负载,观察每一路的输入与输出的关系以及两路流量之间的关系。

两执行元件的输出位移曲线如图4.2所示
7 6 5
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3 2 1




图4.2两执行元件的输出位移曲线

32

兰州理T大学硕士学位论文

两执行元件的流量曲线如图4.3所示


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0 O 2 4 6 8 10






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图4.3两执行元件的流量曲线

两执行元件的负载特性曲线如图4.4所示





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图4 4两执行元件的负载特性曲线

4.2流量按比例分配特性
两执行元件的流量输出如图4.5所示

×10“m/s
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10 s

图4 5两执行元件的流量输出

两执行元件的输出位移如图4.6所示

兰州理下大学硕士学位论文









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10



图4.6两执行元件的位移输出

在上面的仿真中输入操纵压力的最大值为1.5



105Pa。通过观察图

4.1、4.2、4.3、4.4发现,在此系统仿真中,负载大小不等且两个负载的 相位相差四分之一周期,即负载的变化趋势也不同。但在相同的操纵力

控制信号作用下两执行元件的输出流量有相同的变化趋势。由于在工作 过程中存在泄漏和阻尼,虽然执行元件的变化趋势与操纵力不完全相同,
但两者的变化趋势却与操纵力信号近于相似,从而可以说明在此系统中

负载独立,流经执行元件的流量不受负载的影响。同时根据方框图3.5 知道,输出流量除以液压缸的面积然后做积分运算可以得到输出位移, 此处的位移曲线变化趋势极其相似也进一步说明了流量变化受控制信号
的影响而不受负载变化的影响。

从图4.6可以看出,两执行元件的流量相差不多,考虑制造误差、流 量损失和摩擦等因素可以认为两流量相等,从而证明了第2章原理分析 中,在负载独立流量分配系统中,压差相同时流量只与开口面积有关,
流量按比例分配,比值就是开口面积的比值。实际上在此处仿真中,两

执行元件的操纵力相等,开口面积相等,从而流量也相等,图示仿真中 的流量差别是一些实际因素影响引起的。 上述的仿真曲线是在操纵力相同的情况下得到的,虽然可以分析流 量按比例分配的特性,但由于其流量近似相等,流量分配特性不是特别 明显。不同操纵力时的流量分配情况更加直观分析流量的按比例分配情
况。

挖掘机丁作装置液压系统分析

4.3本章小结
在相同的控制信号作用下,针对不同的负载,仿真分析了负载独立流 量分配系统的流量和位移输出,通过对流量和位移的分析,明确了负载

独立流量分配系统的负载独立特性和流量按比例分配的特性。

兰州理工大学硕士学位论文

第5章多路阀参数对执行元件流量和位移的影响
负载独立流量分配系统具有负载独立和流量按比例分配的特性,通 过分析不同负载时的流量输出可得出这些特性。本章将分析多路阀的的 参数对流量输出的影响,选择一联进行分析,为了便于比较对照,在 MATLAB/SIMULINK仿真中建立如图5.1所示的框图,其中system组为 原参数,另一组为修改后的参数,对其进行仿真比较。

图5.1多路阀参数对照模拟框图

5.1压力补偿阀参数的影响
改变多路阀压力补偿阀弹簧刚度,压力补偿阀原来的弹簧刚度为 64.25N/m,为了比较明显的看出弹簧刚度的影响,将其调为1 00 N/m。

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10 S

图5.2改变压力补偿阀弹簧刚度前后流量比较图

在图5.2中曲线1表示原参数流量,曲线2表示弹簧刚度调节后的流

量,从图中可以看出弹簧刚度变大后,输出的流量显著降低。改变压力

补偿阀的阻尼比.原阻尼比为3.36N?讪,将其调整为5^,?讪,其变化
图形如图5.3。

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10 s

图5 3改变压力补偿饵阻尼比前后流量比较图

从图5.3可以看出流量的变化主要分布在开始阶段,在一秒后基本看 不出流量变化。为了更清晰的看到开始阶段的流量变化.做出前两秒的 仿真图5.4。

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0.1 0.2

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图5.4改变压力朴偿阎阻尼比前后流量比较图

兰州理T大学硕七学位论文

改变压力补偿阀直径,将压力补偿阀的直径由0.025m调为0.028m, 则变换前后流量输出如图5.5。
×10。3m3/s 2










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10 S

图5.5压力补偿阀直径变换前后流量比较图

通过分析图5.2、5.3、5.4、5.5发现,压力补偿阀的参数变化对多路
阀的流量产生一定的影响,其中压力补偿阀弹簧刚度和阀芯直径的变化 对流量的影响比较显著,这两个量的微小变化就可以导致较大的流量变 化;相比阻尼比对流量的影响主要在开始阶段,随着时间的推移,其影

响逐渐减小。

5.2节流阀参数对多路阀流量的影响
改变节流阀的弹簧刚度,节流阀弹簧刚度由82.56 N/m变换为100 N/m,变化图形如图5.6所示。

×10‘3m3/s





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10 S

图5.6节流阀弹簧刚度改变前后流量比较图

通过仿真图可以看到节流阀弹簧刚度变换前后流量没有变化,说明

挖掘机二r=作装置液压系统分析

弹簧刚度对流量影响小到可忽略的程度。进一步改变节流阀的其他参数,

改变节流阀的阻尼比和阀芯直径,均得到同图5.6图形,说明这些参数对
流量的影响也可忽略。

综合上面得分析知道,在负载独立流量分配系统中,多路阀的参数
中对流量的影响较大的是压力补偿阀,节流阀几乎没有影响,其中尤其 以压力补偿阀的弹簧刚度和阀芯直径对流量影响大。

5.3本章小结
通过改变多路阀中压力补偿阀和节流阀的参数,观察参数改变对流

量的影响,得出压力补偿阀弹簧刚度和阀芯直径的改变对流量的变化影
响大。

40

兰州理工大学硕士学位论文

心=口1厅℃芏 总结与展望
挖掘机在挖掘过程中由于挖掘工况的复杂多变,在多用户联合动作 时,会遇到供油不足的情况。在以往的正流量,负流量和负载敏感系统
中此时压力油都会优先流向负载小的执行元件而使负载大的执行元件流

量减小以至停止动作。针对这种情况力士乐开发了负载独立流量分配系 统。这种系统采用节流阀后压力补偿,具有按比例供油的特点,在遇到 液压油供油不足时,各执行元件的流量会成比例的减小,从而能够继续
执行多用户的联合动作,具有抗流量饱和的功能。 负载独立流量分配系统在流量不饱和的时候具有负载敏感的特性, 在流量饱和的情况下具有按比例供油的特性。负载独立流量分配系统的

这种特性是由其在系统中采用的多路阀先节流后补偿结构实现的。为了
研究这种特性,本文重点分析多路阀的阀后压力补偿特性。在研究了负

载独立流量分配系统的工作原理和系统中所用多路阀工作原理的基础
上,建立了多路阀节流阀和压力补偿阀的数学模型,进而建立整个多路

阀的数学模型,并运用MATLAB/SIMULINK软件进行了仿真。主要仿真 分析多用户联合动作时的流量分配情况。仿真研究表明,负载独立流量
分配系统在流量饱和的情况下具有和理论分析一致的按比例分配流量的 特性。

在以上的分析研究中,本文的创新性主要体现在以下两点: (1)分析了与负载敏感压力补偿采用的阀前压力补偿不同的阀后压 力补偿方式,压力补偿阀设在节流阀后面,通过梭阀网络检测出的负载
最高压力反馈到压力补偿阀的一端与经过节流阀后的压力进行比较,控 制压力补偿阀的阀芯位移,实现流量按比例分配;

(2)建立了压力补偿阀和节流阀的仿真模型,仿真在不同负载下的
流量分配情况。

以上分析都是假定泵的流量和压力在某一数值的情况下进行的,实 际上负载独立流量分配系统的负载最高压力在传递到多路阀中压力补偿 阀的同时也传递到负载敏感泵的变量机构,所以在系统中泵的流量也是 变化的,虽然这对于流量的按比例分配特性没有影响。本文在建立多路 阀的模型进行仿真时假设变量泵的流量是一定的,也就是仿真变量泵在 某一流量时的流量分配情况,没有模拟变量泵流量在整个变量区间变化 时多路阀的流量分配情况。故可以继续进行以下研究: (1)建立液压泵和其变量机构的数学模型;

41

挖掘机工作装置液压系统分析

(2)将上述模型与已经建立的多路阀的模型组成整个液压系统的模 型,在变量泵的整个流量变化区间进行仿真。

兰州理工大学硕士学位论文

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工程学报,2005,10.

兰州理工大学硕七学位论文

【41】江国耀.力士乐AV系列高压柱塞泵发展概况【J】.建筑机械,2003,07.

兰州理工大学硕士学位论文





本论文是在导师郜立焕副教授的指导下完成的。导师渊博的学识,谨严的治

学态度,丰富的实践经验,都使我受益匪浅;导师在课题研究上对我的严格要求
和耐心指导,使我的研究和学习能力有了长足的进步;郜老师在做人和做事上睿 智的点拨也让我受益匪浅。衷心感谢恩师郜立焕三年来对我的悉心指导和谆谆教

诲。祝愿郜老师及家人身体健康,工作顺利,家庭幸福!
感谢兰州理工大学对我的培养,感谢三年来液压教研室杨逢瑜教授、冀宏副教授、 张远深高工、杨国来教授对我提出的疑问耐心解答,鼓励我积极向上,对我学业的完成 起了很大的作用。他们的严谨的治学态度与一丝不苟工作作风,是我学习的楷模。聆听 他们讲授的课程和平日教诲之语,使我感悟了如何做学问,受益匪浅。 感谢陆初觉副教授在论文写作上给予的指导和在论文审稿中给出的宝贵意见,感谢 兰州大学刘肃教授在论文审稿中提出的宝贵意见。

李建仁

2010年4月于兰州理工大学

47

兰州理T大学硕+学位论文

附录攻读硕士学位期间发表的学术论文
[1lN立焕,李建仁,史小波,朱建国,张利娜.滚压加工液压系统同步的实现,工矿自动
化,2010,09.(已录用)

挖掘机工作装置液压系统分析
作者: 学位授予单位: 李建仁 兰州理工大学

本文链接:http://d.g.wanfangdata.com.cn/Thesis_Y1712514.aspx 授权使用:太原理工大学(tylgIP),授权号:4940e0d2-5b3c-4210-a552-9e9a00e98d04 下载时间:2011年3月2日



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