（机械设计及理论专业论文）履带式智能全液压推土机关键技术研究.pdf

摘要 论文研究依托于三一重工与长安大学的合作项目：“全液压推土机匹配与行驶控制 系统研究”和“履带式智能推土机关键技术研究”，对智能全液压推土机控制系统进行了 深入研究。论文研究主要完成以下内容： 1 收集和整理了国内外智能全液压推土机行驶控制系统、状态监测与故障诊断技 术研究的相关技术与发展现状，分析了国外著名推土机厂家所用的发动机、控制器和显 示器技术性能参数，并对有关技术专利进行了检索与分析； 2 分析了智能全液压推土机行驶液压驱动系统效率和参数匹配，提出了变量马达 和变量泵闭式系统的控制策略及变量马达和变量泵的最大排量比为2 2 5 ，如小于2 ， 必须控制推土机的最大车速( 全液压推土机终减速比不宜过大，i 0 4 、马达的排量比卢。 0 4 ) 工作； 3 变量泵总效率仉随车辆行驶速度l ，增大而增大，即随排量比尾增大而增大；变 量马达的总效率r 。正好相反，特别是小排量低转速区效率偏低，工作能力变弱，因此 对变量马达进行排量卢。控制时应该使其工况为：负荷增大时变量马达为大排量低转速， 负荷减小时为小排量高转速。因此变量泵的变量范围最好控制在风= 0 4 1 范围内，变 量马达也应该控制在p 。= o 和1 范围内工作，以使闭式系统总效率高于7 5 ( 相当于液 力传动推土机变矩器高效区) ；变量泵排量比尻- - 0 2 5 - - 0 4 的范围( 总效率为0 6 - 0 7 5 ) 仅用于车辆要求的特殊的低速工作，而尻在o 2 5 以下的区域仅作为起步、加速的过渡 过程而不用于正常作业。 文献【1 9 】也指出：利勃海尔( l i e b b h e r ) 为保证全液压推土机闭式系统总效率不 低于7 5 ，对推土机变量泵、变量马达控制策略为：采用可逆式斜盘柱塞变量泵，控制 前后行驶方向，并且调节至变量泵排量最大值的4 3 ，即尻= o 4 3 。即在实际工作期间( 在 必须克服较大阻力时) 速度调节是通过变量泵来实现，此时，行走变量马达自动处于并 保持在其最大排量上；遇到阻力较小，一旦变量泵已经达到了其流量的最大值，但还需 要机器加速前进或加速后退时，变量马达的排量调节便开始。变量马达的斜盘倾角的变 1 6 如” 靠v僻辍啦 长安大学博上学位论文 化可从2 8 。减少到1 2 。，因而保持了最大排量的4 3 ，即，为0 4 3 ( = 1 2 2 8 = 4 3 ) 。 2 5 2 变量泵一变量马达系统效率控制策略 根据上面效率分析的结论，为最大限度地提高传动系统效率，在对负载和速度之间 进行调节时，应遵循以下几点： 1 以v p l 点为界，v p 2 v p l 间为变量泵调节区，此时变量马达处于最大排量。 车速o v p 2 时( 最大负荷) ，变量泵排量很小，系统压力高，效率很低，一般用于 精细操作，较少使用，效率很低。随着负荷减小，变量泵排量由尻晌 0 3 不断升高。 当车速达到v p l 时，尻= 1 。v p l v m 缸间，变量泵始终处于大排量状态为高效率区。调 节过程如图2 6 所示。 2 v p l v m 缸间为变量马达调节区，此时变量泵处于最大大排量。车速o v p l 时， 凡= 1 ，变量马达处于高效区；随着负荷减小车速不断上升，凡不断减小。当车速达到 。j 4 v m 缸时，凡= 芦。晌。为保证变量马达效率，声删。应大于o 4 ，否则不要经常使用。调节 过程如图2 7 所示。 发动机不在最大油门工作用时，调节过程与1 ) 、2 ) 类似。注意不要在小油门、变 量泵在小排量下做重载作业。 图2 6 变量泵排量、车速、效率曲线图2 7 变量马达排量、车速、效率关系曲线 2 5 3 全液压推土机闭式系统总效率分析( 发动机额定点) 车速与变量泵效率关系见图2 6 曲线2 。车速在0 v p l 间变化时，变量泵压力由最 高逐渐降低，排量由最小逐渐上升，此时变量泵容积效率上升，机械效率下降，总效率 在某一点达到最高值，随之效率下降；车速大于v p ，后，变量泵压力基本不变，排量为 全排量，因此效率基本不变。 车速与变量马达效率关系见图2 7 曲线2 。车速在o v p t 问变化时，变量马达全排 1 7 第二章智能推土机行驶液压驱动系统参数匹配研究 量，压力由最高逐渐降低，转速上升( 影响不大) ，此时变量马达容积效率上升，机械 效率下降，总效率在某一点达到最高值，随之效率下降；车速大于v p l 后，变量马达压 力基本不变，排量减小，总效率下降，在最高车速时取得最小值胁。 图2 8 全液压推土机闭式系统总效率与车速关系 图2 8 为闭式系统总效率与车速关系。图中：f p m 。广_ 最大切线牵引力；f p f m _ 全滑转时牵引力；凡广一额定滑转率下牵引力；b 平均输出牵引力；卜滚动 阻力。 通过以上分析，可以得如下结论： 1 总效率在o v p l 间取得最大值，系统匹配计算时，应考虑将这一点尽量设在 内； 2 叩= o 7 5 的区间对应车速为v l v b ，应保证机器在主要工况下的速度为v a v b 。 v = v p l 时，变量泵变量马达均在最大排量，但此时卸较低，故总效率并不是最高。随 着车速继续增加，r 继续减小，在v m 弧时，7 取得最小值，7 晌； 3 变量马达降低，特别是小排量高转速区效率偏低，工作能力变弱，因此对变 量马达进行排量几控制时应该使其工况为：负荷增大时变量马达为大排量低转速，负 荷减小时为小排量高转速； 4 变量泵的变量范围最好控制在玩= o 4 1 范围内，变量马达也应该控制在 凡= o 4 - 1 范围内工作，以使闭式系统总效率高于7 5 ，变量泵排量比尾= o 2 5 - - - 0 4 的 范围( 总效率为0 6 - - - 0 7 5 ) 仅用于车辆要求的特殊的低速工作，而6 在o 2 5 以下的区 域仅作为起步、加速的过渡过程而不用于正常作_ 匕。 1 8 长安大学博士学位论文 2 6 推土机的车速的确定 通常推土机的最大设计速度为1 1 k m h ，实际应用中推土机作为转移的最大速度 小于9 k i n h ：变量马达全排量起调点设计速度匕，和最大牵引力点的速度：是全液压推 土机行驶控制需要考虑的重要参数，推土机额定负荷下的行驶速度的大致范围是( 1 3 2 ) k m h 。略l 一般为3 0 - - 4 8k m h t 2 0 】【矧，匕2 为0 9 5 - 1 2 7k m h 冽矧，而、匕l 和2 的 选取取决于推土机变量马达和变量泵的最大排量比夕柏。结合全液压推土机t q l 6 0 和 t q 2 3 0 a 的设计经验和变量泵、马达效率分析结果，对于d h 8 6 智能全液压推土机，由 于声。矗 2 ，最高设计速度选9 4 k m h ，匕。为3 5k m h ，匕：为1 0k m h ，这样可以保证变 量马达的最小控制排量大于0 4 【1 2 l 【6 2 1 ，从而提高整个系统的效率。 2 7 变量马达和变量泵排量匹配研究 由轴向柱塞变量泵和轴向柱塞变量马达组成的全液压推土机独立驱动系统虽然具 有变速范围大，超低速时效率好，除了泵的排量非常小之外，回路流量也很小，从低速 到高速回路压力变化很少，部分负荷时的总效率很好特点，但是如果变量马达和变量泵 的最大排量比以。一台一选择不合适，会影响变速范围和总效率。对于全液压推土 y 6 哪 机的匹配设计是非常关键的。因为全液压推土机在低速大负荷工作时，马达为最大排量 不变，通过减少泵排量，来适应负荷变化的。从前面系统效率分析知：随着泵的排量比 小于0 4 后，驱动系统效率小于7 5 ，如果氏取值合适，就可以使变量泵的变量范围 控制在玩= o 4 1 范围内，使总效率高于7 5 ，改善推土机的牵引效率。全液压推土机 在高速小荷工作时，泵为最大排量不变，通过减少马达排量来适应车速变化。由于马达 的最高转速界限和效率因素，应尽量该控制在卢，= o 4 1 范围内工作，p 。值太小，会造 成变量马达超速，轴承易坏，整个系统效率太低。所以要保证推土机闭式系统总效率高 于7 5 ，必须选择合适的凡6 。为此用b o s c h - - r e x r o t h 公司的匹配计算软件对早期 t q 2 3 0 a 全液压推土机的配置( a 4 v g l 2 5 + a 6 v m l 0 7 + 1 1 0 ) 、改型后的t q 2 3 0 h ( a 4 v g l 2 5 + a 6 v m 2 0 0 + 6 2 ) 配置，以及( a 4 v g l 2 5 + 4 a 6 v m l 0 7 + 3 0 ) 配置和 ( a 4 v g l 2 5 + a 6 v m l 0 7 + l1 0 ) 配置。 从图2 9 2 1 2 可以得出如下结论： 1 a 4 v g l 2 5 + a 6 v m l 0 7 + 减速比( 1 1 0 ) 的配置效率低于a 4 v g l 2 5 + a 6 v m 2 0 0 + 减 1 9 里兰里置鲤茎! ! 堑壁蕉些矍塑垒堡垒塾些墼堑塞 速比( 6 2 ) 的配置，最大相差1 0 ：在相同的负载下前者的速度低于后者，最大相差 7 ，实践证明：想用增大减速比来解决马达排量小是不行的； j v 图2 9 三种配置的效率比较 图21 0 ( a 4 v g l 2 5 + a 6 w 1 0 7 + 1 1 0 ) 和( a 4 v g l 2 5 + a 6 v m 2 0 0 + 6 2 ) 配置的比较图 图2 1 1m v g l 2 5 + 4 个a 6 v m l 0 7 捧量配置图2 1 2a 4 v g l 2 5 + a 6 v 1 0 7 捧量配置 2 为保证总效率高于7 5 ，a 4 v g l 2 5 + a 6 v m 2 0 0 + 6 2 的配置，由于变量马达最高 转速和最大排量限制，推土机最高车速只能达到8 k m h ，而a 4 v g l 2 5 + a 6 v m l 0 7 + 1 1 0 长安大学博上学位论文 配置的最高车速则更低( 接近6 k i n h ) ，如果要加大最高车速，就会造成变量马达超速， 变量马达效率降低，推土机牵引效率降低； 3 提高芦柚可以改善推土机机牵引性能。从图2 1 1 可以看出：如果单边马达为4 个a 6 v m l 0 7 排量，在同样的液压系统的效率范围内，可以提高推土机变速范围( 最大 速度为1 0 k m ) 。 为了保证上述泵与马达的控制范围和推土机驱动系统总效率高于7 5 ，泵与马达的 排量之比声岫应有最佳值。表2 3 是l i b b h e r r 全液压推土机的基本参数，可看出变量马 达与变量泵的排量比如为2 左右。文献1 1 2 1 也指出推土机用普通变量马达最小排量是 最大排量的1 2 5 ( 即0 4 ) 左右，变量马达与变量泵的排量之比选择1 ：2 5 左右。 表2 3l i b b h e r r 全液压推土机基本参数 推十机机重功率变量泵排量变量马达排量 档位 车速 型号( t )( k w r m i n )( m l r )( m l r )( k m h ) p r 7 1 21 2 58 0 陀0 0 02 x h p v 5 02 x h m v l 0 520 - 5 0 - 1 1 p r 7 2 2 1 5 1 0 0 2 0 0 02 x h p v 7 02 x h m v l 3 52 0 5 0 11 p r 7 3 22 01 3 0 1 8 0 02 x h p v l 0 02 x h m v l 8 620 - 5 0 l - 11 p r 7 4 22 11 7 0 1 8 0 02 x h p v l 3 5 - 0 22 x h m r v 2 6 0 2 0 - 5 0 - 11 p r 7 5 2 4 0 2 4 0 1 8 0 0 2 x h p v 2 0 04 x h m v l 8 63 0 4 0 6 5 0 - 1 1 p r 7 5 1 2 9 5 1 8 0 0 2 x h p v 2 5 04 x h m v 2 6 02o 巧9 0 - 9 5 7 0 0 h8 6 2 1 0 02 x s a u e r7 52 x s a u e r1 6 0 20 8 9 0 11 结合上面具体应用分析知：对于全液压推土机的变量泵变量马达系统，氏应为 2 - 2 5 ，才能保证推土机驱动系统总效率高于7 5 ，如芦柏取小于2 ( 此种情况液压系统 的效率和牵引效率不高) ，必须控制推土机的最大车速( 全液压推土机终减速比不宣过 大，i 7 0 ) ，否则会造成变量马达超速，容易造成变量马达轴承损坏。 2 8o h 8 6 智能全液压推土机参数匹配分析 行驶液压驱动系统参数匹配计算采用萨奥公司提供的一种较为实用的方法一角功 率法【6 1 】确定，如表2 4 所示。行驶液压驱动系统参数匹配完成后就可以重新对压力和车 速进行分析【鹋】【6 9 1 。 1 系统工作压力分析 ( 1 ) 最大扭矩工况下发动机能建立起来的最大工作压力： 2 1 第二章智能推土机行驶液压驱动系统参数匹配研究 卸m 嗽= 3 0 0 0 0r v n , n p = 3 0 0 0 0 0 8 6 5 x ( 1 5 0 7 2 2 期忡1 3 0 0 x vp 一2 5 0 5 1 7 5 7 j ，l p | vp v p = v m a x ；a p j | i ，眦。一2 5 0 5 1 7 3 0 9 6 7 1 2 5 1 9 9 8 m p a v p = 0 4 0 v m a x ；卸j i ，一一2 5 0 5 1 7 3 x o 9 1 0 1 2 5 0 4 0 4 0 4 m p a ( 2 ) 额定工况下发动机能建立起来的最大工作压力： p j i ，一3 0 0 0 0 ，7 ，妒 0 n ，y ，3 0 0 0 0 x0 8 6 5 x1 6 2 2 ，7 叩1 9 0 0 v ，- 2 2 1 5 7 叩 ，p v p = v m a x ；p 删- 2 2 1 5 0 9 5 7 1 2 5 。1 7 m p a v p = o 4 0 v m a x ；a p 用田一2 2 1 5 0 9 1 5 1 2 5 0 4 0 4 0 4 9 m p a ( 3 ) 发动机在1 6 0 0 r m i n 处能建立的最大工作压力： p 1 6 - 3 0 0 0 0 7 , , 甲n , n p ，一3 0 0 0 0 x ( 1 7 7 2 2 ) ，7 j ，l px0 8 6 5 v px 1 6 0 0 2 4 6 5 7 叩l ， v p = v m a xa p l 鲫一2 4 6 5 x0 9 4 6 1 2 5 1 8 9 8 m p a v p = o 4 5 v m a xa p l 6 一2 4 6 5 0 9 2 1 2 5 0 4 5 4 0 3 m p a ( 4 ) 发动机在1 7 0 0 r m i n 处能建立的最大工作压力： 卸l 瑚= 3 0 0 0 0 r 啤, n p n p ，= 3 0 0 0 0 x ( 1 8 1 9 2 2 ) x7 j ，l p 印8 6 5 v ，x 1 7 0 0 - 2 4 3 5 7 叩v ， v p = v m a x ：卸l 彻一2 4 3 5 x0 9 5 0 1 2 5 1 8 5 m p a v p = o 4 5 v m a x ：卸1 7 - 2 4 3 5 9 8 x0 9 3 1 2 5x0 4 5 4 0 o m p a 表2 4d h 8 6 型推土机的主要技术参数 额定功率控制额定功率转速 1 8 4 2 k 、 ，1 7 9 k w 1 9 0 0 吖m i n 额定扭矩控制额定扭矩 9 2 5 。6 n m 8 9 9 5 最大扭矩功率控制扭矩转速 1 1 0 7 n m 1 5 0 7 k w 1 0 7 6n m 1 3 0 0r r a i n 发动机 ( 康明斯n r 8 5 5 c 2 8 0 ) 最低怠速f f f 动箱增速后 6 5 0r m i n 2 1 9 6r m i n 变量泵排量开启转速 9 0 0r m i n 扭矩功率控制扭矩转速 1 0 5 6 3 n m 1 7 7 k w 1 0 0 2 2n m 1 6 0 0 r r a i n 扭矩功率控制扭矩转速 1 0 2 1 6n m 1 8 1 9 l 测f 9 7 0 。5n m1 1 7 0 0r m i n 分动箱传动比i 1 驱动轮半径r d 推土机使用重量g s 0 8 6 3 0 4 3 5 m 2 3 0 0 0 k g 行驶 型号排量德国力士乐a 4 v g l 2 5 变量柱塞变量泵，最高标定压力：4 5 m p a 变量泵 全电控制控制电流电阻电压 ( 起调电流2 0 0 m a ，终点6 0 0m a ) 2 6 5 0 2 4 v 行驶变量 型号排量a 6 v m 2 0 0 变量柱塞变量马达，最高标定压力：4 5 m p a 马达 全电控制 控制电流电阻电压( 起调电流6 0 0 m a ，终点2 0 0m a ) 2 6 5 0 2 4 v 工作变量泵( 齿轮变量泵) 排量压力 ( 1 0 3 m l r ) 1 8 m p a 补变量泵( 行驶变量泵集成) 排量压力( 4 5 m l r ) 2 5 m p a 行驶液压系统最大设定压力切断阀设定压力 4 2 5 m p a 3 9 5m p a 长安大学博上学位论文 续表2 4 终传动i行星减速器6 4 2 2 7 设计最高车速设计最大牵引力车速 ( 9 4 k i n h ) ( 1 0 k m h ) 设计变量泵变量马达同时为最大排量时速度 ( 3 5k m h ) 2 额定工况下推土机速度分析 ( 1 ) 最低工作速度匕： 最低工作速度是由变量泵在最小排量时( 0 3 v p ) 的速度和系统达到最大工作压 力( 溢流阀设定压力，取4 2 m p a ) 时的速度二者较大一个来确定。 变量泵在最小排量时： l ，一1 2x l o - 1 刃0 ，7 甲r 。以p ，p ( 1 6 ) 屹一f ， = 0 1 2 幸2 1 4 幸1 9 0 0 木0 3 1 2 5 宰0 9 6 4 0 8 0 4 0 4 8 ，2 0 0 幸6 4 2 2 7 幸0 8 6 5 = 0 9 5m h 系统达到最大工作压力时： y 一7 2 x 1 0 3 a f a r p r l 。驴( 1 6 ) i v 。印。f ， = 7 2 0 0 毒2 1 4 宰0 4 3 5 宰0 5 4 7 幸1 6 2 2 掌0 9 6 4 木0 6 7 5 2 0 0 宰4 0 掌6 4 2 2 7 = 1 o k m h ( 2 ) 最高工作速度 最高行驶速度由变量马达的最小排量( 0 3 5 q 。) 决定的速度和由变量马达的最 高转速决定的速度二者较小的来确定。 变量马达在最小排量时： y 一1 2 x 1 0 1 n r d r 甲r 。n p v p 。( 1 6 ) q 。0 = 1 2 宰2 1 4 宰1 9 0 4 3 5 宰0 9 2 7 事0 9 2 霉1 2 5 宰0 9 4 2 0 0 掌0 3 0 宰6 4 2 2 7 宰0 8 6 5 = 9 4k m h 变量马达在最高转速时： ，- 1 2 x 1 0 j l 矿d n 。( 1 6 ) 0 0 1 2 x 3 1 4 x 0 4 3 5 x 4 6 0 0 x 0 9 4 6 4 2 2 7 一l l k m h 所以推土机最低工作速度为1 0 k m h ，此时变量泵的排量比为o 3 ，最高工作速度为 9 4 k m h ，此时变量马达排量比为0 3 5 ，变量马达转速为3 8 6 8 r m i n 。 3 变量泵排量最大，变量马达起调速度，和起调压力发动机工作在1 6 0 0 r m i n 、 1 7 0 0r m i n 和1 9 0 0r m i n 下匕l ： ，p l = 0 1 2 x z r x r d ( 1 一a ) n p ，p 哪，7 ，7 肌，v 肿咖x i m y p l l 鲫一0 1 6 4 x 0 9 8 1 x 0 9 7 0 x 1 6 0 0 x 1 2 5 o 8 6 5 x 6 4 2 2 7 x 2 0 0 2 8 1k m h v p l l 7 0 0 = 0 1 6 4 x 0 9 7 3 x 0 。9 8 1 x 1 7 0 0 x 1 2 5 0 8 6 5 x 6 4 2 2 7 x 2 0 0 3 k m h 蔓三至塑睦整盟堑墼堡些矍塑苎堑苎墼坚里塑塞 ”一- 0 1 6 4 0 9 7 8 x 0 9 8 3 x 1 9 0 0 x 1 2 5 x 0 8 6 5 x 6 42 2 7 2 0 0 - 3 5l a w h 对应的变量马达起调压力1 8 8m 口a 、2 07 m p a 和2 11 m p a 。 4 d d h 8 6 智能推土机匹配计算结果分析 0 i ” 墨 曩 *j 尹 蓄 ， 一l 尸 ” 1 ；， 户 i l g 一氛 击 ，j ， ， 蚁 ， 日， ：i 墨 i ”_ ：二裟黧。：二篇：弥t ：一渊：麓：慧篙 图2 1 3d h 8 6 与t y 2 3 0 牵引效率和特性比较( 理论最大值) 图2 1 4d h 8 6 智能推土机发动机极限负荷调节不同目标转速下效率和牵引特性 分析图2 1 3 2 1 4 可以得出： 1从推土机章引特性可以看出：理论设计最大牵引力为2 9 0 k n ，晟大速度为 9 4 k m h ；最大牵引效率为6 56 。牵引效率和最高牟速不高f 主要是因为根据厂家要求 必须选用b o s c h - - r e x r o t h 的马达，而b o s c h - - r e x r o t h 适合的马达最大排量只有2 0 0 m l r 如 2 ，影响推土机变速范围和液压系统的效率，从而影响推土机的牵引效率) ， 2 从d h 8 6 与t y 2 3 0 牵引特性比较图中可以发现，d h 8 6 牵引曲线与t y 2 3 0 牵引 曲线基本接近，说明题配基本合理： 3 目标转速1 6 0 0 r r a i n 、1 7 0 0 r r a i n 和1 9 0 0 r m i n 牵引效率和牵引特性相差不大所 以选择1 6 0 0 r m i n 、1 7 0 0 r m i n 为目标转速是可行的； 长安大学博士学位论文 4 从改善d h 8 6 推土机的牵引效率出发，建议应增大马达排量，应该使芦柚为2 2 5 ， 即马达排量要= 2 5 0 m l r c v 左右，如必须选用b o s c h - - r e x r o t h 的马达，则可采用1 个泵驱 动2 个并联的马达方式，即采用两个a 6 v m l 4 0 马达并联( 单泵双马达方式) ，满足跣 为2 2 5 。目前l i e b b h e r 的p r 7 5 1 ( 2 9 5 k w ) 推土机就采用单泵双马达方式。 2 9 本章小结 通过以上分析，可以得出以下结论： ( 1 ) 尽量让变量泵、变量马达在中高压和大排量工作，此时闭式系统效率较高。 负载大，车速低时让变量马达处于全排量，通过调节变量泵排量来进行负荷调节； 负载小，车速高时，让变量泵在大排量状态下工作，通过调节变量马达排量来进行负荷 调节；负载很小( 如倒车工况) 时，变量马达处于小排量高转速状态，应使声，- o 4 ，使 变量马达效率高于7 5 ； ( 2 ) 变量泵和变量马达在卢 o 4 时，效率很低，应避免变量泵和变量马达在排量 和压差均很低的工况下工作( 车速低且负荷小) ，尤其在发动机低转速下效率更低。变 量泵排量比 1 3 时， 发动机在额定点工作时的功率利用率最高，高达9 3 ，燃油消耗率也有所下降i 删。 根据前述，发动机的确定主要考虑扭矩适应系数和转速适应系数毛。参考国外 2 3 0 马力全液压推土机( 标准型) 的主要参数，结合国内发动机产品，d h 8 6 推土机选 用康明斯n r 8 5 5 c 2 8 0 。 表4 1 国外2 3 0 马力全液压推土机( 标准型) 主要参数 厂商 额定功率最大牵引最大扭矩工作 比功率变量马最大 ( k w ) 并i l 转力( k 聊和( n m ) 和转质量 ( k w n q达起调 厩 传动系统车速 型号 和牵引车速 和 比压差 ( k i i l h ) 速( r m i n )车速( k m h )速( k m h ) ( t ) 蜀 比 ( k m r a ) m p a ) 0 4 j o h n d e e r1 7 22 9 0 0 1 0 8 0 2 3 7 4 8 1 4 1 - 2 4 o 8 6 24 0o 6 5 9 5 0 c 1 1 8 0 01 21 3 0 0 1 2 91 3 8 0 - 1 1 u i c b h e r r 1 7 22 8 5 o1 0 7 5 2 3 7 4 8 4 5 1 1 9 4 0 8 & 4 0 0 巧 p r 7 4 21 8 0 01 11 4 0 01 2 91 - 2 9 0 - 1 1 表4 2 d h 8 6 推土机用的n t 8 5 5 - - - c 2 8 0 发动机关键控制参数列表 额定 额定 最大扭最高控制 刀殷m 瓢 最低控制 最低比油 ( k w ) 和 m e h 矩下 最大 k m 目标转速飞mk目标转速 咒km i n 下 耗( g k w h ) m 棚 和 m b ( n m ) 甩 ，m万妇m 缸( n m ) 和甩bm i n 和转速 n h ( r m i n )( n m )( n m ) k 。和圪( k ( r m i n )( r r a i n ) 足( k 、v ) ( r m i n )( r m j a ) 1 8 4 2 9 2 5 6 1 3 0 0 1 1 0 7 1 2 1 7 0 0 1 0 2 1 6 1 6 0 0 1 0 5 6 3 1 9 5 1 1 9 0 01 4 6 1 8 1 9 1 7 71 6 0 0 4 2 发动机与液压驱动系统控制分析 牵引动力学的研究表明【1 1 jf 1 2 】【删【7 2 l 【7 3 l f 7 4 l1 7 5 】 7 6 j ：推土机的发动机、传动系、行走机 构和工作装置之间互相联系、影响，工作装置的最佳控制是极限负荷控制，行走机构最 好的方式是采用动态参数匹配方法，发动机最好的状态是静态工况下工作，因此，对于 全液压推土机的动态负荷进行最有效调控的环节只能是液压驱动系统。通过控制的引入 5 2 长安大学博士学位论文 对液压传动元件参数的过程控制与调节，对剧烈波动的负荷( 非平稳随机过程的趋势项) 进行负荷调节，使发动机始终在准静态工况下工作；液压系统控制的目标除了让发动机 在各种转速( 不仅是额定工况) 状态下均有最高的动力性和燃料经济性外，还应保证液 压系统有最高的平均效率和最大的变速范围，其次要求液压传动与控制系统有合理的成 本和寿命。 为达上述目的，必须结合全液压推土机动态负荷的分布规律以及各部件的动态性能 特性，在动态参数合理匹配基础上，运用过程控制的思想和方法使整机获得动态条件下 的最好性能，但该传动系统较复杂，牵涉到发动机的动态响应特性、控制器的数据采集 和运算各环节，难以建立整个系统的准确的数学模型和传递函数。因此，这里我仅仅研 究的变量泵变量马达闭式液压驱动系统模型，将该非线性多输入系统尽量改造为线性 单输入系统，才可以利用经典控制论进行控制与系统分析( 理想方法是采用线性的传动 与控制系统) ，并结合整机进行全面自动控制。 4 2 1 发动机极限负荷调节原理 机器在铲掘工况时，遇到大的负荷，液压系统压力的增加导致变量泵的驱动扭矩增 加，当变量泵所需的驱动扭矩大于发动机飞轮输出的扭矩时，会引起发动机掉速；如果 变量泵所需驱动扭矩继续增加到大于发动机最大扭矩时，将导致发动机熄火。智能全液 压推土机发动机与液压传动系统之间的控制是采用极限负荷调节来控制的。由于推土机 载荷变化特别剧烈，压力基本上都是突变的，采集到的压力数据需进行滤波处理，控制 器的运算工作量大，程序执行周期长，造成实时控制性能差，发动机转速波动大、油耗 高、功率利用率低等问题。针对这种情况，可以采取感应发动机转速变化的办法来解决 极限负荷控制，如图4 8 。 图4 8 推土机极限负荷调节流程图 推土机工作时，司机操作油门操纵杆，设定好发动机油门，油门位置由司机视作业 5 3 第四章推土机发动机与液压驱动系统控制研究 环境、作业强度等因素在机器起步前设定好。油门位置表征发动机当前最大输出功率， 实际的输出功率的大小由负载( 变量泵吸入功率) 而定，当负载功率大于发动机当前的 最大功率时，发动机转速会下降，如下降越过发动机最大扭矩点时，发动机将会熄火。 极限负荷调节的目的就是控制负载功率在发动机当前油门位置的最大功率以内( 即在准 静态工况下，给定油门的允许功率) ，同时使发动机工作在允许功率下的极限状态，充 分利用发动机功率。油门位置传感器将油门开度信号传给控制器，控制器根据设定数据， 算出此时的最佳工作点( 目标转速刀b 和允许功率) ，转速传感器反馈发动机实时 转速以。推土机工作时，控制器比较目标转速和实际转速差值，当一缸一万。i a n 时，当 负载增加发动机失速时，控制器通过一定控制算法，调节变量泵、变量马达排量( 增大 变量马达排量、减小变量泵排量) ，降低变量泵吸收扭矩，发动机转速上升；当负载减 小时发动机转速超过目标转速，控制器通过运算，改变变量泵、变量马达控制信号，调 整变量泵、变量马达排量( 减小变量马达排量、加大变量泵排量) ，增大变量泵吸收扭 矩，发动机转速下降。控制器的极限负荷调节功能，有效防止在各种工作环境和工作状 态下的发动机失速停车，使发动机转速始终在目标转速下工作，大大提高了发动机的动 力性和经济性。采用这种调节方式可以降低功率储备，充分利用发动机额定功率，又在 较大的范围内防止了发动机过载。由于这种极限负荷在所有油门位置上都起作用，因此 可称为“全程极限负荷控制”。 4 2 2 极限负荷调节的目标转速、负荷率和转速差 1 极限负荷调节的目标转速、负荷率 对于智能全液压推土机来说，在负载变化剧烈的推土工况下，正确选择目标转速和 目标控制转矩是改进极限负荷调节效果的前提。为发挥发动机最大功率，一般来说应将 转速控制在其额定点，但在实际的调节过程中，应根据分档位，分段取不同目标点( 低 于发动机额定点) 。这是因为： 1 ) 对液压系统来说，由于目标转速，l 殷的降低，目标点的额定转矩将增大。同样的 负荷时变量泵排量变大，变量泵的效率将有所提升。在实践中发现，如果将发动机目标 转速设在额定点时，发动机转速在额定点附近工作，此时发动机输出的平均功率偏低， 原因在于发动机转速进入调速区时，发动机功率急剧下降。负载稍微增大时发动机转速 低于额定转速时，控制器调小变量泵排量，而负载减小时，发动机转速上升到调速区， 长安大学博士学位论文 而此时由于控制系统和变量泵响应的滞后，可以造成变量泵排量仍没有达到最大值，导 致发动机转速继续增大，严重偏离额定点工作( 见图4 9 ) 。 2 ) 分段、分档位将目标转速l l k z 设定低于发动机额定点时，可以充分利用发动机的 扭矩储备，减小变量泵排量的调节频率，降低对控制系统的要求，使发动机转速更加趋 于稳定。 因此实际发动机进行负荷调节时，其目标转速低于额定点，其目的也是为了充分发 挥发动机功率。具体的目标转速不会低于额定点太多( 此时的目标转速下发动机功率略 小于额定点功率) ，但两者相差不会超过1 6 。 采用分段、分档位调节，能充分利用发动机功率，又在较大的范围内防止了发动机 过载；d h 8 6 推土机用发动机在1 6 0 0 1 7 0 0 r m i n 的转速内是发动机的最佳油耗区，在 9 0 1 0 0 负荷率下发动机燃油消耗率最低( 在万有特性曲线上，扭矩外特性穿过低油 耗区) 6 0 】【7 3 1 ，发动机在这一段工作则在比较大的工作范围维持较低的燃油消耗率，经 济性能也比较好，因此，其极限负荷调节的目标转速选择范围1 6 0 0 1 7 0 0 r m i n ，目标负 - 荷率为9 5 - - - 1 0 0 。如图4 9 推土机发动机极限负荷调节目标转矩控制曲线和目标转速 所示：a b c 说为发动机转矩( 负荷率) 实际控制曲线，彳。b c d e f 为发动机外特性， a b c d e f 为发动机转矩负荷率( 0 9 5m ) 控制曲线，a b c d e 为发动机转矩( 负荷 率) 实际控制曲线。 2 0 0 l o o o ； 地卜，； ；燧烈矛- - 。, p 修耩：蕊心一蔓 2 s o 01 0 03 0 05 0 07 0 09 0 0l l o o1 3 0 01 6 0 0i t 0 01 9 0 02 1 0 0 r b n i m a x 刀幻衄n 砼妇m 积n h l 发动机最六卷矩蕞钒而一比油耗g e ( g k w ”i转j 毫( r p m ) l 一发动机硅制槛矩l ( n 珀) 一功率p ( k 讳) l 图4 9d h 8 6 推土机发动机极限负荷调节目标转矩控制曲线和目标转速 分析图4 9 知： ( 1 ) 推土机启动阶段( n m j n n m 一) 当油门位置接近于低怠速时，发动机扭矩随着油门减小而减小。在此区间工作时， 5 5 莒山静霄 o 5 o 5 o 鲫 埘 内 心 ：妻 他 的 o o o 0 d o o o o o柏w的名g_璎羁全叠1)o曲霉 第四章推土机发动机与液压驱动系统控制研究 若发动机负荷超过外特性曲线与调速曲线交点( 比如图4 9 中的a 点) ，发动机极易熄 火。同时在此区间工作时，发动机输出功率和转速很小，变量泵转速低、排量小，效率 很低，不宜作为工作区域，只能在需要精确控制车速或作为过渡状态使用，在此区间， 随着转速升高，变量泵排量增加。发动机在怠速刀胁点启动( 目标转矩为肘出) ，考虑 到发动机在怠速工况下不应带载工作，应有适当的空载加速时段，因此取变量泵的排量 启动转速以。大于咒曲2 蝴伽3 蝴胁为宜。在发动机的工作过渡区( 以砌咒胁蛾) 应 主要考虑车辆的加速性能，取变量泵和发动机的实际控制转矩曲线为图4 9 中图所示之 曲线a b ，在m n 处变量泵为全排量的0 3 。在高转速范围内( 艿一n h ) ，变量泵的目 标值转矩和发动机一致。发动机转速到最大扭矩后，应该接着使发动机运转到额定转速 ( 此时发动机转速为2 0 0 0 r m i n 左右) ，才能开始进入工作阶段。 ( 2 ) 推土机工作阶段( 厅 ，一n i l ) 在额定功率至最大转矩之间的转速范围( n i l 刀懈) ，是推土机正常工作区。在 此区间发动机和变量泵的目标值转矩为曲线b c d e 而不选择b c 勿f ，这是因为液压系 统的特性是粘性摩擦转矩，随转速上升而增加，使传动装置的效率显著降低，所以应使 目标值转矩随转速增加，即b c 段目标转矩负为最大转矩点m 。b ( 目标值负荷率为 0 9 5m 触一m 酊，c e 段目标转矩为c 点变至额定功率点d 点的m 日( 目标值负荷 率为1 0 0 ) ，而不是e7 点的m 。这样，由于目标转矩增加使变量泵排量增加，由此 产生的仉、仇增加补偿了由于转速增加引起的仇降低的负面影响，最终使液压传动装置 有较高的效率。在b c e d 控制段，根据确定的最低目标转速咒b m i n 、b 一和推土机 负荷状况，将目标值转矩控制曲线分为b c 和c d e 两段，b c 段为变量泵排量调节，变 量马达排量最大不变( 此阶段变量马达排量为v 聊瓯，变量泵的排量( o 3 1 ) v 南缸， 发动机控制目标转速为1 6 0 0 r m i n ，波动在3 0 0 r m i n 内) ，c d e 段为变量马达排量调节， 变量泵排量最大不变( 此阶段变量马达排量为( 0 5 5 1 ) v 衄缸，变量泵为全排量、，p m 强， 发动机控制目标转速为1 7 0 0 r m i n 左右，波动在2 0 0 r m i n 内) ，进行发动机极限负荷调 节控制。 ( 3 ) 推土机快速、无负荷转移( n h 刀一) 在额定功率至最高转速之间的高转速范围内( n h 刀一) ，用于推土机快速转移。 此区间变量泵的目标值转矩和发动机一致即曲线e f ，此阶段变量马达排量为 长安大学博士学位论文 ( o 2 5 - 0 5 5 ) v 呲，变量泵为全排量v 舢，发动机控制目标转速为2 0 0 0 r m i n 左右， 波动在1 0 0 转内。 ( 4 ) 推土机发动机极限负荷调节的转速差i i 。 2 极限负荷调节的转速差a n 由前述知，为充分利用发动机的扭矩储备，应将目标转速设定低于发动机额定转速。 显然这一结论的前提是将油门拉杆置于最大，当油门拉杆位于中间位置时，那么转速差 设定多少合适? 转速差是不是常数? 由调速特性可知，当转速差太大时，目标转速点处功率太小，不利于发动机功率发 挥，转速差太小则扭矩增量太小，必然导致泵排量经常处于调节状态。而且油门位置不 同时，发动机的调速区也不一样宽。空载转速高时，调速区较宽，空载转速低时，调速 区较窄。不同发动机的外特性曲线不同，具体的转速差值需在程序调试时试验，也求得 出最佳值。 通常，对于不同油门开度时，转速差是这样处理的，如图4 1 0 ，将发动机转速从低 怠速( n m i i i ) 至高怠速( n 一) 分为三个区，每个区的转速差分别为：n 1 、a n 2 、a n 3 ， n 3 为高转速( 油门电位计数值电压为u 1 至u m 缸) 下的转速差，为常数且数值最大； a n 2 为中转速( 油门电位计数值电压为u 2 至u 1 ) 下转速差，数值居中，且随电压值降 低而降低，n l 为低转速( 油门电位计数值电压为u m i n 至u 2 ) 下转速差，数值量最小， 至u i n i n 时，转速差降至零。不同发动机的外特性曲线不同，具体的转速差值需在程序调 试时试验，求得出最佳值。表4 - 3 为d h 8 6 智能推土机发动机极限负荷调节的转速差a n 和对应的变量泵排量、电流。 图4 1 0 不同油门位置下推土机发动机极限负荷调节目标转速差 5 7 第四章推土机发动机与液压驱动系统控制研究 表4 3 。d h 8 6 样机试验时发动机极限负荷调节的转速差a1 1 和对应的变量泵排量、电流 发动机转速掉速变量泵排量调节量变量泵电流调节量 ( r m i n )( r m i n 3 0 m s )( m l r )( m a ) 1 8 0 05 00 o 1 7 0 01 0 0 ，6 25 0 1 6 0 02 0 0 1 4 5 1 0 0 1 5 0 03 0 02 52 0 0 1 4 0 0 。4 0 03 7 53 0 0 1 3 0 05 0 03 7 53 0 0 1 2 0 06 0 03 7 53 0 0 4 2 3 推土机驱动系统的静态特性与控制方法研究 1 变量泵静态控制目标 不计效率和量纲，液压传动推土机的功率平衡方程为i 删【7 8 l ： 万。肘。( 疗。) 一力6 屹p n = v = p 一疗七m 置 ( 4 3 ) 式中：m 。，n 。一发动机扭矩、转速；v b ，n b 一泵排量、转速；v m ，n m 一马达排量、转 速；m k ，n k ，i b 一驱动转矩，轮边输出转速，分动箱传动比；p 一系统工作压力。 分析式( 4 3 ) ，在恒功率速度自适应调节过程中，当发动机转速n e 确定之后，其对 应之目标值转矩m 。( n 0 确定，泵转速n b 确定( n b = i b n e ) ，泵排量v b 将唯一由系统压力p ， 控制，以保持等式