（机械电子工程专业论文）新型强夯机行驶系统电液控制研究.pdf

摘要 本论文叙述了强夯机的工作特点和国内外发展情况。通过对强夯机行驶系统各部分 工作时能耗分析，在强夯机液压系统设计的基础之上对强夯机的行驶系统进行功率匹配 控制研究，在建立强夯机行驶系统数学模型的基础之上，应用模糊自适应p i d 控制策略 对强夯机行驶系统进行仿真研究，体现了该控制策略的优越性和实用性。 强夯机行驶系统控制的重点即是对变量泵发动机的功率匹配控制，论文将转速一 致作为匹配的依据，通过计算划分了强夯机不同的工作模式，对于不同的模式应用相应的 节能控制策略。论文同时提出了液压散热系统节能控制策略，可作为液压系统节能研究 的一个方面。 最后论文通过微控制器d s p 2 8 1 2 对上述理论进行实现，以d s p 2 8 1 2 为主控制器， 对行驶系统控制器进行了软硬件设计，并通过相应的实验对应用于实际系统中的软硬件 进行了验证，为强夯机行驶控制器的设计提供了一定理论和实验基础。 关键字：强夯机模糊自适应p i dd s p 2 8 1 2 控制器设计行驶系统控制 a b s t r a c t t h ep a p e rn a r r a t e dt h es t r o n gr a m m e rm a c h i n e so p e r a t i n gf e a t u r ea n dt h ed o m e s t i ca n d f o r e i g ns t a t e t h r o u g hs t r o n gr a m m e rm a n e u v e r i n gf o r c es y s t e mi nv a r i o u sp a r to fw o r kb y t h ee n e r g yc o n s u m p t i o na n a l y s i s ，t h e nc o n d u c t st h ep o w e rm a t c hc o n t r o lr e s e a r c hi na b o v e t h es t r o n gr a m m e rm a c h i n eh y d r a u l i cs y s t e md e s i g n sf o u n d a t i o nt ot h e s t r o n gr a m m e r m a c h i n et r a v e ls y s t e m ，i ne s t a b l i s h e st h es t r o n gr 8 2 1 1 me rm a n e u v e r i n gf o r c es y s t e m m a t h e m a t i c a lm o d e la b o v et h ef o u n d a t i o n , t h ea p p l i c a t i o nf u z z ya u t o - a d a p t e dp i dc o n t r o l p o l i c y c o n d u c t st h es i m u l a t i o nr e s e a r c hi nt h e s t r o n g r a m m e rm a n e u v e r i n gf o r c e s y s t e m ，w h i c hh a s b e e nm a n i f e s t e di t ss u p e r i o r i t ya n d t h eu s a b i l i t y t h ec o n t r o l sk e yp o 访to ft h es t r o n gr a m m e rm a c h i n et r a v e ls y s t e m si st h ev a r i a b l e d i s p l a c e m e n tp u m p - e n g i n e sp o w e rm a t c hc o n t r o l ，t h ep a p e ru s et h es a m es p e e da n d c o n s i s t e n ta c h i e v e m e n tm a t c hb a s i s ，i th a sb e e nd i v i d e dt h es t r o n gr a m m e rm a c h i n ed i f f e r e n t w o r k i n gp a a e r nt h r o u g h t h e c o m p u t a t i o n , r e g a r d i n g d i f f e r e n t p a t t e r na p p l i c a t i o n c o r r e s p o n d i n ge n e r g yc o n s e r v a t i o nc o n t r o lp o l i c y t h ep a p e rs i m u l t a n e o u s l yp r o p o s e dt h e h y d r a u l i cp r e s s u r ec o o l i n gs y s t e me n e r g yc o n s e r v a t i o nc o n t r o lp o l i c y , a n di tm a yb e e n t a k e n a l la s p e c to f t h eh y d r a u l i cs y s t e me n e r g yc o n s e r v a t i o nr e s e a r c h f i n a l l y , t h ep a p e rc a r r i e so nt h r o u g he n e r g yc o n s e r v a t i o nc o n t r o l l e rd s p 2 8 12t ot h e a b o v et h e o r yr e a l i z e s ，b y2 812c o n t r o l l e r s ，w h i c hc a r r i e do nt h es o f t w a r ea n dh a r d w a r ed e s i g n p r i m a r i l y t ot h et r a v e lc e n t r a lc o n t r o l l e r , a n dc o r r e s p o n dt h r o u g ht h ec o r r e s p o n d i n g e x p e r i m e n tw h i c hu s e s i nt h ea c t u a l s y s t e m s s o f t w a r ea n dh a r d w a r ec a r r y i n go nt h e c o n f m - n a t i o n , a n di th a sp r o v i d e dc e r t a i nt h e o r ya n dt h ee x p e r i m e n tf o u n d a t i o nf o rt h es t r o n g r a m m e rm a c h i n ee n e r g yc o n s e r v a t i o nc o n t r o l l e r sd e s i g n k e y w o r d ：d y n a m i cc o m p a c t i o nm a c h i n ef u z z ya u t o a d a p t e dp i d c o n t r o l l - e rd e s i g nt r a f f i cc o n t r o ls y s t e m n 长安大学硕士学位论文 第一章绪论 本课题来源于长安大学为某重型机械有限公司开发的强夯机实际科研项目。该型强 夯机以履带式起重机为设计原型，在其基础之上进行了合理的改进。本论文根据强夯机 工作的环境和特点对强夯机的行走系统进行控制研究，使强夯机行走系统操作方便、高 效、安全成为可能。 1 1 强夯机液压行驶系统控制研究的意义 地基处理在当今这个土地资源相对短缺的时期，其作用显的尤为重要，如煤矿的附 近建设电厂、城市的周边建机场等，这些工程的建设无不需要地基处理。随着经济的发 展和科技的进步，人们对地基的处理方式发生了一系列的变化：由采用夯击法加固地基 土或土工构筑物的原理，加固效果、适用范围和施工工艺都异于夯击法和重锤夯实法的 现代地基处理技术强夯法，使地基的土层密度和土层承载能力能达到需要的强度。但是 目前，国内市场的强夯机大都是在6 0 、7 0 年代生产的挖掘机的基础上改装的，改装的 履带式起重机是目前国内中低能级强夯施工的主要设备，这些设备不但陈旧，而且能耗 高n 1 。特别是强夯机液压行驶系统不能根据地面强度的变化调整发动机输出功率，使其 能源消耗增加，而在现阶段这个能源急剧短缺以及世界各国对节能减排提出更高要求的 时代，对目前国内市场上的强夯机行驶系统进行控制研究，使发动机和变量泵输出功率 相匹配，避免功率不匹配引起的能耗研究就非常有必要。本文通过对强夯机作业特点和 设备要求的研究，在现有履带式强夯机液压系统的基础上通过d s p 控制器对强夯机行驶 液压系统进行功率匹配控制研究，优化行驶液压系统操作，以减少能耗，降低施工成本， 符合低碳经济要求。全液压强夯机夯击图1 1 ： 第一章绪论 #。 。； 。i。一 “ 一 图1 1 全液压强夯机夯击图 1 2 强夯机的施工特点及行驶液压系统的负载特征 强夯法是指用强夯机把一定质量的重锤吊到指定高度使其自由下落，通过重锤的冲 击来改变土质密度从而改善地基强度。由于强夯机特殊的施工特点，因此对其行驶系统 有很高的要求，首先，其行驶系统的负载变化范围比较大，通常情况下在进行第一遍夯 击时地面土质比较松软，行驶系统要求发动机输出很大的扭矩以克服负载阻力矩，随着 夯击的进行地基强度逐渐变大，发动机的输出扭矩克服行驶系统的负载阻力相对减小， 发动机的输出功率也相应减小。因此需要对发动机和泵的协调控制来降低系统能耗。 液压行驶系统要满足主机正常工作要求： ( 1 ) 强夯机的左、右履带要求独立驱动，使机械行驶方便，转向灵活，而且可以原 地转弯； ( 2 ) 强夯机在行驶、变幅时均不进行强夯机作业； ( 3 ) 强夯机的驱动马达都可以实现正反转，且回转无极变速。 由于强夯机的夯锤质量固定，根据以上强夯机的动作特点，本论文主要以强夯机的 行驶系统为研究对象。 2 形朋渤一酱婆 长安大学硕士学位论文 1 3 强夯机发展的国内外现状 1 3 1 强夯机国内发展现状 我国专家从1 9 7 5 年开始介绍和引进强夯技术。目前为止，我国强夯机虽然保有量 在2 0 0 0 台以上，但大都是在上世纪6 0 年代、7 0 年代生产的机械式l 方( 如抚挖w 1 0 1 ) 和2 方挖掘机( 如杭重w 2 0 0 a ) 的基础上进行改装，增加臂架来完成起吊作业的，改装 后用于强夯作业n 3 。当前市场上强夯机主要包括机械式强夯机和液压式强夯机。机械式 强夯机，设备庞大笨重，操作不便，速度缓慢，且运输极为不便，因此机械式强夯机被 液压式强夯机所取代已成为必然趋势。而当前市场上的液压式强夯机自重相对轻便许 多，便利了运输，然而其最大起吊能力却很低，只能进行低能级的强夯施工，远远不能 满足客户高能级的需求。 1 3 2 强夯机国外发展现状 1 9 7 5 年法国梅纳设计了一种特制的起重机，它采用液压驱动的强夯专用三角架， 可以将4 0 0 i n 的夯锤提升到4 0 m 的高度。法国尼斯机场为起降波音7 4 7 客机而延长跑道， 向海中填土，延长部分有3 0 0 0 m ，填土厚8 , - - - ，1 8 m ，原海底为松软的粉土，厚5 0 8 0 m ， 要求加固深度达4 0 m 。为此特制了一台起重量为2 0 0 0 k n 、提升高度为2 5 m 、白重6 5 0 0 k n 、 具有1 8 6 个轮胎的超级起重机车，是迄今为止世界上最大的强夯施工机械，由于上述机 械自身的缺陷和对作业场地要求过高，使它成为“一次性设备，没有形成有生命力的 产品口1 。而目前国外的强夯工程中，绝大部分夯锤的重量为6 0 - - - 2 0 0 k n ，落距在2 0 m 以 内，施工也由履带起重机来实施。在英国，对1 5 0 k n 夯锤落距1 5 m 即能级2 2 5 0 k n m 的 强夯称为高能级强夯，对夯锤为6 0 - - i o o k n 的强夯称为低能级强夯，施工机械也由通用 的履带起重机代替1 。而目前国外市场仅有德国利勃海尔公司一家在生产液压强夯机， 相对该设备的售价约3 0 0 多万元，价格过高。 1 4 强夯机发展趋势 市面上的强夯机大多都是经过履带式挖掘机和起重机的基础之上改装过来的，用于 强夯作业的履带式强夯机除借鉴以上两者的优点外，有其自身的发展方向，现代强夯机 3 第一章绪论 发展趋势包括以下几个方面： ( 1 ) 机械系统： 作为一种特殊的起重机机械，强夯机施工工况对其机械系统的要求与履带式起重机 具有较大的差异，强夯机机械系统发展呈以下特点： 首先，在代用强夯机设计的基础上，强夯机履带逐渐加宽，较宽的履带能很好的降 低机器接地比压、适应多变地形使强夯机工作稳定； 其次，强夯机与起重机最大的区别就是防后倾，因为起重机作业时受力较均匀后倾 力很小，而强夯机要对提到一定高度的夯锤迅速下放，有较大的后倾力作用，现阶段的 强夯机通过笨重的机械装置或者受力极限设计防后倾装置，因此造成了材料的极大浪 费。有限元分析软件的的使用可对强夯机防后倾装置设计进行很大的改进。 最后，强夯机夯锤的下放方式沿着夯锤人工脱钩一自动脱钩一夯锤完全不脱钩的方 向发展。 ( 2 ) 电液系统： 强夯机的液压系统与挖掘机的液压系统基本相似，但是强夯机的液压系统与挖掘机 的液压系统也有差别。 首先，强夯机对液压行走系统的要求较高，目前强夯机的液压行走系统只是简单的 匹配，随着能源的日益紧缺，强夯机液压系统逐渐向节能匹配方向发展。 其次，目前强夯机的操作完全靠人工进行，随着微控制器的引入，结合强夯机的施 工特点，强夯机施工过程中人工作用的成分会越来越少，把人从枯燥的机械操作中解放 出来。 ( 3 ) 检测系统： 随着电子技术和网络技术的发展，强夯机的控制系统中除必要的控制硬件外各种监 测设备的使用也是强夯机发展的趋势。 首先，目前的强夯机夯锤打击深度的测量和次数的记录完全是通过人工进行，一方 面使得劳动效率比较低，另外一方面由于人为的作用使得记录不准确。强夯机夯击深度 和次数自动记录，以及强夯数据库的建立是强夯机发展的又一趋势。 再次，强夯机液压系统的故障自诊断，也是强夯机发展的必然趋势。 由于强夯机的特点，强夯机模块化设计和具有自装卸功能的设计思想将会在强夯机 设计中得到进一步体现，从而给强夯机远距离、快速运输带来方便；也给在无大型安装 起重机的边远山区、海岛施工减少起重机调迁和使用费h 1 。因此强夯机的模块化设计也 4 长安大学硕士学位论文 是强夯机发展的趋势。 综上，节能和环保是强夯机的发展要求和总趋势，因此，新型强夯机也将一改“代 用强夯机 老、旧、破、脏、效率低的现有状态，以降低发动机排放，提高液压系统效 率，使强夯机完全达标排放、低消耗工作、高效率作业钊。 1 5 本论文的主要内容 本论文要完成的主要内容如下： ( 1 ) 强夯机发动机及液压系统特点及性能分析； ( 2 ) 强夯机发动机及液压系统行驶控制策略研究； ( 3 ) 强夯机行驶液压系统模型建立及基于m a t l a b 2 0 0 9 a 软件模糊自适应p i d 仿真研 究； ( 4 ) 基于d s p 的强夯机行驶液压系统控制硬件和软件设计； ( 5 ) 基于d s p 的强夯机行驶液压系统实验验证； 长安大学硕士学位论文 第二章强夯机液压行驶系统分析与设计 国内市场上的强夯机中，大部分都是机械式强夯机，而国外的强夯机多为液压式强 夯机。液压式强夯机效率较高，容易控制，易于实现节能，国内强夯机正在朝液压式强 夯机这个方向发展。伴随着国内全液压强夯机的发展，全液压强夯机应用到工程应用中 带来了较大的经济效益，但是由于强夯机特殊的工况要求，根据广泛的实际考察，发现 全液压强夯机有一个致命的缺点：即采用液压驱动的强夯机卷扬系统，由于迅速下放和 起吊，液压系统将产生较大的负压，较大的负压很容易导致卷扬系统液压油管发生爆炸， 使得全液压强夯机的广泛应用受到很大的限制，因此基于本论文研究的新型强夯机综合 机械式和全液压式强夯机的优点，所设计的强夯机卷扬系统采用机械式。本论文中将着 重于强夯机液压系统进行研究，在强夯机液压行驶系统的设计基础上对强夯机的作业工 况进行分析，并提出强夯机行驶系统的控制方法。 2 1 强夯机行驶系统液压传动特点与液压系统构成 图2 1 强夯机行驶液压系统原理图 强夯机行驶机构的传动由柴油发动机双泵比例电磁阀行驶马达 变速箱车轮等几部分构成的开式回路组成。 图2 1 为液压行驶系统原理图，该强夯机的行驶液压系统由贵州力源液压有限公司 l 8 v o l 4 0 可电控变量双泵，比例电磁阀，北京华德a 2 f e l 6 0 定量马达组成。系统的液流 7 第二章强夯机液压行驶系统分析与设计 经变量泵输出后经过电磁阀换向后进入定量马达，l 8 v o l 4 0 的变量机构由辅助泵1 经过 比例减压阀2 调节进入变量泵功率调节机构3 的压力从而控$ i l 8 v 0 1 4 0 的变量机构动作。 电磁阀的主要作用是用来控制行驶马达的前进、后退、转弯等动作。 2 2 强夯机行驶液压系统的设计选型 2 2 16 0 0 t n 强夯机基本参数 上车重量g 1 下车重量g 2 全车重量g 额定载荷t 履带宽e 履带距b 接地长l 驱动链轮半径r k 最大爬坡角q 发动机型号 发动机额定功率 发动机额定转速 2 2 2 行驶阻力分工况计算 4 8 3 3 3k g 3 0 8 4 5k g 7 9 1 7 8k g 2 5 0 0 0k g 9 6 0m m 2 1 5 0 - 4 2 0 0 唧 5 4 8 0m m 4 4 5m m 1 6 7 0 潍柴w p l 2 3 0 0 n 2 2 1k w 1 9 0 0r m i n 1 强夯机平地行走滚动阻力w p 计算： 睨= c r x g xg = 0 2 8 x 7 9 1 7 8 x 9 8 = 2 1 7 3 k n c r _ 滚动摩擦系数，0 2 8 2 强夯机爬坡时坡道阻力w s 计算： 乃：= g g s i n a + c r g g c o s a = 7 9 1 7 8 9 8 s i n l 6 7 0 + 0 2 8 7 9 1 7 8 9 8 c o s l 6 7 0 = 4 3 1 1 k 3 履带转向阻力w t 计算： 8 ( 2 1 ) ( 2 2 ) 长安大学硕士学位论文 形：c s x g x g x = 0 4 x 7 9 1 7 8 x 9 8 x 5 4 8 = 4 8 1 5 k n 。 4 e x e t4 x 0 9 6 x0 9 2 ( 2 3 ) c 溯动摩擦系数，0 4 e t 一履带效率，0 9 2 4 附着力t o 计算： r o = 妒xg xg = 0 7x7 9 1 7 8x9 8 = 5 4 3 2 拼 ( 2 4 ) 由一附着系数，0 7 2 2 3 行驶马达的选型 取系统工作压力为p m = 2 9 6 m p a ，液压行驶马达机械效率为= 0 9 5 。由前边计算可 知，机器在原地转弯时行驶马达承受的阻力最大形= 4 8 1 4 5 1 ，转弯时单边履带驱动 链轮的最大阻力矩为瓦= 形墨2 e i = l1 6 4 3 7 9 j ，l 式中墨= 0 4 4 5 m 为驱动链轮半径， q = o 9 2 为履带效率。所以根据此值选择行驶马达。 当强夯机原地转弯时，单边行驶马达所要克服的最大阻力矩为： 乙= j l = 7 1 8 8 m o 珥 ( 2 5 ) 式中r t = 0 9 7 为行驶减速机传动效率。 口。：t mx 2 7 r ：7 1 8 8 x 2 z r ，：1 6 0 5 3 m l d t m ， 疗 = 一= 一 ，=m ，r 行驶马达的排量孙 己 2 9 6 x o 9 5 ( 2 6 ) 取g 。= 1 6 0 m r i i = 二二= 1 行驶马达最高转速 2 9 8 r m i n 2 z c r ( 2 7 ) 式中，= 1 3 吼n h 为机器行驶时的速度。 行驶马达流量q = - 1 2 9 8 x 1 6 0 l r a i n = 2 0 7 7 l m i n ( 2 8 ) 行驶减速机型号 o kf 1 3 0 ，减速机减速比待1 6 7 行驶马达选型：北京华德a 2 f e l 6 0 6 1 w v z l l 8 1 9 第二章强夯机液压行驶系统分析与设计 2 2 4 主泵的选型 由以上计算可知在整个液压系统中各个工况独立进行，而行驶时系统所需的流量最 大所以行驶时马达所需流量确定泵的流量吲。 泵的泄漏折算系数取k = 1 2 泵的流量绋g = k x q = 2 4 9 2 l m i n ( 2 9 ) 其中q 册= 2 0 7 7 l m i n 为马达的流量。 泵的排量g pq p = g n = 2 4 9 2 1 9 0 0 m l r = 1 3 1 2 m l r ( 2 1 0 ) 式中：刀= 1 9 0 0 为发动机转速主泵排量取q 。= 1 4 0 m l r 主泵型号贵州力源l 8 v 0 1 4 0 l a l h 2 6 3 r 卜n z g 0 5 f 1 7 4 2 3 强夯机施工过程中各部分能量损失分析 强夯机作为以一种用途广泛的工程机械，有着它的特点，由于强夯机特殊的施工要 求，即强夯机在行驶、变幅时均不进行强夯机作业。一般强夯机都要求以恒功率输出， 强夯机的行驶系统一般不进行档位的划分。 2 3 1 强夯机施工过程行驶系统能量损失分析 强夯机的施工环境地面土质硬度不一，相差很大。强夯机的施工过程分为点夯和普 夯，所谓点夯是指在夯击的范围内隔固定的距离进行一定次数的夯击，对于点夯而言， 行驶系统马达负载变化范围很大，发动机和泵如果以恒功率输出的话，这必将造成很大 的能源浪费。而普夯是指在点夯完成后然后一锤接着以锤进行夯击旧。所以普夯时行驶 马达负载变化范围相对缩小，发动机需要输出的功率要求相对较低，所以对强夯机的发 动机一变量泵系统进行变功率控制会得到很好的节能效果，考虑到成本问题行驶系统采 用定量马达和比例电磁阀来进行控制前进、后退及转向，有些论文中提出了发动机变 量泵一马达的联合控制。但是由于本论文中所述的强夯机液压系统为开式系统，马达转 速的调节通过多路阀进行。本文重点对强夯机发动机变量泵系统进行研究。 2 3 2 强夯机转弯控制过程中的能量损失 强夯机的转弯在强夯机的施工过程中相当频繁，几乎每夯击完一个坑都要进行转弯以 1 0 长安大学硕士学位论文 便对下一个点进行夯击，对于强夯机的转弯进行控制不但可以达到节能的效果，更进一步 可以有效的减少驾驶员的劳动强度，强夯机的转弯一般分为原地转弯和以一定半径进行转 弯，对强夯机行驶液压系统进行最小半径和快速原地转弯也是强夯机节能控制的一项重要 任务，关于转弯控制的研究在参考文献基于d s p 的全液压推土机行驶数字控制器研究 已有介绍。 2 3 3 强夯机液压系统热平恒计算及发热损失分析 损失。 效率。 由于平地行驶占液压系统发热的8 0 左右，所以以平地行驶工况计算系统的功率 平地时泵的理论压力： 见= 去南划8 坳 汜 根据计算可得系统的压力损失：劲= 0 7 m p a 式中一w 2 孵px _ _ _ _ 仇二r = 3 2 4 4 为平地行驶时马达的扭矩， 为平地阻力，岛为履带 平地时泵的实际压力： 易= 见+ z p = 1 4 5 m p a ( 2 1 2 ) 液压泵的输入功率： 。= 等观j 加 汜 其中= 0 9 7 为泵的机械效率。 液压马达的输出功率：己= 2 j r 乙x 6 0 = 4 4 0 7 k w ( 2 1 4 ) 液压系统的效率： r 。= 已0 = o 7 1 ( 2 1 5 ) 系统的总发热骂：e = 只( 1 - r ) = 1 8 0 2 1 k w ( 2 1 6 ) 油箱的容积y ： v = 2 3 9 = 5 7 3 2 l ( 2 1 7 ) 式中2 3 为油箱的容量系数。 ( 以 上行驶均按单侧计算) 假设热量只全部由油箱散发出去，不考虑系统其他部分的散热性能，当油箱三个 边的尺寸比例在1 ：1 ：1 到1 ：2 ：3 之间，油箱通风良好时，则油箱的温升丁可以由式2 1 8 估算 油箱的温升丁：丁= 2 - i y 2x 1 0 0 0 = 5 2 2 度 ( 2 1 8 ) 第二章强夯机液压行驶系统分析与设计 ( 系统为双泵双马达) 由于工程机械允许油箱温升丁3 5 4 0 所以油箱中需要另# 1 - s 口散热。 由于工程机械不便于采用水冷，故采用风扇吹风强制冷却。 式中日为散热器功率胡= e 彳：丘丝：1 4 5 聊2( 2 1 9 ) 乞。f 式中f = 1 5 为冷却器污垢系数，奴= 2 3 3 w m 2 。c 为风冷式冷却器散热系数。 a t = 【( f l 进油口温度+ 乞出油口温度) 一“进气口温度+ f 2 出气口温度) 2 跚 环境温度一般为4 5 。c 左右，则进油口温度= 7 5 。c ，由工程机械正常工作油温为 5 0 8 0 。c ，出油口温度取乞= 5 5 。c ，= 5 0 。c 为进气温度，取艺= f ：+ 1 4 ，艺= 6 4 则 址= o c ，由于系统为双泵双马达，所以散热器面积取a = 2 a = 2 9 m 2 ，则此时系统达到 热平衡状态。 据上可知液压系统中液压油发热损失占发动机输出功率的3 0 左右，液压系统故障 的很大一部分原因是由于系统发热量和散热量失衡引起的，即液压系统经过长时间运行 后，总的能量损失转化成的热量会比系统向外所散发的热量大，最终导致系统过热随1 。所 以强夯机液压系统需要增加散热设备，而在工程机械中，由于条件限制，风冷措施被广 泛使用。工程机械中的风冷一般是通过液压马达带动散热器风扇来进行冷却的。以上对 散热器的选型计算是在环境温度为4 5 。c 时计算所得。但是由于强夯施工均在野外进行， 外界环境温差变化范围很大，当环境温度低于计算温度时，液压马达仍以固定转速拖动 风扇或直接停止旋转即以开关量来控制散热器风扇的转动，这必将造成很大的能量损 失。所以应对散热系统进行必要的改进，以减小散热系统能量损失。 2 4 柴油发动机能量损失的分析 柴油发动机作为整个液压系统的动力源，对于系统的正常工作与否起着重要的作 用，因此对柴油机工作特性的和工作状况的分析对于系统节能研究是必不可少的。柴油 机的控制目标一般分为两种，一种是着眼其动力性，另外一种是着眼其经济性。 目前工程机械发动机中广泛使用的全程式调速器着重其动力性，即当外界载荷发生 变化时，全程式调速器作用，自动增大或减小油门调节拉杆的位置使得发动机的转速基 本维持不变。但是，由图2 2 潍柴w p l 2 3 0 0 n 发动机万有特性曲线可知在固定转速下随 1 2 长安大学硕士学位论文 着外界负荷的减小，即当前负荷远小于外特性曲线上的负荷时，发动机的燃油消耗率 急剧增加1 ，这将造成很大的能源浪费。 g z 墩 龟 转速r r a i n 图2 2 潍柴w p l 2 3 0 0 n 发动机万有特性曲线 n e ( k v ) 图2 3 柴油机负荷特性曲线 由图2 3 发动机的负荷特性曲线可知，对于某固定转速，当发动机空转时燃油消耗 率g e 无限大，随着每循环供油量的增加，燃油消耗率g e 减小，当其达到最小值时每循环 供油量继续增大负载增加，由于过量空气系数a 减小，燃烧恶化，g e 快速上升引起发动 机的排气黑烟增多，造成很大的能源浪费。 潍柴w p l 2 3 0 0 n 发动机的外特性曲线如图2 4 所示，由图可知在发动机的整个转速 范围内随着转速的上升扭矩逐渐增大，当增大到某一转速时值时，扭矩随之减小，而发 动机的燃油消耗率曲线正好与其相反。所以根据外界负荷的变化再满足负荷要求的情况 之下应使发动机尽量工作在外特性曲线的经济转速附近。 第二章强夯机液压行驶系统分析与设计 2 8 0 参 盈 2 10 蚌 督1 4 0 7 0 - 王j 董2 0 8 蕊 篓2 0 0 萋御 饕1 8 4 一- _ 一_，一 ，一 ， ， 、 、 、 一，。 、i 、 、 、 、 ，一 、 一 18 0 0 15 0 0 星 1 2 0 0 墨 幂 9 0 0 h u u1 u u u1 z u u1 4 u u1 6 u d1 日u u2 口d u 转速r h n i n 图2 4潍柴w p l 2 3 0 0 n 发动机外特性曲线 综上，工程机械发动机除要满足动力性还要兼顾经济性，由于发动机的扭矩外特性 曲线穿过万有特性曲线的低耗油区。所以一方面应控制发动机的负荷率尽量接近负荷外 特性曲线，这样既满足了动力性的要求，其燃油消耗率也显著降低。另一方面应根据负 荷的变化调整发动机的转速使发动机的转速除满足动力性外，根据负荷特性曲线确定满 足该负荷扭矩的最低油耗率的转速作为发动机转速输出。但是，由于工程机械负荷变化 范围较大，如按上述方法调整将使得发动机转速改变过于频繁，不利于系统稳定工作。 然而通过取变化负荷的平均值，瞬间突变负荷通过改变泵的排量来进行，这样使的发动 机在特定工况下以特定恒扭矩输出，发动机变功率输出使得系统的能耗降级，在满足动 力性的情况下系统的经济性得到改善。 2 5 液压系统能量损失的分析 理论上认为阀控液压系统的效率低下，但是在液压系统的实际工作过程中情况并非 如此。即使液压系统为定量系统，在没有超出安全阀设定压力的情况下，系统的压力跟 随负载而变，流量不会像恒压系统那样和负载有关。因此液压系统的效率可以达到较高 的水平n 。但是由于实际的工作环境中，情况比较复杂，对液压系统的影响很大，因此 液压系统存在着各种损失。 强夯机的行驶液压系统存在如下损失： 1 由于多路阀的使用，当液压泵处于工作阶段时，多路阀处于中位时系统为旁路 1 4 长安大学硕士学位论文 空流损失，而在对多路阀操作的过程中液压存在节流损失。 2 在液压系统工作的过程中，外界的负荷变化很大，当系统的压力超过安全阀设 定的压力时，液压系统出现溢流损失，这使得发动机的功率很大一部分以发热的形式损 失，导致系统温升过高，对液压系统的正常工作产生了很大的影响。 3 由于液压系统中的管路布置不合理，以及液压管径过细等造成了液压系统的沿 程损失。所以，沿程损失也是液压系统损失的一个重要的方面。 4 由于强夯机行驶系统负载变化较大，发动机经常偏离经济工作点，燃油利用率 下降，泵吸收的功率和发动机发出的功率偏离较大，所以功率不匹配输出时强夯机液压 系统必须解决的问题。 5 其他损失，如摩擦损失等，这些损失较小，可以忽略。 综上，液压系统的能量损失大小和系统工作的可靠性、系统的节能减排有着很大的 关系，所以通过对液压系统进行节能控制研究是非常必要的，本论文在液压系统能量损 失方面重点对外界负荷引起的能量损失和发动机的功率匹配进行研究，以达到节能的目 的。 1 5 第二章强夯机液压行驶系统分析与设计 1 6 长安大学硕士学位论文 第三章强夯机液压行驶系统控制方案 强夯机的液压系统与挖掘机的液压系统比较相似。液压挖掘机液压机构经历了从单 变量泵，到变量双泵的发展过程。本论文中以变量双泵作为强夯机液压系统的压力供给 机构。在双泵作为压力源的系统中，有双泵分别进行排量调节的双泵调节机构和整体进 行调节的双泵排量调节机构，本论文采用双泵整体进行调节的双变量泵作为研究对象， 由于强夯机的液压行驶系统具有对称性，所以取其一边作为研究对象，其控制框图如图 3 1 所示： 3 1 动力机构控制方案 图3 - 1 强夯机动力系统控制图 工程机械主要以柴油机作为动力源，本论文采用实际项目中所用柴油发动机 w p l 2 3 0 0 n 作为研究对象。该柴油机为潍柴蓝擎系列电控发动机，电控发动机的使用使 得机器节能效果优于非电控发动机，也更加便于控制。为行驶控制研究提供了很大的方 便。电控发动机的控制和发动机各部分工作状况信息及故障自诊断等都是通过发动机的 电子控制单元e c u 来完成和获得的。整机节能控制部分的电子控制器可以通过总线和发 1 7 第三章强夯机液压行驶系统控制方案 动机的电子控制器e c u 交换数据，通过读取发动机e c u 的数据获取发动机的信息，例如 发动机的转速等。也可以通过整机电子控制单元对发动机通过发动机的e c u 对发动机进 行控制，使其工作在某个转速附近既满足动力性也满足经济性的要求。 3 1 1 发动机转速控制方案 发动机的主要特性曲线包括万有特性曲线和调速特性曲线，其中万有特性曲线综合 了柴油机的速度特性和负荷特性，比较全面的反映了柴油机的性能n 。 发动机的万有特性和调速特性的结合，使得发动机的经济运行转速很容易标定和获 得，为发动机和变量泵的联合控制提供了可靠的理论依据。发动机的万有特性曲线如第 二章中图2 2 所示，由图可知在柴油机的万有特性曲线中油耗从内向外逐渐增大。对于 工程机械发动机而言，其负载通常变化较大而转速变化不大，因此希望发动机的经济工 作区应在万有特性上部，负载较大的位置，且希望等油耗曲线沿纵向增长。 在万有特性曲线中除等油耗曲线外还有等功率曲线，在每个功率下都有一个最经济 油耗点，等油耗和等功率曲线的切点即为该点，把这些最经济油耗点相连组成发动机的 经济工作曲线。在柴油机的工作过程，无论功率怎么改变，使发动机工作点越接近经济 曲线，发动机油耗率越低。 综上所述，应根据不同的负载使发动机在相应的功率下工作即通过对外界负载的感 应来确定相应的发动机输出的功率大小，从而避免以恒功率输出时导致功率不够，或大 马拉小车的现象出现。 3 1 2 发动机分阶段控制方式选择 由第二章关于强夯机的施工工况分析部分可知，强夯机行驶系统的负载变化范围较 大。但是从整机的工作过程来考虑，由于强夯机的行驶系统最大设计速度较低，所以对 于行驶系统而言，着重考虑其经济性，而不是动力性。而对于整机而言，在某个阶段要 考虑其经济性，在另一个阶段要考虑其动力性，如在起吊阶段发动机应以动力性为主， 所以对于发动机进行分阶段控制是非常必要的。 同时，对强夯机而言，在负载变化的情况之下还可以通过控制器对变量泵的变量伺 服阀操作来调节泵的排量，从而满足节能的需要，也就是对发动机和泵的联合控制方式。 根据不同的工作阶段来控制强夯机发动机这是强夯机特有的操作方法，强夯机的工 1 8 长安大学硕士学位论文 作阶段主要分为行驶、吊重、变幅、以及怠速等几个阶段，因此可对控制器的输入设置 不同的阶段操作开关，不同的开关信号经过控制器处理之后对发动机的e c u 发出执行信 号，发动机的e c u 接到执行信号后调节发动机的供油量和其他参数使发动机工作在给定 的工作阶段。 1 行驶阶段： 取强夯机平地行驶所需要的行驶功率如下，其速度取v = 1 5 k m h ，则其行驶功率如下 p 1 为： 置= c r xg x g 8 x v 7 7 1 7 7 2 7 7 册 = q ：三璺兰z 竺! z 圣兰竺：璺兰! ：三兰! 兰q q = 18 5 7 k w ( 3 1 ) o 9 2 0 9 7 0 7 1 3 6 0 0 r ll 一履带驱动段效率，0 9 2 n2 一行驶减速机效率，0 9 7 r l p 液压系统效率，o 7 1 根据强夯机的设计要求，强夯机的设计速度比较低，其最大速度仅为1 5 k m h ，由发 动机的额定输出功率是2 2 1 k w 完全满足要求。所以对于强夯机的行驶系统应以发动机工 作的经济性为主。根据发动机转速控制方案部分分析可知，应使发动机尽量工作在经济 曲线附近，通过负载的变化在经济工作曲线上调节发动机的功率，即所谓的变功率调节， 因控制器的应用使电控发动机的节能效果更加突出。 2 吊重阶段： 吊重阶段分为提升和回转两个过程，两者需要配合工作，有时两者需要同时工作， 所以应以两者功率之和来确定发动机的工作阶段 提升功率p t p=!：三兰三竺竺：璺兰匕=13 x2 6 0 0 0 x9 8x 0 5 = 1 9 4 8 k w ，=_-_-_-二=一= 。 仉 o 8 5 ( 3 2 ) t 一额定载荷与吊钩重量，2 6 0 0 0 k g v t 一夯锤起升速度，0 5m s nc 提升传动效率，0 8 5 回转所需功率p h 只= t , , xn x2 r r = 竺z 兰竺型= 1 9 2 k w 一 6 0 x q h 6 0 x 0 6 5 ( 3 3 ) t a 回转力矩，5 9 7l ( n 第三章强夯机液压行驶系统控制方案 n _ 回转转速，2r m i n n h - 回转传动效率，0 6 5 强夯机起吊重物一般保持不变。仅是在夯锤从地面吊起瞬间，由于地面对夯锤的吸 附力最大为夯锤的重量的0 3 倍，所以可以根据夯锤的重量和吸附力之和确定发动机的 工作点情况，可以避免因为发动机输出功率过大造成浪费或者功率过小而对夯锤吊起失 效，同时为了安全起见，发动机的应有一定的功率储备。所以提升功率应在2 0 0 k w 以上， 同时强夯机在提升的的过程中有可能也在回转，所以发动机的所输出地总功率应为发动 机的额定功率，也就是强夯机在起吊阶段应工作在发动机的动力模式阶段。 3 变幅阶段： 对于强夯机而言，变幅阶段在整个机器工作过程中所占的比重比很少，且变幅时不 进行其他动作，如提升或行驶等。变幅阶段所需要发动机的输出功率计算如下： 变幅所需功率p f 只：墨兰堡= 1 0 1 17 0 0 2 3 5 = 3 9 6 k w ( 3 4 ) ，= = 一= 4j 7 7 7 ，i o 6 f d 单绳拉力，1 0 1 1 7 0n v f _ 变幅线速度，0 2 3 5m s r l 卜变幅传动效率，0 6 由于变幅阶段所需的功率和发动机的额定功率相比很小，且出现频率很低，所以此 阶段可以略去。 4 怠速阶段： 怠速阶段是指当强夯机处于待命工作阶段时所设定的模式，此时柴油发动机将处于 低油耗和噪音的阶段，此阶段的设定为减小柴油发动机的磨损和节能减排有很大的作 用。其怠速功能如下所述，当操作杆回到中位后如果能加像汽车一样怠速启停控制系统， 整个发动机在怠速阶段比不加该系统的发动机要节约5 - 1 0 的油耗，但是目前该系统在 柴油机上的应用还比较少，须经进一步的研究与开发，本论文只是提出不做进一步的研 究。 3 2 l 8 v o 变量泵排量调节方式 l 8 v o 轴向柱塞斜轴式变量双泵的控制原理图如下图，其控制过程为：当从先导泵 长安大学硕士学位论文 1 出口的压力经比例减压阀3 从先导控制口x 3 和主变量泵的出口压力共同作用在恒功率 控制调节器4 上，当两者压力之和大于变量弹簧8 和测量弹簧9 的预压力之和时，比例 方向控制阀5 右位工作，液压油进入变量缸6 无杆腔n 刭。在变量缸的作用下，由于压力 差的作用，使得变量泵向排量减小的方向移动，从而泵的排量减小。在变量缸移动的过 程中同时使测量弹簧的压力增大，比例方向阀5 复位。如此反复直到达到新的平衡状态。 图3 2l s v o 变量泵原理图 ( 1 、先导泵；2 、溢流阀；3 、比例减压阀；4 、恒功率控制调节器；5 、变量调节 比例方向压力控制阀；6 、变量调节缸；7 、变量泵；8 、变量弹簧；9 、测量弹簧；) 先导减压阀压力的调节由控制器产生的电信号调节，由极限负荷确定电子控制器 所应输出的控制压力，通过不同的控制压力可以改变机械设置的基本功率，因此可以设 定不同的功率模式。可以通过不同的控制器和其相关的软件来产生先导减压阀的控制电 信号。 下图为l 8 v o 泵的比例减压阀的输入控制压力和泵的排量的关系，根据电子控制器 输入不同的控制信号，泵的排量发生相应的变化。当控制压力增大时，泵的排量减小， 即所谓的负流量控制方式。 2 1 第三章强夯机液压行驶系统控制方案 t 罴r 器 型土妖 4 0 3 5 3 0 2 5 2 0 15 1 0 4 。 、 、 。 k 、 0 ，5 排量 1 , 0 + v g 懒 图3 3 比例减压阀压力排量曲线图 如图3 3 所示，控制起点可在4 - 1 5 b a r 之间设定，控制压力的变化范围为 a p = 2 0 b a r 。 3 3 主控制器选型 当控制对象确定以后，选择合适的主控制器是至关重要。主控制器的种类繁多，目 前应用于工控领域的控制器主要有：可编程控制器( p l c ) 、a r m 、单片机、工控机( 如力 士乐的m c 7 控制器和其相关软件) ，d s p 等。但是诸多控制器各有所长。 1 可编程控制器p l c ：p l c 主要应用于工业控制领域，特别是环境特别恶劣，电 磁干扰较严重的场合。由于p l c 最初的设计是用于替代复杂的继电器控制，和满足苛刻 的使用环境要求，因此p l c 主要是针对顺序操作而设定的，时序性较强。随着技术的进 步，p l c 的配套逐渐齐全，功能也有很大的完善，适用性也增强了很多；比