（机械电子工程专业论文）液压车辆牵引特性研究.pdf

摘要 从液压工程车辆驱动系统的四部分一发动机、液压泵、液压马达、行走机构的研究 出发，对其各部分进行了参数的合理匹配与最佳控制方式的选择，从而使车辆牵引特性 达到最优化为本文的研究目的，此即车辆液压动力学的主要内容。 论文首先从工程车辆的特性与工作原理出发，将其分成牵引型和非牵引型两类，对 其性能实现方法进行了分析；对液压传动技术进行了研究；对牵引动力学进行研究回顾， 在此基础上提出了液压牵引动力学的新思想。 对牵引性能参数在行走机构滑转曲线上的配置与控制进行了分析；通过分析发动机 与液压传动装置的参数匹配，变量液压泵与马达性能参数的选择与匹配，以及液压马达 的参数匹配等原理，在此基础上得出了发动机一泵一马达组成的负荷驱动系统的控制目 的及控制方法。即，发动机恒功率工作，液压元件( 液压泵、液压马达) 性能参数的匹 配实质是在工作性能、寿命与可靠性、成本之间进行综合平衡。 从确定驱动力，列出牵引力、牵引功率平衡方程等方向出发，根据动力学、运动学 并结合效率对液压驱动工程车辆牵引特性进行了分析研究；对液压车辆牵引特性进行数 学建模、分析计算，用m a t l a b 绘图工具进行了牵引特性曲线绘制并与传统机械传动 与液力传动车辆进行了比较分析，表明了液压驱动工程车辆综合性能指标的优越性。 关键词：工程机械，牵引特性，参数匹配，控制方法，液压车辆 a b s t r a c t a c t u a t e st h es y s t e mf r o mf o u rp a r t so ft h eh y d r a u l i cp r o j e c tv e h i c l e s - e n g i n e s ，t h e h y d r a u l i cp u m p ，t h eo i lm o t o r , t ow a l kt h eo r g a n i z a t i o nr e s e a r c ht oe m b a r k ，h a sc a r d e do n t h e p a r a m e t e rr e a s o n a b l em a t c ha n dt h eo p t i m i z i n gc o n t r o lw a y c h o i c et oi t sv a r i o u sp a r t ，t h u s e n a b l e st h ev e h i c l e st r a c t i v ec h a r a c t e r i s t i ct oa c h i e v et h eo p t i m i z a t i o nf o rt h i sa r t i c l er e s e a r c h g o a l ，t h i si sp r i m a r yc o v e r a g eo ft h ev e h i c l e sh y d r a u l i cd y n a m i c s t h ea r t i c l ef i r s te m b a r k sf r o mt h ep r o j e c tv e h i c l e sc h a r a c t e r i s t i ca n dt h ep r i n c i p l eo f w o r k ，d i v i d e si ti n t ot w ok i n d so ft h eh a u l i n ga n dt h en o n h a u l i n g ，h a sc a r r i e do nt h ea n a l y s i s t oi t s p e r f o r m a n c er e a l i z a t i o nm e t h o d ；h a sc o n d u c t e d t h er e s e a r c ht ot h eh y d r a u l i c t r a n s m i s s i o nt e c h n o l o g y ；h a sc a r r i e do nt h er e s e a r c hr e v i e wt ot h eh a u l i n gd y n a m i c s ， p r o p o s e dt h en e wt h o u g h to ft h eh y d r a u l i ch a u l i n gd y n a m i c s i nw a l k si nt h eo r g a n i z a t i o ns l i p p i n gc u r v ed i s p o s i t i o nt ot h et r a c t i v eq u a l i t yp a r a m e t e r a n dt h ec o n t r o lc a r r i e so nt h ea n a l y s i s ；t h r o u g ha n a l y z e st h ee n g i n ea n dt h eh y d r a u l i cg e a r p a r a m e t e rm a t c h ，t h ev a r i a b l eh y d r a u l i cp u m pa n dt h em o t o rp e r f o r m a n c ep a r a m e t e rc h o i c e a n dt h em a t c h ，a sw e l la so i lm o t o rp r i n c i p l e sa n di t sp a r a m e t e rm a t c h ，h a v eo b t a i n e dt h el o a d a c t u a t i o ns y s t e mc o n t r o lg o a la n dt h ec o n t r o lm e t h o di nt h i sf o u n d a t i o nw h i c hc o m p o s e st h e e n g i n e - p u m p - m o t o r n a m e l y , t h ee n g i n ep e r m a n e n tp o w e rw o r k ，t h eh y d r a u l i cp a r th y d r a u l i c p u m p ，o i lm o t o rt h ep e r f o r m a n c ep a r a m e t e r m a t c he s s e n c ei sb e t w e e nt h eo p e r a t i n g p e r f o r m a n c e ，t h el i f ea n dt h er e l i a b i l i t y , t h ec o s tc a r r i e so nt h eo v e r a l lb a l a n c e t h r o u g ht h ed e t e r m i n a t i o no fd r i v i n gi n f l u e n c e ，l i s t st h ef o r c eo ft r a c t i o n ，d i r e c t i o n sa n d s oo np u l l i n gp o w e rb a l a n c ee q u a t i o ne m b a r k s ，d r i v e nm e c h a n i c s ，t h ek i n e m a t i c sa n du n i f i e d t h ee f f i c i e n c yt oc a r r yo nt h ea n a l y s i sa n dt h er e s e a r c ht ot h eh y d r a u l i ca c t u a t i o np r o j e c t v e h i c l e st r a c t i v ec h a r a c t e r i s t i c ，t h u sc a r r i e do nm a t h e m a t i c sm o d e l l i n gt ot h eh y d r a u l i c v e h i c l e st r a c t i v ec h a r a c t e r i s t i c ，t h ea n a l y s i sc o m p u t a t i o n ，d r e wac h a r tt h et o o l 、) r i t hm a t l a b t oc a r r yo nt ot h et r a c t i v ec h a r a c t e r i s t i cc u r v ed r a w su pa n dh a sc a r d e do nt h ec o m p a r a t i v e a n a l y s i sw i t ht h et r a d i t i o n a lm e c h a n i c a ld r i v ea n dt h ef l u i dd r i v ev e h i c l e s ，h a sc a r r i e do nt h e a n a l y s i st oi t ，t h u sv e r i f i e dt h a t t h es u p e r i o ro fh y d r a u l i cv e h i c l e so v e r a l lp e r f o r m a n c et a r g e t k e yw o r d s ：p r o j e c tm a c h i n e r y ，t r a c t i v ec h a r a c t e r i s t i c ，p a r a m e t e rm a t c h ，c o n t r o lm e t h o d ， h y d r a u l i cv e h i c l e s 论文独创性声明 本人声明：本人所呈交的学位论文是在导师的指导下，独立进行研究工作 所取得的成果。除论文中已经注明引用的内容外，对论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。本论文中不包含任何未加明 确注明的其他个人或集体己经公开发表的成果。 本声明的法律责任由本人承担。 论文储繇聚卡 枷7 年 矽日 论文知识产权权属声明 本人在导师指导下所完成的论文及相关的职务作品，知识产权归属学 校。学校享有以任何方式发表、复制、公开阅览、借阅以及申请专利等权 利。本人离校后发表或使用学位论文或与该论文直接相关的学术论文或成 果时，署名单位仍然为长安大学。 ( 保密的论文在解密后应遵守此规定) 论文作者签名： 导师签名： 苏乍 扮哆 2 口哆年岁月2 矿日 1 ”胁帚 长安大学硕士学位论文 第一章绪论 1 1 工程车辆的特性与工作原理 在动力、燃料经济、作业生产率等综合性能指标约束条件下，研究车辆牵引系统各 部件发动机、行走机构、传动系、工作装置的工作性能，建立牵引系统的动力学模 型，此即工程车辆牵引动力学的基本任务。对该动态模型进行解析，建立各部件牵引总 体参数匹配理论及系统最优化输入、输出与动态控制理论，使车辆在外部动态负荷变化 的地面条件下实现其最高综合性能指标【。 1 1 1 工程车辆的分类与特点 按牵引原理，工程车辆可分为牵引型、非牵引型两类。 牵引型车辆如推土机等铲土运输机械多为被动型平移式工作装置。其工作装置除切 土初期或卸土期需要消耗发动机功率外，在其它工作中均处于被动状态，通过车辆行走 机构提供的牵引力进行工作。其特征如下：1 工作装置在主要工作过程中始终处于被动 状态，因此称为被动型机械；2 只有在车辆推动下，被动型工作装置才能工作，其运动 轨迹与车辆的行走方向平行，因此称之为平移式工作部件；3 主要工作须在牵引下进行， 因而称为牵引型车辆；4 通过行走液压系统传递所需的牵引功率，因而牵引型车辆的发 动机与液压传动装置之间为全功率匹配，是单系统工作机械；5 车辆须通过牵引元件( 履 带、轮胎) 与地面相互作用才能发挥其牵引功率，考虑到地面这种车辆以外的因素，这 种外部因素约束着车辆的性能，称这种牵引传动系统为外部传动系统：6 牵引型车辆不 要求工作速度的稳定性是由于无作业质量要求，因此仅追求负荷与速度间的自适应能 力，目的是充分降低比油耗，利用发动机功率，提高作业生产率，从而实现更好的经济 性、动力性、作业生产率【1 2 】。 与牵引型机械相反，非牵引型机械如振动压路机多为主动型非平移式工作装置。其 特征如下：1 工作装置在作业中，不仅在牵引系统的带动下前进，而且完成各种动作进 行作业是依靠自身主动传动系统的驱动进行的，如振动压路机振动轮的振动，拌和机转 子的旋转，摊铺机的刮板输料、螺旋分料等，工作装置本身的运动方式并非一定是平移 的而为多种多样的，工作装置的驱动常常消耗着车辆的主要功率，牵引功率却为其次， 称为非牵引型车辆；2 工作装置的驱动系统通过内部直接传动而无需外部地面作用，因 而称其为内部传动装置；3 由于牵引系统与发动机之间为部分功率匹配在作业工况下， 1 第一章绪论 故为多系统工作机械；4 考虑到较小的牵引负荷，因此对车辆地面的约束条件及牵引性 能等问题较少考虑；5 非牵引型车辆的牵引负荷往往是种平稳过程，是类似静载的；6 非牵引型车辆要求作业时速度的稳定性，是因为作业质量多有要求，追求的主要指标是 作业质量，其次才是经济性、动力性、作业生产率，而非负荷与速度之间的自适应调节 【9 】 0 1 1 2 工程车辆的控制原理及性能实现方法 非牵引型与牵引型车辆的不同特点使这两类车辆的行走驱动系统有着完全不同的 设计思想与原则。 牵引型车辆与发动机按照全功率进行匹配，为单系统的行走液压系统，液压传动装 置的控制方式在发动机全部工作转速范围( n o ) 内为：吸收发动机功率是按理想 的目标值负荷率，通过调节泵和马达排量的大小，使外界负荷适应吸纳的功率。尽量使 液压装置工作在高效区，最终实现具有高指标的经济性、动力性、作业生产率及自动化 操纵的目标。 非牵引型车辆的行走传动仅为工作系统之一，并且常常在作业时行走系统并不为最 大功率系统，为多系统车辆，因而发动机与行走系统之间按部分功率匹配。考虑到行走 系统还有运输工况，在此工况下，非牵引车辆与牵引车辆行走系统无差别，若发动机与 行走液压传动装置也按全功率匹配，则非牵引车辆可以提高其运输工况的行驶能力。对 不同要求的非牵引车辆运输工况能力，使同一机械的行走液压传动装置及发动机功率的 差别很悬殊。由于需要严格要求作业质量，在作业工况，非牵引车辆必须保持行走速度 的稳定性，牵引车辆液压传动控制的灵魂自适应完全失效于负荷与速度之间调节。 这需要多系统负荷之间的控制协调、发动机某一转速下的恒扭矩控制、以及行走的恒速 控制。多为连续作业方式的非牵引车辆，选用固定油门来操作发动机，大功率要求以及 稳定的速度要求使发动机油门只能固定在与一转速之间且靠近额定转速处， 一区间是无法工作的。 额定转速与最大扭矩转速一之间，发动机的额定扭矩在该区间扭矩取得最小 值，因此作为车辆各系统扭矩的匹配值，选择发动机额定扭矩m ，只要能够保持控制 系统在任意时刻扭矩之和不超过m 或不大于某一值，则发动机发动机都能保持大 2 长安大学硕士学位论文 致不变的稳定转速在与一之间任一固定转速下工作时。 依照上述思想，行走系统有两种控制方式：1 按照整机匹配时分给自己的某一固定 转速碍和部分扭矩m ，下，行走系统进行工作，在输入转速惕和输入扭矩固定( 最大值 为m ，) 的条件下传动装置进行工作，以达到某一稳定输出转速，z ，为原则，此即独立方 式。这一稳定的转速输出与牵引负荷无关；2 在设定的稳定输出值基础上，行走速度同 时受工作装置少量负荷的控制，工作装置增大负荷要求行走降低速度，此即交互控制方 式。 非牵引车辆行走系统的独立控制方式可看作具有动力独立输入装置的一个传动系 统，较为简单，不再赘述。下面讨论交互控制方式。 对各液压工作系统的输出参数，利用多种传感器与微控制器组成的控制装置进行实 时检测并计算，将发动机目标值功率与各系统的总功率进行比较，然后决定各工作系统 的参数控制方向，是减小还是增大输出参数。其原则是使机器有最好的经济性、动力性 和作业生产率，保证发动机目标值功率与各系统功率之和保持一致。由机器工作的质量 要求确定各工作系统输出参数的约束条件，即工作装置参数的输出和行走速度的组合应 能使作业质量合格。从控制原理来讲，除了使控制参数增加而增加工作装置系统，相比 前述牵引车辆微控制器控制方式，这种控制方式除了有作业质量约束条件外，并无质上 的差别。简单化，可按恒扭矩方式进行控制，即取发动机的目标值扭矩为额定扭矩m ， 在发动机工作的任意固定转速下( n m 。践 磊) ，并且在整个作业循环中 辅助工序所占的比例越大，以就越偏离瓯，当车辆为纯运输车辆时，这一偏离达即到 极限。 典型粘性新切土质条件，轮式车辆酩= 2 0 0 0 , - 2 5 ，瓯= l o 左右，牵引力之比 乃2 0 8 4 0 8 7 ；轮式装载机辅助工序比例大酩= 3 0 3 5 ，露2 0 8 0 ；履带车辆 如2 1 0 1 5 ，5 5 。o 6 ，相应易2 0 8 5 0 8 8 。 在突然超载时，保证车辆行走机构首先发生滑转，而使变矩器不进入低效区或发 动机不熄火。即提供一个准确操纵工作装置从而使负荷的信号降低，减轻频繁盲目操作 的强度，并利用滑转进行过载保护，同时使行走机构平均驱动功率m 即变矩器或发动 机平均输出功率为最大。参数匹配为：地面打滑附着力圪应小于变矩器高效区最大转矩 或发动机最大转矩对应之牵引力瓦戤( 图2 2 ) 。 7 第二章牵引性能参数在行走机构滑转曲线上的配置与控制 氏 f 0 ， 、 g 循环伟业 弋 图2 2牵引参数在滑转曲线上的匹配 使行走机构瓯点( 连续作业车辆) 或霸点( 循环作业车辆) 与工作装置的额定 负载相匹配。 规定工作装置满斗( 满铲) 时的额定牵引负荷为平均阻力，连续作业车辆过程平均 值凡为额定负荷，负荷为平稳随机过程，循环作业车辆额定负荷为最大平均值f ，一， 为非平稳随机过程，将f ，、f ，懈分别匹配在瓯和露点上，此即实现了匹配。 车辆按上述理论作业时，在滑转曲线上，行走机构不断变换工作点，牵引效率不 断变化，由负荷的变化，驱动功率m 也不断变化，因而其牵引功率坼= 珊m 随负荷变 化的变化更快。当负荷达到额定负荷f ，一( f ，一= 乃) 并发生超载( 轮式车辆乞 1 1 5b ；轮式装载机1 1 日；履带车辆大约超出f ，一的1 0 左右；历1 1 最) 时， 车辆全滑转而使超载保持。 2 2 传统车辆牵引参数匹配方法存在的问题与改进措施 基于静态观点讨论问题，传统车辆牵引参数匹配方法主要表现为两方面：1 特性为 静态滑转曲线且行走机构工况稳定；2 车辆工作过程是种对变化负荷被动适应的过程， 传动系统与工作装置负荷不可调节控制。 存在的主要问题： ( 1 ) 通过理论估算获得或是在静态工况下试验测得参数匹配使用的静态滑转曲线， 实际动态工况下，车辆的滑转曲线与静态曲线存在很大差异。其影响因素有垂直负荷造 成的附着重量变化，地面条件变化，动态负荷改变地面与行走机构相互之间作用的方式 鲞苣 1 to r 长安大学硕上学位论文 相对含水量在0 4 - 4 3 6 范围内，艿= 0 , - 4 3 5 的自然密实的粘性新切土，静态滑转曲线可 表示为【1 a , 3 0 , 3 3 】： 履带车辆 轮式车辆 6 = 。5 - - - f - - f + 3 9 2 吾- 1 4 1 6 = 。- - f - - f + 9 2 5 ( 吾- 8 ( 2 1 ) ( 2 2 ) 通过试验统计，可以给出动态滑转曲线的估计值，它是在一个很大的区域内变化的， 其试验应包含各种影响动态滑转曲线产生的主要因素，这方面研究极不充分，在其他动 态因素作用下，地面条件为粘性新切土不变，履带车辆的动态滑转曲线拟合方程可取为 3 0 6 - q - f - - f + 2 i 4 眩3 ) 静态滑转曲线f i ( f ) 与动态滑转曲线以( f ) 的形状如图2 3 示。 在滑转率较小范围内，比较这两种曲线可知，静态滑转率远小于动态滑转率，而6 至0 5 以后，静动态滑转率相接近。这是因为当6 达n o 5 以后，随牵引力的微小增加即 发生全打滑，对应于地面附着力瓦时即可认为6 = 0 5 实际上就是打滑工作点。静态曲线 的全滑转已是一种动态工况，在此状态动静态曲线己无本质区别。实际上，行走机构滑 转率由于动态负荷的随机性而围绕疋曲线随机变化，车辆实际上的工作点即使按严格要 求进行参数匹配，仍要围绕匹配点变化，表现为随着滑转率的增大速度同时降低，从而 使平均牵引力变小，降低了平均牵引功率。 6 。 o 。5 0 o 3 5 o 3 0 o 2 0 6 占 0 f lf 8 f f 图2 3 履带车辆静、动态滑转蓝线比较 ( 2 ) 滑转只是给出了驾驶员一个需要调节工作负荷的操纵信号而已。利用行走机 9 第二章牵引性能参数在行走机构滑转曲线上的配置与控制 构全滑转以防止发生超载，虽然可以限制变矩器进入低效区或防止发动机熄火，但行走 机构因滑转而丧失了行走速度，同时丧失了牵引功率而无法作功，达不到提高牵引功率 的目的。其次，全打滑工况( 6 = 1 ) 与额定牵引力工况日( 露) 相距很近，两者差别仅 1 0 , - 。1 5 ( 见图2 3 或式( 2 1 ) 式( 2 3 ) ) 。因此，只要牵引负荷稍微增加一点，行 走机构就会发生全滑转，滑转会频繁发生在实际的动态负荷条件下。这种打滑特别对轮 式装载机和某些履带车辆更加严重，因为它们的额定滑转率6 h 高达3 0 3 5 。 这里存在一个最大的问题：频繁全打滑会使牵引功率丧失，加剧驾驶员的操纵强度， 严重磨损轮胎。 ( 3 ) 如图2 4 a 所示，牵引参数匹配理论把持续工作中的满铲平均负荷f ，额定 负荷与连续作业机械最大驱动功率m 。戡点同时匹配在最高效率滑转率磊处，连续作业 机械的负荷为一种平稳的波动较小的随机过程，因此，利用这种匹配方法可以使牵引功 率、牵引效率、驱动功率、生产率均达到最大值，从而保证车辆工作在匹配点上。 图2 4 连续与循环作业机械负荷特性 对于负荷为波动剧烈、非平稳、周期变化、随机过程的循环作业车辆来说，可以简 化其负荷过程为标准模式如图2 4 ( b ) 所示，即工作循环的组成包括牵引作业工序( 假设 为非平稳随机过程) 和辅助工序( 为平稳随机过程) 两部分，并假设牵引作业用一档， 辅助作业用二档，且各自周期设为t 1 ，t 2 ，工作循环中的车辆多进行换档调速来进行工 序转换。但在牵引作业工序中，大多数采用一个档位完成牵引作业工序。牵引作业工序 上，将铲装末期的最大平均负荷f 。_ 一额定负荷匹配在6 h 点上，此时附着重量对应 1 0 长安大学硕上学位论文 为q 。( 图2 5 ) ，同时，如果能保证牵引作业工序的平均负荷，匹配在瓯点附近，则有 可能保证获得最高生产率和获得最高的平均牵引功率丙r 。但是，不同车辆具有不同 的工作模式，表现为具有不同的牵引作业工序和辅助工序，在不同的使用条件下，即使 是同一个车辆，它的的工作模式差异也很悬殊，即就产生以下两方面问题： 开r m 珂，n 6 - 2 ， o 心二挡 虬一榜 瓦 民k f 图2 5 循环车辆多档位工作时变附着重量的最佳匹配 1 不能保证所有车辆在牵引作业工序中匹配f h m “在“点时，f l 加双一定会在瓯点 附近，即牵引工序在一档工作就很难保证准确的参数匹配，因而很难保证一定会取得最 大的生产率和最大的平均牵引功率。 2 由于平均负荷为f ：，且负荷减小，循环作业车辆工作在辅助工序时，车辆的工 作档位为二档。这是一个平稳随机过程，由于平均负荷匹配在最大牵引效率点才可以获 得最大平均牵引功率，故按上述观点，应匹配f ：，于瓯处，附着重量按此要求对应为q ： ( 图2 5 ) 。这表明，为达到最大生产率绋。和最大的平均输出功率r 一，对于具有不 同工序不同档位工作的车辆必须采用变附着重量结构。然而，这显然对于许多车辆而言 都是无法实现的。因而在理论计算时，车辆均使用计算由牵引工况的附着重量瓯，确定 的滑转曲线。辅助工序二档在此情况的平均负荷：。对应之滑转率为艿t ，万。，与：，的显 著差异使6 远小于瓯，故最高牵引效率叩n m 舣也就远大于辅助工况之牵引效率叩n ，从 而使选用变重量结构时可能达到的最高牵引功率坼：一= m ：一叩r ：一远大于辅助工况之 平均牵引功率n t 2 2m 2 m a x 叩 ( 4 ) 工况近似静态的连续作业车辆负荷较平稳，若要保证车辆在其最大驱动功率 第二章牵引性能参数在行走机构滑转曲线上的配置与控制 m 。点附近工作，只需用一个固定的档位工作即可；循环作业机械要用多档位变换工 作，因为其负荷变化范围大，常会使车辆在驱动功率的较低值( m ，、m ：的波谷处) 处工作，这些工况牵引效率较低，必将影响其发挥牵引功率。 解决措施： 综上，工程车辆存在的主要问题发生在循环作业机械上，车辆最佳的工作状态总结 如下：在任何工况下，在任何时刻行走机构不发生全打滑且按动态条件工作，驱动系统 均不超载且发挥最大功率，才能使车辆发挥最大生产率和最大牵引功率。解决上述问题 可考虑以下三方面： ( 1 ) 在相当大的转速、排量和压力范围内，液压元件均能保持较稳定且较高的传 动效率，为保证在负荷变化的过程中的驱动功率m 始终保持最大值m 。缸，可对传动系 统采用液压无级恒功率调速的方法，水平虚线( 最大驱动功率线) 如图2 5 上部所示， 这不仅可保证车辆在各工序的额定负荷f - ，一、平均负荷f k 、f z ，处取得合理的参数匹 配，且可以保证由于工作模式变化而引起负荷特性变化时仍取得合理的参数匹配，从而 可获得最大生产率和最大牵引功率。 工程车辆实际工作在动态滑转曲线上，动态滑转曲线上与f ，。和n ；对应的6 鹚、 6 咖远大于6 日、6 乙( 图2 3 ) ，车辆的附着重量按动态滑转曲线进行匹配，应比静态计 算的q ，更大才能使6 耐、6 咖值接近6 、6 。，但这样以来会导致运输工况的牵引效 率降低，同时滚动阻力( 与瓯成正比) 消耗增大。 ( 2 ) 利用工作装置和传动系统双重过载控制方法，在接近全滑转前即降低负荷并 切断驱动力，使车辆连续工作在自动控制状态下，从而减小驾驶员的操纵强度并提高生 产率，及避免滑转损失。 ( 3 ) 对循环作业车辆具体的工作模式进行细化研究，据不同档位、不同工序平均 负荷的不同差异，确定一种使各工序的平均牵引功率之和为乃最大值的折中的参数 匹配方法。读图2 5 可知，这是一种折中的求附着重量的方法。介于按上述的牵引参数 匹配方法，求得这一新附着重量gi 介于附着重量q ，和计算按辅助工况牵引力f ：，( 磊) 得之附着重量q ：之问。 1 2 长安人学硕士学位论文 2 3 液压驱动车辆行走机构参数匹配与控制方法 归纳液压车辆行走机构参数匹配与控制方法 3 , 7 , 3 9 4 7 1 如下： ( 1 ) 使静态参数匹配方法确定的行走机构滑转曲线上的额定工况点保持不变，即 对循环作业机械为霸点，对连续作业机械为瓯点，并为实现这一匹配，应合理选择附 着重量瓯。 ( 2 ) 在判定超载发生准确的前提下，通过控制工作装置负荷和控制传动系统驱动 力来解决行走机构全滑转。车辆由于在全打滑时已经丧失了其牵引功率。超载判定的合 理性超前于全打滑之前，在全打滑前的某一时刻表现为滑转率值为氏值时进行超载 保护控制。因此，必须首先规定车辆的最大滑转率屯值。 由试验得出最大牵引力点的相对牵引力为丸对应之滑转率即可规定为6 。，这一6 值既符合控制较小的滑转速度损失要求，又符合车辆发挥最大牵引力的要求。 滑转率数值对于轮式车辆，由于西高达( 3 0 3 5 ) ，可取f = ( 屯) = 露( 晚) 。对履带 车辆可取为( 1 5 3 0 ) ，为了方便，在控制运算中可将滑转曲线近似地简化为如下2 段线 性结构( 图2 6 ) 。 西= “ 6 h o 由8屯西 由 毒丸， 艇屯 旺4 ) 垃型点螋 d屯1 6 。 实际中，主要使用6 屯段，另一段可以不予考虑。 ( 3 ) 液压驱动工程车辆恒功率的速度自适应控制可在工况变化中使车辆实现最大 1 3 第二章牵引性能参数在行走机构滑转曲线j ：的配置j 控制 功率输出且获得最大生产率。 ( 4 ) 任何使行走机构滑转率达到屯点即为超载，超载打滑是个相对概念，超载包 含两方面含义： 传动系统超载而行走机构没有打滑，应同时控制工作装置减载和控制传动系统负 荷调节； 传动系统没有达到额定值而行走机构打滑，应通过控制工作装置来降低负荷。 ( 5 ) 液压驱动工程车辆通过测定系统压力p 、发动机转速心( 泵转速n b ) ，马达转 速、马达排量d 册、泵排量见、发动机节气门位置x ，就可实现行走机构与车辆液压 系统的匹配和控制。测量行走机构的参数与测量传统车辆相同，车辆控制简图如图2 7 所示。这一控制系统不但可以控制最大生产率与车辆极限负荷，还可以通过相关的程序 设计实现与发动机之间的恒功率或变功率自适应控制等，从而使车辆生产率、动力性、 和经济性的高度综合性指标要求得以全面实现，同时达到自动化 1 4 , 2 3 , 3 9 】。 图2 7液压驱动车辆极限负荷与最大生产率控制框图 1 4 长安大学硕上学位论文 2 4 本章小结 ( 1 ) 在负荷变化过程中，采用恒功率速度自适应控制可保证使液压驱动车辆传动 系统始终发挥最大驱动功率m 一，此即实现车辆综合性能指标最优化的必要条件。 ( 2 ) 可利用行走机构最大滑转率瓦( 实际的动态值) 作为控制车辆最大生产率和 极限负荷的信号，对轮式和履带车辆吒均取3 0 0 o - , , 3 5 ，滑转率屯与牵引力f 的关系可 表示为线性关系( 图2 6 ) 。 ( 3 ) 基于合理匹配行走机构滑转曲线动态参数与液压车辆牵引性能参数，并控制 其最大生产率与极限负荷，即构成最大化车辆综合性能指标的充分条件。 ( 4 ) 通过对车辆的实际行驶速度进行检测来计算瓯值。为避免检测的困难，可改 为对最大牵引力巴( 屯) 进行检测而取代之，对液压车辆而言，即为检测极限压力己。 ( 6 ) 本章所提出的参数匹配与极限负荷控制法同样可以指导机械与液力机械传动 车辆。 1 5 第三章液压驱动t 程车辆牵引性能参数的配置与控制 第三章液压驱动工程车辆牵引性能参数的配置与控制 若要实现在大的调速区间形成理想的传动系统，只有采用无级变速传动才有可能， 同时辅以适当的控制装置配合，它能保持高效率，并且使发动机的输出转矩及其转速适 应外部负荷的变化而变化。而液压传动目前是可控制性好，且具有这种无级调节能力的 传动装置，不但如此，液压系统有很多优点，如能防止发动机超负荷，容易实现正反转 等一系列特点，所以大大提高了车辆的作业生产效率与性能。其效率足以弥补因采用液 压传动而引起制造成本的提高。 要求负荷针对的各作业工况不同，把液压车辆看作一个由发动机、负荷和传动系统 三部分组成的负荷驱动系统，提出最合理、最适于液压传动系统和发动机的控制装置及 原理。本章主要讨论其关键问题发动机与液压传动装置的参数匹配及控制原理 【l ，3 ，7 ，4 1 1 。 3 1 发动机与液压传动装置的参数匹配及控制原理输入控制 3 1 1 控制目的及理论 1 ) 发动机控制目标 图3 1 所示为发动机的万有特性与调速外特性，纵坐标为输出转矩m ，横坐标为发 动机转速吃，等油耗线g 。为实线环线，等功率线m ，为虚线双凸线。发动机等油耗线与 等功率线的切点是该功率下的最低油耗点，各等油耗曲线相连着等功率不同的负荷曲线 的切点，如图3 1 中曲线a b 所示，构成一条最经济的控制曲线，这就是理想的经济性 目标控制曲线。 对于发动机来说，综合性能指标必须同时包含动力性与经济性的要求，需要在功率 充分发挥的前提下追求经济性。是否能充分发挥动力性能，对于上述经济目标曲线工作 时来说，是个需要讨论的问题。 1 6 长安大学硕上学位论文 0 n e 图3 1 发动机万有特性与调速外特性 发动机最大功率( 1 5 m i n 功率) 对应之外特性在最低油耗( a 点) 与冒烟界限( c 点) 之间的b 点上( 图3 2 ) ，而彳点对应的外特性，一般相当于1 2 h 或1 h 的标定功率。 通过统计大量的国内外发动机标定功率，在同一转速下，最低油耗功率( a 点) 外特性 与最大功率( b 点) 外特性约相差1 0 1 5 ，一般取1 h 或1 2 h 标定功率为工程车辆的 装机功率，其转矩外特性曲线的动力性最高，与图3 1 1 1 所示的经济目标曲线相吻合， 曲线穿越发动机的最低油耗区。即油耗的最低点在最大转矩附近，并且经济油耗工作区 域是在额定转矩与最大转矩之间一段很大的转矩外特性上。因而从动力性和经济性的角 度来看，取1 2 h 标定功率的外特性作为发动机的控制目标曲线是比较合理的，同时也满 足工程车辆装机需要以使可靠性寿命提高。 g o 图3 2 发动机负荷特性 考虑到液压传动装置与发动机组成系统时，可能产生一定的控制误差导致发动机负 荷转矩波动，尽管波动不会太大，但由于发动机在外特性上工作，较小的波动也会引起 转矩较大的变化，这一波动会使调速器不起作用，从而加大了油耗，并降低发动机平均 输出功率，因此希望发动机在调速域工作时，沿着一条比外特性略低的目标益线工作， 调速器仍会保持工作转速在少量的负荷波动下的稳定性，此即调速器的作用。按照这一 想法取外特性降低2 5 选择1 2 h 标定功率或取外特性降低1 0 左右选用l h 标定功率 1 7 第三章液压驱动工程车辆牵引性能参数的配置与控制 作为控制目标曲线，在变负荷工况下充分利用发动机调速器控制以及液压控制的双重作 用，使发动机具有最合理的寿命且达到最好的燃料经济性和动力性。 2 ) 泵的静态控制目标 液压系统作为一个动力变换与传递装置，它的性能要求在满足发动机控制目标要求 的前提下，在大的调节范围内高效率地变换动力。 发动机同液压泵之间存在以下关系( 不计补油泵消耗和量纲) 札：n v a p ( 3 1 ) 叩， 式中：m 发动机驱动泵的净功率，k w ； 疗泵的驱动转速，r r a i n ； 矿泵的理论排量，m l r ； 卸泵的进出口压差； 7 7 f 泵的机械效率。 所有的系统，液压泵最终都按式( 3 1 ) 所示条件调节其排量。在恒压耦合系统中， 其输出压力是由泵主动设定的，二次元件的排量是由外负荷转矩决定的，而在流量耦合 系统中，外负荷转矩与马达排量决定着泵的输出压力卸。 由变量泵效率公式可知，应保证泵尽量在大排量下工作，由于泵排量比卢增大对应 其总效率与机械效率就升高。虽然转速 和工作压力p 也影响着泵的效率，但转速玎取 决于发动机的工作需要，p 的值在压力耦合系统中由设定决定，或在流量耦合系统中 取决于负荷和马达排量控制。这两个参数并不由泵的控制来解决，只是选择匹配问题， 泵所能控制的只是自身的排量y 的大小。当因整机的匹配确定了压力卸与n 的取值范围 以后，在此范围内，可认为效率7 7 f ，仉是卢的单值函数，并在卢= 1 时取得极大值。 据此结论及式( 3 1 ) 条件，为使达到最高的液压传动装置效率且使发动机达到最佳 的燃料经济性和动力性，就应使发动机按控制目标曲线工作，同时尽量使泵工作在最大 排量之下。发动机转矩控制目标曲线为m 。= m 。( 玎) ( 图3 3 ) ，功率控制目标曲线为 n 。= n 。( 甩) ，检测卸和 7 的量，并取仇为一均值( 若有元件在卸，刀，卢具体条件下 1 8 长安人学硕士学位论文 的实验数据库吼( 卢，z ，a p ) 则取试验值更好) ，液压泵的控制目标值如下 矿：坐盟堕! 壁：生：尘( 3 2 ) 卸刀 满足这个基本关系的v 值是发动机达到最佳工况的必要条件，也是液压传动装置的 最佳工况。 3 ) 发动机液压传动系统的控制目标 上述研究表明，合适的选择并确定发动机的负荷率是发动机与液压系统控制目标的 核心所在。然而，液压系统与发动机对于一个实际系统而言其控制目标之间多少存在一 定的差别，因此，当液压传动装置与发动机组合成一个复合动力装置时，为使复合动力 装置的综合性能达到最佳值，应充分考虑其各自特点，确立合理的控制目标。这方面问 题如下： m e m t ，珊j hn on m r n a xn hr i o 图3 3 发动机转矩外特性与转矩控制目标值 ( 1 ) 在怠速点，发动机对应之控制目标转矩为m “( 图3 3 中彳点) ，泵此时 开始启动，且启动排量为零，按式( 3 2 ) 所给控制式计算得到的压力卸应为无穷大。 而实际上液压系统的最高压力是有限的，不可能是无限大，系统在溢流状态也不可能完 全吸收和利用目标转矩。故在起动工况下，泵对应之目标转矩不是m 叫而只能是零。并 且实际可以达到的控制与目标转矩的差距还要持续一个时间段，而转速的变化或这个时 间段的长短取决于以下小负荷长时间工作，同时可把；。戤转速域定义为发动机的 过渡工作区。因此，在；。一区间，图3 3 所示之曲线1 或2 为泵的实际控制转矩 曲线，由个性化特色所要求，不同车辆可以有无数个不同形状的曲线，曲线形状决定着 1 9 第二三章液胝驱动u t 程车辆牵引性能参数的配置与控制 车辆在过渡工作区的加速性能，毋庸置疑，在m 觚( b 点) 及其附近点处可实现理想的 目标转矩控制( 液压泵为全排量) 。 显然，泵的理想目标与实际控制目标之间有着一定的差距，液压泵效率因排量小于 全排量而降低，结果使发动机在过渡转速区功率利用较低且油耗加大。折中考虑，可选 用不同的控制曲线来平衡液压泵效率、发动机经济性、动力性、与加速性能。图中曲线 1 比曲线2 更加接近理想目标值转矩。这里需要说明的是，过渡转速区工作概率小，经 济性与动力性的要求降为其次。 此外，合理选择液压泵的排量启动转速也很重要，它影响着发动机的怠速稳定性和 车辆性能。 ( 2 ) 在最大转矩至额定转速之间( 一一n m ) 的高转速范围内，由于液压系统的 特性一般都是随着转速的上升，黏性摩擦转矩开始增大，传动装置的各效率显著减小， 故应使目标值转矩成正比地随转速增加，即由最大转矩点m 晒的b 点转换至额定功率 点的d 点，而非m 。这样，目标转矩的增加使泵排量相应增加，由此产生的叩，、 叩，增加补偿了由转速增加使的叩，降低引起的负面影响，使液压传动装置的效率达到较高 值。 如图3 3 所示，a b c 为理想目标转矩曲线，o b d 为最终确定的目标转矩曲线。当 确定了发动机的静态调速外特性后，相应确定了o b d 曲线对应之目标转矩曲线m 。( 门) ， 用数据或两段直线表示均可。 作为转矩曲线的控制目标，也有文献采用图3 3 中曲线4 来表示，此为模拟不透性 液力变矩的匹配方法，只有在额定转速点，发动机才能发挥较好的经济性和动力性， 也只有在点，液压泵才能全排量工作而达到高效率，这一控制目标显然不尽完善。 3 1 2 液压控制装置的实现方法与特点 ( 1 ) 图3 4 所示，在泵起动转速一过渡转速域，对于任一转速疗，泵都按 图3 3 所示o b 曲线所示的m 。( ) 进行恒转矩控制工作，排量y 与压力p 呈双曲线关系， 将式( 3 2 ) 改写即为 2 0 长安人学硕士学位论文 y ：聆) ：竺业趔 p ( 3 3 ) 图3 , 4 液压泵的静态控制特性与发动机负荷曲线 受转速聆和压力p 双重控制，泵排量随压力升高而减小静压负反馈排量控制， 随转速增大而增大。 当确定转速以后，由图3 3 可知，泵排量矿随压力p 沿着n 所对应的双曲线变化， 双曲线右端排量与转速无关而为全排量圪。，压力为该转速对应值p ( 玎) ；双曲线左端压 力与转速无关而达溢流值p 咪，排量为相应转速对应的最小值。 ) 。 根据马大排量控制参数及最大牵引力来决定车辆的最高压力圪。，可以保证发动机 沿着控制曲线所示的m 。0 ) 目标转矩工作在图3 3 所示整个双曲线以及双曲线左端 上。存在的问题就是如果该转速对应之最小压力p ( n 1 超过负荷压力p 时，泵排量不能继 续增加而达到全值，则发动机在双曲线右端上会进入o b 控制线以内工作，负荷率的降 低而使动力性与经济性严重降低。为此应更好的解决车辆最低工作压力只的匹配问题， 通过马达排量控制形成的最低负荷压力只使车辆在空载情况下接近发动机额定转矩 ，对流量耦合系统而言，泵为全排量而对应的额定压力名值( 图3 3 ) ，最低压力问 题对于恒压耦合系统则不存在。 ( 2 ) 区间一n u 为高转速域，此为发动机的主要工作域，泵排量成为压力的单 一函数目不受转速控制，如下 2 l 第三章液压驱动t 程车辆牵引性能参数的配置与控制 y ：v ( p 1 ：丝地丛旦! 翌：尘 ( 3 4 ) p 图3 3 中，泵排量随着负荷压力p 变化( p = p 。p m 娃) 而变化，表现为全排量上 p p o 的一段垂直直线和沿着。对应的双曲线右端点变化；p p 时，则发动