机械电子工程硕士论文-大型矿用液压挖掘机电液控制系统的建模及仿真.pdf

太原理工大学 硕士学位论文 大型矿用液压挖掘机电液控制系统的建模及仿真 姓名：朱小晶 申请学位级别：硕士 专业：机械电子工程 指导教师：权龙 20100501 太原理工大学硕士研究生学位论文 I 大型矿用液压挖掘机电液控制系统的建模及仿真 摘摘 要要 大型矿用液压挖掘机是集成了机械、液压和计算机控制技术的大型复 杂机电系统，主要用于各种大规模露天矿山的开采、煤炭和尾矿等物料的 铲装及大型基础建设，对比机械式电铲，具有整机重量轻、调速范围大、 机动性好和卸载精确等优点，代表着露天开采设备的发展方向。目前国外 大型液压挖掘机制造技术已非常成熟， 最大机型斗容为50 m3， 机重达900 t。 国内在这一装备领域还处于空白，没有企业制造过斗容量大于12 m3的液压 挖掘机，所用大吨位机型完全依赖进口。在此背景下，太重集团公司决定 研制国内首台斗容15 m3、机重260 t的大型矿用液压挖掘机，为进一步研制 斗容量更大的机型做前期准备。 为了完成挖掘机的设计，在机器制造之前就能对整机的工作特性有一 个比较全面的了解， 需要采用数字仿真技术。 目前国内外采用的方法有： (1) 利用 ADAMS 软件对挖掘机工作装置进行动力学仿真，设计机械结构，但 这种方法只能解决机构优化问题，不能较准确的施加液压系统对工作装置 的驱动，更无法准确分析机器的作业效率及能耗。(2)利用液压系统仿真软 件对挖掘机液压系统进行设计，由于不能准确施加挖掘过程各执行器受到 的负载力，提供各执行器所驱动的负载质量随挖掘姿态和速度的变化关系， 不能准确模拟挖掘机真实的工作环境。为了克服两种方法的不足，完成研 发工作，制定的技术路线是对挖掘机作业过程进行多体动力学和液压系统 太原理工大学硕士研究生学位论文 II 的联合仿真研究。 论文用 ADAMS 软件和 AMESim 软件对设计的矿用挖掘机工作装置和 液压系统进行联合仿真，通过仿真确定所开发机型的各项设计参数。具体 内容有： 1. 运用数学方法建立正铲液压挖掘机挖掘过程的挖掘力模型，分析其 最大挖掘阻力。 2. 建立挖掘机运动工况数学模型；对其工作零部件用 Pro/E 软件进行 三维实体建模和虚拟装配,利用MECH/Pro接口软件将装配模型导入到动力 学仿真软件 ADAMS 中，添加约束和驱动，仿真分析特殊运动工况。 3. 用 AMESim 软件建立液压控制系统模型，通过接口用 ADAMS 和 AMESim 软件进行机械机构和液压系统的联合仿真，分析挖掘机水平推压 工况最大推压力及工作循环中各工作部件对其旋转轴的转动惯量。 4. 分析各工况下动力系统的功率匹配； 通过联合仿真挖掘机作业工况， 分析挖掘机的工作效率和能量利用率；提出流量再生液压系统，对比原系 统和流量再生系统的能量损耗情况。 关键词：大型矿用液压挖掘机，ADAMS，AMESim，联合仿真，能耗分析 太原理工大学硕士研究生学位论文 III MODELING AND SIMULATION OF ELECTRO- HYDRAULIC CONTROL SYSTEM FOR LARGE MINING HYDRAULIC EXCAVATOR ABSTRACT Large mining hydraulic excavators is the large-scale complex mechanical and electrical systems of integrating mechanical、 hydraulic and computer control technology, mainly used for various large-scale open pit mine exploitation、 loading coal 、 tailings and other materials and large-scale infrastructure construction, which contrast with machinery type shovel, hydraulic excavator have the advantages of light weight、speed range、good mobility and accurate unloading, which represents the development of open-pit mining equipment. At present the foreign manufacturing technology of large-scale hydraulic excavator is very mature, and the biggest type with bucket capacity of 50 m3, machine weight of 900 tons. Domestic equipment in this field is still blank, no company had manufactured hydraulic excavators of bucket capacity more than 12 m3,the large-tonnage models depends entirely on imports. In this background, Taiyuan Heavy Industry Co.,LTD decided to design Chinas first of large mining hydraulic excavator with bucket capacity of 15 m3, machine weight 260 tons, 太原理工大学硕士研究生学位论文 IV which make early preparations for the decided of larger machine. To complete the design of excavator, it will be able to have a more comprehensive understanding for machines operating characteristics before the machine be manufactured, we need to use digital simulation technology. At present，methods used at home and abroad are：(1) By use of ADAMS software for dynamics simulation of excavator working device, design mechanical structure, but this method can only solve the optimization problem of institutions, can not be more accurate to inflict hydraulic system drive for work device, let alone an accurate analysis of the machine operating efficiency and energy consumption. (2) The use of hydraulic system simulation software for design of excavator hydraulic system, due to it can not be accurately applied load force for the actuator in the mining process, and provide actuator is driven to the load quality of the change relationship with the change of excavation in position and speed, so it can not accurately simulate the real working environment of excavator. In order to overcome the deficiencies of two methods and to complete the R Use the Pro/E software to its parts for 3D solid modeling and virtual assembly, and assembly model will be imported into dynamic simulation software ADAMS by using MECH/Pro interface software, then add constraint and drive, simulate and analyze its special sports conditions. 3. By using AMESim software to establish hydraulic control system model, by co-simulation based on the interface with the ADAMS and AMESim for mechanical devices and hydraulic systems, analysis the max push force of excavator on the level of pushing conditions and rotation inertia of various parts of working to rotation axis in the cycle of excavator working work. 4. Analysis the power matching of the power system operating conditions; by co-simulation for working condition of excavators, analyze the efficiency of the excavators and energy consumption; present the hydraulic system of renewable flow, and compared energy consumption to the original system and the flow regeneration system. KEY WORDS: large mining hydraulic excavator, ADAMS, AMESim, co-simulation, energy consumption research 太原理工大学硕士研究生学位论文 1 第一章 绪论 1.1 大型液压挖掘机的发展概况 近年来，随着液压挖掘机技术的不断发展，大型液压挖掘机的开发与市场需求的增 加引起了行业的关注。挖掘机结构形式分为正铲和反铲两种，大型挖掘机为了获得最大 装载能力，大部分采用的是大容量正铲斗。大型液压挖掘机主要配装大型矿用汽车，用 于各种大规模露天矿山的开采、煤炭和尾矿等物料的铲装及大型基础建设，同时还被用 于填海造地工程及港湾河道疏通工程，其动力来源分为机载柴油发动机和供电电缆。在 中国经济发展的推动下，高新技术不断被应用到工程机械及各种矿山装备中，以及为适 应日益增大的矿用汽车的铲装需要，挖掘机正朝着大型化和智能化方向发展。 大型液压挖掘机的开发生产约从上世纪 70 年代初开始，如 O&K 公司在 1971 年研 制出欧洲首台整机重量超过 100 t 的 RH60 型露天矿用大型液压挖掘机， 斗容量 68 m3, 发动机功率 630 马力，后演变为 RH75A 型。1972 年 DEMAG 公司生产的 H-101 型液压 挖掘机，斗容量 68 m3，机重 98 t。日立建机公司在 1972 年1976 年间开始开发的 UH 系列大型正铲液压挖掘机，其斗容量最大达 4.4 m3，整机重量为 75 t，1979 年又开 发了 UH50 斗容量为 8.2 m3，整机重量为 175 t 大型正铲液压挖掘机。UH50 大型挖掘机 在欧美等地的许多矿山得到了使用，其可靠性及耐久性得到了认可1。 1982 年，DEMAG 公司研制出当时最大、最成功的液压挖掘机 H241，其斗容量为 14 m3。1983 年 O&K 公司推出 RH120 型斗容量为 16.5 m3的挖掘机。1986 年，DEMAG 公司开发了斗容量为 23 m3的 H485 型大型液压挖掘机，后演变为斗容量 35 m3、整机重 量为 685 t 的 H485SP 型号。1987 年，日立建机公司成功开发了当时世界最大的 EX3500 型正铲挖掘机， 其斗容量为 18.8 m3， 工作重量 330 t。 并在这一年又开发了斗容量 22 m3， 整机重量 420 t 的大型正铲挖掘机。此时世界其它公司也相继开发生产超大型液压挖掘 机，如三菱的 MS1600 型，小松的 PC1600 型，利勃海尔的 R992、R994，卡特彼勒的 5130， O&K 的 RH90C、RH20C 等2。 1998 年日立建机公司推出 EX5500 型斗容量为 27 m3， 整机重量 515 t 的挖掘机， 其 功率为 1940 kw，由两台 Cummins QSK45-C 型发动机驱动，最大挖掘力达 1570 kN。于 太原理工大学硕士研究生学位论文 2 2004 年又成功研发面向矿山用户的 EX8000 超大型液压挖掘机，铲斗容量为 40 m3，大 约相当于 6 辆 11 吨翻斗车的容量，最大工作重量 780 t，是目前日本制造的最大级别的 液压挖掘机，与 O&K 公司生产的 RH400 型 900 t 级挖掘机展开了竞争。该超大型液压 挖掘机不仅可顺应为降低采掘运输成本而不断加大矿山自卸车载荷的趋势， 而且与钢索 式电动挖掘机相比，超大型液压挖掘机具有更好的操作性和机动机，在降低运营成本方 面也极具优势。至今，日立建机公司已经向澳大利亚、南非、亚洲和北美等大型矿山交 付了大约700台多种型号的超大型液压挖掘机， 在该级别中占据了全球最大的市场份额。 目前，超大型液压挖掘机的斗容不断增加，达 50 m3以上，机重不断加大，达 900 t 以 上，并已经形成超大型挖掘机系列3-4。 我国大型液压挖掘机制造业虽然已有了较大发展，但与世界先进水平相比，还有较 大差距，还不能满足国民经济和国防建设迅速发展的需要。目前，国内矿山还普遍使用 国产小型挖掘机和电铲式挖掘机，技术水平比较落后，能耗大，作业效率低，工作环境 恶劣。因此应加强对我国大型液压挖掘机的研究，并开发出更加节能型挖掘机成为挖掘 机发展的重中之重。 1.2 大型液压挖掘机的研究现状 1.2.1 国外研究现状 （1）日立建机:采用计算机辅助的发动机-泵控制（E-P 控制）系统能够巧妙的发挥 出发动机与液压泵的最佳效率。 这一革新系统可检测出载荷需求并控制发动机与泵的输 出动力，实现最高作业效率。此外还采用 DLU(机况信息记录装置)连续的记录发动机 与液压系统的作业情况，记录可用 PC 下载5。 （图 1-1 为日立 EX5500 DLU 装置） 图 1-1 DLU 装置 图 1-2 改善的铲斗 Fig 1-1 The device of DLU Fig 1-2 The improved bucket 太原理工大学硕士研究生学位论文 3 （2）利勃海尔:采用具有涡轮增压和中冷器的水冷式柴油发动机，其特色发动机的 输出功率可高达 2240 kW(3000 hp)，更能满足挖掘机的作业。此外根据人体工程学技术 设计优化的驾驶室十分舒适方便6。 （3）卡特彼勒:采用负荷传感的比例优先压力补偿（PPPC）系统，提供了高效率 和卓越的可控性。 采集斗设计通过改善铲斗底部曲面来提升液压挖掘机铲斗在使用中的 挖掘力，该铲斗设计中减少了铲斗的挖掘半径，可使其铲斗挖掘力最高提升 10%7，如 图 1-2 所示。 （4）小松:安装了可调节排量的新型液压泵电子控制系统，机器的作业能力进一步 得到了加强。小松 12-气缸柴油发动机（净功率 939.6 kw）更是为该款挖掘机提供了强 大的动力8。 （5）特雷克斯(O&K)：采用“强力三角”工作装置，这是 O&K 的专利技术， PMS（泵管理系统） ，即电液伺服发动机-泵载荷电脑调节系统，能将连续测定的发动机 和液压系统的实际参数与电脑设定的数据进行比较，按最佳的性能调节泵的输出，从而 最有效的利用发动机的功率， 并能实时监测、 储存， 显示和诊断整机的各种数据的故障。 “双独立”液压油冷却系统： 其专利技术“双独立液压油冷却系统”使油箱回油腔的 热回油直接到达冷却器，与挖掘机的工作状态相分离，保证了冷却机怠速时液压油仍被 冷却。大大提高了冷却系统的工作效率，使系统保持在稳定的理想温度状态。液压缸 采用 O&K 专利的“末程缓冲”9。 1.2.2 国内研究现状 我国超大型液压挖掘机的研发起步较晚，目前国产大型及超大型液压挖掘机超过 60t 级的极少。四川邦立重机有限责任公司是我国较早开发大型和超大型液压挖掘机的 企业，近几年，该公司相继成功开发出拥有自主知识产权的 65 t 级、75 t 级、100 t 级、 125 t 级和 185 t 级矿用型和土方型大型液压挖掘机，填补了国内空白。邦立重机 CED1250-7 电动液压挖掘机，其采用三相异步电动机，国内独有电动液压挖掘机技术， 新型双电刷集电环，单泵恒功率、三泵极限功率调节控制 ，合理分配和利用动力等技 术10。三一重工集团在 2008 年 11 月上海宝马展展出斗容为 12 m3的反铲挖掘机，采用 先进的电控液压流量控制系统， 加强型强化履带架， 降低了接地比亚， 提高其通过性能， 并符合欧 II 标准， 现成为我国首台最大的液压挖掘机11。 国内液压挖掘机行业近年来虽 有很大发展，但与国外挖掘机行业发达国家相比仍存在许多不足，其原因除了国内挖掘 太原理工大学硕士研究生学位论文 4 机加工水平落后之外，挖掘机设计水平与发达国家相比也有较大的差距，尤其是一些先 进设计技术的掌握和应用12。 经过近十年的研究，获得了一些成果，但是研究还不够深入，有些研究结果已进入 实际应用过程中。 目前研究液压挖掘机工作装置设计的重点在于使挖掘机设计人员从繁 忙的计算中解脱出来，对现有工作装置机构实施计算机辅助计算和优化设计，在这样一 种情况下，研究新型技术及应用先进软件对工作装置进行合理的设计显得非常必要。 1.3 挖掘机节能控制技术研究 近年来，挖掘机制造业得到迅速发展，许多企业在追求产品系列化的同时对挖掘机 的性能要求也不断提高。目前，研究节能型液压挖掘机已成为国内外各企业追求的主要 目标。对液压挖掘机的节能研究主要体现在三方面：改善元件的性能、改进液压系统和 改善动力系统功率匹配。 1.3.1 改善元件的性能的节能研究 随着生产技术的提高，生产厂家对挖掘机系统工作元件的性能都有改善，而且对通 用元件和单个元件的性能也都有了保障， 如利勃海尔特色发动机是采用具有涡轮增压和 中冷器的水冷式柴油发动机，对挖掘机的节能起到了很大作用，但同时各元件之间性能 匹配还需要大力提高。 由于液压元件厂家技术比较成熟， 所以依靠对改善液压系统工作元件性能来对挖掘 机进行节能效果是不明显的13。这就让我们致力于对挖掘机液压系统的节能研究。 1.3.2 改进液压系统的节能研究 液压系统常用的节能方法主要有：闭式容积调速传动系统、负载敏感系统(开中心、 闭中心)、恒功率变量泵系统、正流量控制系统、负流量控制系统、抗饱和流量同步控 制等技术。这些措施对液压系统的节能起到了较大的作用，其中的一些措施在液压挖掘 机中已经得到了应用14。 近年来厂家及科研单位对液压挖掘机进行了一些新的节能技术 的研发，如进出口独立调节、执行机构单独驱动以及执行机构下放能量的回收等。 液压挖掘机液压系统的节能研究总体上是从两个方面进行的： 一是对系统控制方法 的节能研究，二是对改进系统结构的节能研究。 太原理工大学硕士研究生学位论文 5 在负载敏感控制（LS）中，如图 1-3，负载压力通过控制器的信号处理自动地传递 给压力补偿阀，经过梭阀选出最大压力再传递给液压泵的变量机构，由此对液压泵变量 机构或流量控制系统进行适当调节，使液压泵仅向负载提供其所需要的压力及流量，从 而减少了压力和流量的损失，提高了液压泵的能量利用率15-17。 1.流量调节阀 2、8.压力补偿阀 3、7.模拟操纵阀 4.梭阀 5、6.模拟负载 图 1-3 LS 系统原理图 Fig 1-3 The rationale of LS system 在正流量控制系统中，如图 1-4，两个液压缸由 XY 操作手柄同时控制，其控制信 号控制两个主控阀阀芯位移的同时， 通过梭阀组将最大先导压力选择出来用来控制变量 泵的变量机构，从而控制变量泵的排量。这样就可以近似保证液压泵输出流量与多路阀 的工作口通流面积成正比，即实现了按照系统需要提供流量，减少了旁路损失和溢流损 失。 图 1-4 正流量控制系统原理图 图 1-5 负流量控制系统原理图 Fig 1-4 Schematic diagram of positive flow system Fig 1-5 Schematic diagram of negative flow system 在负流量控制系统中，如图 1-5，通过在多路阀旁路回油路上建立相应的控制压力， 太原理工大学硕士研究生学位论文 6 来控制液压泵的变量机构，使其按照系统需要进行自动调节。在主控阀的总旁路回油管 线上装有一节流孔，通过测量该节流孔的入口压力从而实现对液压泵的排量调节。实际 工作当中，根据节流孔入口压力对液压泵排量进行反向调节，即油泵的排量与该压力成 反比。在负流量控制过程中，液压泵的流量随负载需求变化，只有一小部分恒定流量形 成旁路节流损失18-19。 1.3.3 改善动力系统功率匹配的节能研究 液压挖掘机动力系统的功率匹配一直是影响系统燃油经济性的一项主要因素。 为了 提高能量的利用率，目前被制造商和用户所普遍接受的节能方法，主要是通过采用先进 的控制技术，如分工况控制、转速感应控制和恒功率控制等。 （1）分工况控制 对于不同的工况液压挖掘机需根据液压泵对能量的需求不同来进行调整。 这就要求 把发动机的控制状态划分为多种工况，如重载工况、轻载工况、经济工况、破碎工况和 吊重工况等，从而使发动机的输出功率与液压泵的需求功率相匹配，尽可能减少了能量 的损耗，也就起到了节能的效果。 （2）转速感应控制 转速感应控制是控制系统能够时刻检测发动机的掉速，如果发现发动机失速，控制 器会立即发出控制信号降低液压泵的吸收功率，减小发动机的功率储备，以防止发动机 失速停车。这种方法可以有效地防止发动机过载。 （3）恒功率控制 在实际工作过程中，操作人员需根据经验判断工况的变化，以此选择发动机的某一 档调速拉杆的位置， 来完成作业要求。 而在此情况下， 液压挖掘机开始采用恒功率控制， 目的是为了能够在保持发动机高效的前提下充分利用发动机的输出功率， 又不会是发动 机过载。为了提高挖掘机多执行元件复合动作的准确控制性能，以往液压挖掘机多采用 双泵双回路系统。因此恒功率控制在这类液压挖掘机的系统当中出现，便实现了在系统 中全功率控制和分功率控制。 全功率控制 在全功率控制系统中，两液压泵的排量靠机械或液压机构统一调节。设定好发动机 的调速拉杆位置之后，根据拉杆的位置，控制系统得到最大功率点的转速和转矩，通过 一定的控制方法，对液压泵的排量进行控制，从而保证发动机在最大功率点上工作，并 太原理工大学硕士研究生学位论文 7 且发动机的输出功率能够被两液压泵充分吸收。全功率控制由于其本身的结构特点，降 低了液压系统对液压泵的流量利用率，使系统存在较大的功率损失，因此目前国外的大 中型液压挖掘机已经不采用此控制方法。 分功率控制 分功率控制方案是在全功率控制的基础上提出来的， 目的是为了减少液压泵的流量 损失，提高液压系统对液压泵的流量利用率。分功率控制系统中两液压泵组合在一起， 其排量单独控制， 每一台液压泵都能吸收 50的发动机功率。 采用分功率控制虽提高了 液压系统对液压泵输出流量的利用率，但每台液压泵都不能完全吸收发动机的输出功 率，这样就不能充分利用发动机的功率，降低了发动机的工作效率，因此国外的大中型 液压挖掘机也基本淘汰了这种控制方法。 交叉传感控制 交叉功率传感控制是结合了全功率控制和分功率控制二者的优点而提出来的。 这种 控制方法既可以使发动机功率得到充分利用，又可以根据工作需要提供流量。但由于泵 的工作点受到限制，仍然存在着功率损失。 由上述可知，恒功率控制的主要目标是：第一，保证发动机在最大功率点工作；第 二，发动机的输出功率能够被液压泵充分吸收。由于发动机处于最大功率点处，故其工 作效率较高。但并没有考虑到泵吸收的功率在实际工作的需要，虽然分功率控制和交叉 传感控制提高了液压系统对液压泵输出流量的利用率， 但仍然不可避免的存在总功率的 损失。即恒功率控制只保证了发动机一液压泵之间的功率匹配，却忽略了液压泵一执行 元件之间的功率匹配20-28。 （4）综合节能控制 通过实现多种节能方法进行组合而成。如电子控制的 CLSS(Closed center Load Sensing System)系统是在 0LSS(Opened center Load Sensing System)系统的基础上发展起 来的，其主要特点是通过控制操作阀减小中位流量损失，来减小功率损失。这种节能控 制系统就是既考虑了液压泵一执行元件的功率匹配， 又保证了发动机一液压泵的功率匹 配，还有增设了自动减速控制方法。此控制方法通过检测先导阀的压力，实现工作装置 动作的协调和流量的分配：通过负载传感阀检测负载压力并控制液压泵的流量，实现液 压泵一负载的匹配控制； 通过设置挖掘机多种作业方式并检测发动机的实际速度和设定 速度，来控制液压泵的扭矩从而使发动机在较佳的状态下运行。 太原理工大学硕士研究生学位论文 8 随着计算机技术的发展，电子控制系统越来越多的被应用在液压挖掘机领域。如斗 山电子功率优化系统、林德的负载传感同步电控系统(LSC)、川崎电控系统等。这不仅 提高了挖掘机的工作效率和工作效果，同时也大大降低了挖掘机的耗油量，使得液压挖 掘机的控制将进一步向远程遥控和智能化控制发展。 1.4 本课题的主要研究内容及论文创新点 所研究课题对象为太原重型机械有限责任公司研发的斗容 15 m3、 整机重 260 t 大型 正铲液压挖掘机，此挖掘机为我国目前为止最大型液压挖掘机。具体研究内容如下： （1）归纳了大型液压挖掘机发展状况，阐述了国内外对大型液压挖掘机的研究现 状，得出在大型液压挖掘机上需采用新型研究手段及研究新型技术；分析了挖掘机节能 控制技术的研究现状。 （2） 对正铲挖掘机工作装置机构进行分析，运用数学方法，建立挖掘机各关键点 位置坐标模型；综合考虑实际作业过程中各限制因素的影响，建立了正铲液压挖掘机挖 掘过程的挖掘力模型；建立正铲挖掘机水平推压时的推压力模型；分析正铲挖掘机斗杆 挖掘工况、铲斗挖掘工况的最大挖掘阻力。 （3） 对正铲液压挖掘机主要运动工况进行分析，建立特殊运动工况数学模型；对 挖掘机工作零部件用 Pro/E 软件进行三维实体建模和虚拟样机装配；利用 MECH/Pro 接 口软件将装配模型导入到动力学仿真软件 ADAMS 中，添加约束和驱动，仿真分析特殊 运动工况，得出最大挖掘的包络曲线图。 （4） 用 AMESim 软件建立液压控制系统模型， 通过接口用 ADAMS 和 AMESim 软 件进行机械机构和液压系统的联合仿真，利用 STEP 函数模拟挖掘机负载并施加到 ADAMS 模型中，得出挖掘机水平推压工况最大推压力及工作循环中各工作部件对其旋 转轴的转动惯量。 （5） 分析各工况下动力系统的功率匹配；通过联合仿真挖掘机作业工况，分析挖 掘机的工作效率和能量利用率；对液压系统采用流量再生技术，并对比流量再生系统和 原系统的能量损耗情况。 本文的创新点在于所研究是为了设计国内首台斗容量为 15 m3、机重达 260 t 的大 型矿用液压挖掘机，确定其各项参数而创新的采用 ADAMS 和 AMESim 软件对其工作 装置进行机械构件与液压系统的联合仿真的方法，对大型正铲液压挖掘机的挖掘特性、 太原理工大学硕士研究生学位论文 9 平推特性进行了研究，分析了各作业工况的能量消耗情况，克服了机械装置和液压系统 分别设计的不足，实现了两系统的耦合，准确的模拟了挖掘机真实的工作环境；并由联 合仿真结果提取出各工作部件对其旋转轴的转动惯量， 即是对挖掘机的一个动态的研究 过程；采用了对机械构件势能回收的流量再生技术对液压系统进行的节能控制仿真研 究。 太原理工大学硕士研究生学位论文 10 第二章 正铲液压挖掘机挖掘力模型的建立 2.1 引言 正铲装置是液压挖掘机中最常用工作装置的一种， 主要用来挖掘停机面以上的土壤 及矿料，所以，最大挖掘高度和最大挖掘半径时它的主要作业尺寸。中小型液压挖掘机 的正铲与反铲工作装置通常均可通用，但大型正铲装置主要专门用于矿山采装，且一般 都是履带式的。专用正铲以矿石煤料为作业对象，工作条件变化较大，工作环境四季温 差高，工作温度-40 C+40 C，现场尘土大，工作机构启动、制动、换向频繁，负载 变化大，冲击和振动频繁，工况极其恶劣、复杂，因此要求斗齿能有较大的挖掘力和崛 起力。为了增加卸载高度，节省卸载时间，正铲斗都采用开启斗底的方式卸料，斗底的 开闭用油缸来控制。目前，正铲挖掘机正被广泛应用到大型基础建设及矿山开采中，且 大型化也是一个发展趋势，现国外已有工作重量达到 800 t 以上，铲斗斗容突破 50 m3。 本文所研究的挖掘机就是工作重量为 260 t, 铲斗斗容为 15 m3大型正铲液压挖掘机。 2.2 正铲挖掘机的结构形式 1铲斗体 2铲斗底 3斗杆 4动臂 5驾驶室 6上车转台 7下车部分 8动臂液压缸 9斗杆液压缸 10铲斗液压缸 11开斗液压缸 图 2-1 正铲液压挖掘机 Fig2-1 Hydraulic face-shovel excavator 太原理工大学硕士研究生学位论文 11 如图 2-1 所示，正铲液压挖掘机工作装置由动臂 4，斗杆 3，铲斗 1、2，动臂油缸 8，斗杆油缸 9，铲斗油缸 10，开斗油缸 11 等部分组成。动臂是焊接箱形结构，也有铸 焊混合结构， 即一些构造与受力比较复杂、应力也较大的部分如趾部、头部分肢、液 压缸铰座等采用铸件，然后再与钢板焊成一体。正铲动臂铰短且是单节的，它的趾部与 平台铰接，其铰点高于动臂缸与平台的铰点且靠后，这样设计主要是为了保证动臂液压 缸具有必要的作用力臂。 斗杆也有焊接箱形结构、铸焊混合结构等。斗杆铰接在动臂头部，斗杆液压缸油缸 端在动臂上支承，活塞杆端铰接在斗杆中部，这样可使斗杆液压缸有较大的挖掘力。铲 斗与斗杆端部铰接，铲斗液压缸的缸体端支撑在铲斗底上，活塞杆端与斗杆中部铰接， 这样斗杆、铲斗液压缸机铲斗底就组成了四连杆机构。铲斗为底卸式（如图 2-2） ，它由 两半组成，靠上部的铰 1 连接，开斗液压缸 2 装在斗的后壁中。液压缸收缩时通过杠杆 系统使斗前壁（颚板）向上翘起，使物料从底部卸出。挖掘时斗底关闭，卸料时斗底打 开。采用这种方式卸载，卸载高度大，卸载时间较短，装车时铲斗得以更靠近车体并且 还可以有控制地打开颚板，使物料比较缓和地卸出，因而减少了对车辆的撞击，延长了 车辆的使用寿命。采用底卸式铲斗结构，铲斗的转角可以减小，这在一定程度上加大了 转斗挖掘力29-30。 1-铰点 2-开斗液压缸 图 2-2 底卸式铲斗 Fig2-2 The type of unloading from bucket bottom 太原理工大学硕士研究生学位论文 12 2.3 挖掘力数学模型的建立 数学模型就是为了某种目的，用字母、数学及其它数学符号建立起来的等式或不等 式以及图表、图象、框图等描述客观事物的特征及其内在联系的数学结构表达式。挖掘 力是衡量液压挖掘机挖掘性能的最重要指标之一，本文运用数学工具，根据挖掘机的机 构几何尺寸及力学规律，来推导挖掘力数学模型。 2.3.1 挖掘机各点位置坐标模型的建立 以动臂与平台铰接点 A 为坐标原点，建立直角坐标系 XAY（如图 2-3） 。设正铲动 臂（AC）对水平的倾角用 1 表示；动臂、斗杆夹角（ACH）用 2 表示；铲斗、斗杆 夹角（CHJ）用 3 表示。在挖掘过程中，只要确定了 1 、 2 、 3 即可确定挖掘机各 点位置坐标。 图 2-3 正铲液压挖掘机机构简图 Fig2-3 The structure sketch of face shovel hydraulic excavator 动臂上各点的位置坐标为： () () () = 11 1 1 1 1 cos cos cos cos CAGL L CAEL CABL X X X X AC AC AC AC G C E B （2.1） () () () = 11 1 1 1 1 sin sin sin sin CAGL L CAEL CABL Y Y Y Y AC AC AC AC G C E B （2.2） 太原理工大学硕士研究生学位论文 13 斗杆上各点的位置以 C 点为参考点，坐标为： () () () + + + = 2cos cos cos 212 21 21 2 HCGLX LX HCFLX X X X CGC CHC CFC G H F （2.3） () () () + + = 2sin sin sin 212 21 21 2 HCGLY LY HCFLY Y Y Y CGC CHC CFC G H F （2.4） 铲斗上各点的位置以 H 点为参考点，坐标为： () () () + + + = 32cos 2cos 2cos 3213 321 321 3 JHGLX JHGLX LX X X X HGH HGH HJH G G J （2.5） () () () + + = 32sin 2sin 2sin 3213 321 321 3 JHGLY JHGLY LY Y Y Y HGH HGH HJH G G J （2.6） 式中： i X ， i Y i 点的横坐标值，i 点的纵坐标值（i=B，C，E，）。 通过以上位置坐标标定方法，给定任意的 1 、 2 、 3 值，便可求出各个铰接点、重 心及斗齿尖的坐标位置。 2.3.2 油缸对铰点力臂的计算 设动臂液压缸 DC 对铰点 A 的作用力臂为 H1，斗杆液压缸 BF 对铰点 C 的作用力 臂为 H2，铲斗液压缸 FG 对铰点 H 的作用力臂为 H3。任意位置动臂长度为 E1，斗杆长 度为 E2，铲斗长度为 E3。 ()() ()() ()() + + + = 22 22 22 3 2 1 FGFG BFBF DEDE YYXX YYXX YYXX E E E （2.7） 由 2.3.1 中所得的各点位置坐标，可得各液压缸的力臂值： ()() ()() 1 1 E YYXXXXYY H ADDEDADE + = （2.8） ()() ()() 2 2 E YYXXXXYY H CBBFBCBF + = （2.9） 太原理工大学硕士研究生学位论文 14 ()() ()() 3 3 E YYXXXXYY H HFFGFHFG + = （2.10） 挖掘力方向取垂直于 CJ 连线方向（如图 2-3） ，则挖掘力对铰点的力臂为： ()()2 2 CJCJiC YYXXL+= （2.11） ()() ()() iC JACJJACJ iA L XXXXYYYY L + = （2.12） ()() ()() iC JHCJJHCJ iH L XXXXYYYY L + = （2.13） ()() ()() iC JMCJJMCJ iM L XXXXYYYY L + = （2.14） ()() ()() iC JNCJJNCJ iN L XXXXYYYY L + = （2.15） 式中： iC L挖掘力 i F对 C 点的力臂； iA L挖掘力 i F对 A 点的力臂； iH L挖掘力 i F对 H 点的力臂； iM L挖掘力 i F对 M 点的力臂； iN L挖掘力 i F对 N 点的力臂。 2.4 挖掘力分析 正铲挖掘机主要用于各种大规模露天矿山的开采及大型基础建设， 工作环境比较恶 劣，对象比较坚硬，因此须采用较小的切削厚度、较长的挖掘行程的挖掘方式，所以在 其工作过程中以斗杆挖掘为主，而动臂液压缸、铲斗液压缸主要起的作用是调节铲斗位 置和切削后角。 当斗杆挖掘将要完成时， 铲斗液压缸伸出， 破碎其工作面并进一步充斗， 然后动臂液压缸伸出，使铲斗分离物料。因此对正铲挖掘机来说，保证其工作的必要条 件是保证斗杆油缸在挖掘过程中产生必要的挖掘力， 同时考虑动臂油缸的提升力及铲斗 油缸的破碎力。而其充分条件是各个液压油缸的闭锁能力、整机稳定性、附着性能等 29-32。 太原理工大学硕士研究生学位论文 15 衡量正铲挖掘性能的标志是斗杆油缸挖掘力（或称挖掘力）和铲斗油缸挖掘力（或 称破碎力） 。正铲液压挖掘机的挖掘力可分为工作油缸的理论挖掘力、整机的理论挖掘 力和整机的实际挖掘力三类。 (a) (b) 图 2-4 铲斗、斗杆液压缸理论挖掘力计算简图 Fig2-4 The calculation sketch of theoretical excavating forces of bucket and arm cylinder 2.4.1 工作油缸的理论挖掘力 正铲装置主要采用斗杆液压缸挖掘。假定下列因素： 1. 不考虑工作机构自重和物料重； 2. 不考虑液压系统和机构效率； 3. 不考虑工作液压缸的被压。 如图 2-4（a）所示，铲斗挖掘时铲斗液压缸的理论挖掘力为： HJ oc L HF F 33 = （2.16） 式中：F3铲斗液压缸的理论最大工作推力（N），F3=P3A3n，P3为铲斗液压缸液 压系统工作压力（MPa） ，A3为铲斗缸大腔工作面积（mm2）,n 为液压油 缸的数目（单缸 n=1，双缸 n=2） 。 如图 2-4（b）所示,以铲斗和斗杆为隔离体，得斗杆挖掘时斗杆液压缸的理论挖掘力： 太原理工大学硕士研究生学位论文 16 CJ od L HF F 22 = （2.17） 式中：F2斗杆液压缸的理论最大工作推力（N），F2=P2A2n，P2为斗杆液压缸液 压系统工作压力（MPa） ，A2为斗杆缸大腔工作面积（mm2）,n 为液压油 缸的数目（单缸 n=1，双缸 n=2） 。 对于正铲装置，动臂液压油缸的理论挖掘力一般不予考虑。在挖掘过程中主要考虑 动臂油缸的提升能力及其闭锁能力。 2.4.2 整机的理论挖掘力 挖掘机在某一工况下工作液压缸的主动挖掘力是否实现主要取决于下列条件: 1. 挖掘机工作液压缸的闭锁能力； 2. 整机和地面的附着性能； 3. 整机工作稳定性； 4. 工作装置的结构强度； 5. 土壤(或其它作业对象)的阻力。 在该工况下，整机的挖掘力就是全面考虑上述条件后而求得的工作液压缸所能实现 的挖掘力值。 求整机理论挖掘力按下列假定进行： 1.考虑整机自重，有相对运动的构件重量分别计算，液压缸及活塞杆重量简化到连 接构件的铰点上(如图2-5)； 2.斗中物料重视为挖掘过程中主动液压缸长度的分级线性函数，其重心与铲斗重心 一致； 图 2-5 液压缸、活塞杆重量计算简图 Fig2-5 The gravity calculating sketch of hydraulic oil cylinder and piston rod 太原理工大学硕士研究生学位论文 17 3.不考虑液压油缸小腔背压； 4.不考虑连杆机构和液压系统的效率； 5.不考虑煤料阻力和工作装置结构强度的限制； 6.不考虑其它因素如停机面坡度、风力、惯性力、动载等的影响。 图 2-6 力学模型简图 Fig2-6 The sketch of mechanics model 如图2-6所示工况斗杆液压缸挖掘，斗杆液压缸主动作用产生的挖掘力为 od F。假定 斗齿运动轨迹的切线方向为挖掘力的方向，即图中垂