轮式挖掘机液压行走系建模及其制动异响分析

高山铁，李占龙，2，刘 鑫

（1.贵州詹阳动力重工有限公司，贵州 贵阳 550006；2.太原科技大学机械工程学院，山西 太原 030024）

1 引言

轮式挖掘机因具有较高机动性和作业效率，被广泛的应用在城市建设、快速抢修等领域。轮式液压挖掘机一般由工作装置、回转装置和行走装置三大部分构造，其行走装置负责整机的运行和支撑，直接影响到车辆行走和作业的稳定性和效率。液压行走装置具有无极调速和可灵活布置等优势，能够提高轮式挖掘机的操控水平及其传动功率与密度，是挖掘机智能化、节能化发展的重要技术之一。

现有研究大多集中在挖掘机工作装置的性能分析、疲劳预估和节能控制等。文献[1]以XE215G中型挖掘机为对象，采用两种方法获取工作装置铰点载荷，并对其特性进行研究。文献2]提出一种基于区域规划的三维图谱（MBRS-3D）法来探究工作装置的结构特性，绘制三维最大应力空间图谱和对应的区域空间图谱，直观呈现最大应力值以及所在区域的空间分布。文献[3]提出了一种能够反映实际作业工况的载荷谱测试方法，为液压挖掘机工作装置的疲劳试验提供了基础数据。文献[4]提出一种基于工作装置尺寸变化因素的研究方法，对工作机构尺寸变化对挖掘范围及作业性能指标的影响进行了研究。文献[5]建立大型正铲挖掘机的数学模型，采用ADAMS和AMESim对工作装置液压系统进行了联合仿真，验证了所提出液压控制方案的正确性。文献[6]在Ansys Workbench中对工作装置进行了强度分析和模态分析，结合NSGA-Ⅱ算法对工作装置进行了多目标优化设计，获得了工作装置结构的Pareto解集。文献[7]针对挖掘机在作业中挖掘力不足、燃油经济性差等常见问题，建立优化数学模型，通过遗传算法求解目标函数，对工作装置开展了多目标优化。文献[8]通过对铲斗挖掘土壤过程进行仿真，获得挖掘阻力及工作装置铰接点载荷谱，对挖掘机工作装置疲劳特性进行了分析。文献[9]建立了液压挖掘机工作装置的结构有限元模型，分析并确定了影响液压挖掘机工作装置动态性能的关键模态频率，以工作装置几何约束、性能约束等为约束条件，采用扩展拉格朗日乘子法对工作装置进行动态优化设计。文献[10]在多体动力学软件ReccurDyn 中建立了挖掘机的虚拟样机模型，对直行、爬坡以及原地转向3种典型工况下履带行走装置的预张紧力进行了分析研究。文献[11]从应用机器人理论建立某挖掘机机液工作系统的动力学方程，计算了该工作系统的机液耦合动态特性，结果表明该系统具有较好的操纵性和流量抗饱和特性，为挖掘机机液工作系统的优化设计提供参考。

课题组在某新型15t轮式挖掘机样机测试时，发现行走制动过程中行走马达始终伴随有异响，严重影响挖掘机的驾驶品质，并存在潜在的可靠性风险。针对该问题，本研究建立了挖掘机液压行走系模型，从理论上分析制动异响的原因，提出了改进措施，并开展了验证性实验。

2 液压行走系工作原理

行驶液压回路由发动机、主泵、先导泵、先导溢流阀、油门踏板、后退电磁阀、前进电磁阀、行走阀、行走马达组成，其原理，如图1所示。

图1 行走系液压原理图Fig.1 Hydraulic Principle Diagram of Walking System

挖掘机向前行驶时，前进电磁阀7通电，阀芯处于上位，后退电磁阀6断电，操纵油门踏板5，输出先导压力油，经过前进电磁阀7 阀芯上位，作用到行走阀8 阀芯左端，行走阀8 阀芯处于左位，主泵2输出的高压油通过行走阀8阀芯左位输送给行走马达9，马达逆时针旋转，带动桥箱传动系统正转，机器开始向前行驶。

挖掘机向后倒车时，后退电磁阀6通电，阀芯处于上位，前进电磁阀7断电，操纵油门踏板5，输出先导压力油，经过后退电磁阀6阀芯上位作用至行走阀8阀芯右端，行走阀8阀芯处于右位，主泵2输出的高压油通过行走阀8阀芯左位道输送给行走马达9，马达顺时针旋转，带动桥箱传动系统反转，机器开始向后倒车。

挖掘机停止时，后退电磁阀6和前进电磁阀7未通电，行走阀8阀芯处于中位，主泵2液压油通过行走阀8中位直接回油箱。

3 理论分析

行走马达和行走阀是液压行走系的核心部分，其动态建模是行走系参数设计和匹配的关键。行走阀的简化结构，如图2所示。其中P口为输入油液口，O口为通向油箱的油口。A口和B口均为通向行走马达的换向阀油口。当换向阀位于右位时，A口为进油口，B 口为出油口，此时车辆向后倒车；换向阀位于左位时，B口为进油口，A口为出油口，此时车辆向前行驶。根据节流口处的压力—流量方程，换向阀阀口流量为：

图2 行走阀简化模型Fig.2 Simplified Model of Travel Valve

式中：QPA—液压泵压力油到A口的液压油流量，m3/s；QPB—液压泵压力油到B口的液压油流量，m3/s；APA—工作油口P与回油口A之间的流通面积，mm2；APB—工作油口P与油口B之间的流通面积，mm2；PP—液压泵压力油压力，Pa；PA—换向阀A 口压力，Pa；PB—换向阀B 口压力，Pa；Cd—流量系数；ρ—液压油密度，kg/m3。

当挖掘机向前行走制动时，换向阀由侧位切换到中位，液压泵压力油无法向换向阀B口供油，但B口到行走马达这一管路中存在具有一定流速的液压能。由于车辆惯性，在不考虑能量损耗的情况下，此时油液的动能EK全部转化为压力能EP，使管道中液体的压力增加了ΔP，产生剧烈波动。由能量守恒定律EK=EP，将动能与压力能关系带入油路参数可得：

式中：ΔP—管道在液压冲击时压力的升高值；ρ—液体密度；Ke—液体的体积模量；Δv—液压冲击前后速度的变化量。

由式（3）可知，当挖掘机行走制动时，由于油路中油液和管路不变，液压冲击的大小只与流速v0有关。

综上分析，该车行走制动的异响，是由丢油门后高压油回路被突然中断、行走马达由于惯性吸空而产生的液压冲击所致。

4 建模仿真

为验证上述理论分析行走制定异响的原因，根据行走液压系统原理，如图1所示。在AMESim环境搭建行走系统仿真模型，如图3所示。

图3 系统仿真模拟图Fig.3 System Simulation Diagram

根据该型挖掘机给定仿真主要参数：主泵排量：（2×80）ml/r，先导泵排量：20ml/r，马达排量：（39～110）ml/r，脚踏板允许最大操纵力矩：20N·m。重点计算挖掘机行走制动过程的行走马达入口压力曲线，如图4所示。

由图4可知，在缓慢给油车辆加速过程中（0～5）s，行走阀入口压力逐步增加；在丢油制动时刻5s，压力在0.4s内由176Pa突增至588Pa，随后迅速降低至稳定油压8Pa。由此可知，在行走制动过程行走阀产生剧烈的压力波动，与理论分析结果一致。

图4 系统仿真行走马达入口压力曲线Fig.4 Inlet Pressure Curve of Travel Motor by System Simulation

针对分析结果，提出如下解决方案：增加一块行驶中位补油阀10，与行走马达9并联，当行走制动时，可通过该块中位补油阀将行走马达9进回油接通，实现内部补油，从而降低压力冲击，其原理，如图5所示。改进后的仿真结果，如图4所示。

图5 改进行走系液压原理图Fig.5 Improved Hydraulic Principle of Walking System

由图4可知，在行走制动时，行走阀入口压力直接降低值平稳压力，并未出现压力剧烈波动。由此可知，增加中位补油阀的方案理论上可解决制动异响问题。

5 实验验证

为验证理论分析和方案，采用LERO智能液压测试仪，分别开展了低速、中速和高速情况下的实车制动实验，如图6 所示。由图6可知，原行走系在制动时，行走马达入口压力波动明显，且车速越高，波动越剧烈，说明行走马达由于制动惯性吸空而产生连续液压冲击，验证了理论结果的有效性。

图6 原行走系实验结果（P1-中速制动，P2-低速制动，P3-高速制动）Fig.6 Experiment Results of Original Walking System

按照图5所示，与行走马达并联一中位补油阀参数，如表1所示。搭建改进的行走系液压结构，并进行了实车制动实验。改进前后行走马达制动压力统计值，如表2所示。结果显示，改进后制动压力波动最大幅值减小48.92%，标准差减小54.93%，行走马达制动液压冲击显著缓减；制动时没有任何异响出现，操作平顺性良好，验证了所提方案的有效性。

表1 补油阀参数Tab.1 Compensation Valve Parameters

表2 改进前后行走马达制动压力Tab.2 The Brake Pressure Before and After Improvement

6 结论

针对某15t轮式挖掘机在行走制动过程中出现的异响问题，开展了理论分析和实验研究。结果表明，该车行走制动过程中，丢油门后高压油回路被突然中断、行走马达由于惯性吸空而产生剧烈的液压冲击，进而产生制动异响。

因此提出了增装中位补油阀与行走马达并联的解决方案，并对比改进前后马达入口压力仿真曲线，发现增加补油阀后行走马达压力波动消失，理论上证明了该方案的有效性；开展了实车实验，验证了理论模型的准确性，且通过增加中位补油阀，行走系统制动异响有效解决。