小型挖掘機復合動作性能優化研究

趙小飛

(山西機電職業技術學院， 山西 長治 046011)

引言

負載敏感系統有閥前補償和閥后補償兩種，閥前補償系統應用于飽和流量系統[1-3]，變量泵優先給低負載執行機構提供油液，高負載執行機構供液不足，速度減小至停止[4-5]；閥后補償應用于非飽和流量系統，變量泵成比例地為高低負載的執行機構提供油液。小型挖掘機對動臂斗桿鏟斗等執行機構負載復雜性及動作協調性要求較高，因此，閥后補償型負載敏感系統優先配套于小型挖掘機。

相關負載獨立流量分配(LUDV)負載敏感系統研究不少，陳敘等[6]在AMESim仿真平臺上，通過增加壓力補償閥彈簧剛度、 減小補償閥閥芯最大位移降低了系統液壓沖擊； 程培寶[7]研究了實際工況下動臂斗桿快速單動作負載無關獨立流量分配性能，為確定復合動作時各回路比例分配提供參考；嚴世榕等[8]基于AMESim建立挖掘機閥后補償機液耦合系統，驗證了系統良好的操縱性和抗流量飽和特性；張江濤等[9]提出一種基于LUDV系統和變頻電機的液壓挖掘機系統方案，研究減小泵排量目標值，電機耗電量得到減小；羅艷蕾等[10]比較了LUDV系統在變負載工況、變流量飽和工況下的性能，分析了閥后補償在負載敏感中的抗飽和能力；王菊敏等[11]基于傳統LUDV系統多路閥節流壓損大，利用SimulationX搭建了改進閥仿真模型，對比分析了新舊多路閥的節流壓損情況；王欣等[12]基于壓差控制策略改進了負載敏感系統，實現了負載無關的流量分配。

綜上，基于挖掘機復合動作優化方面的研究較少，因此，本研究以某小型挖掘機動臂斗桿鏟斗三復合為研究對象，分析了復合過程壓力補償器的補償原理，提供了部分關鍵樣機參數，針對三復合鏟斗動作速度慢問題，對鏟斗壓力補償器進行優化改進，改善了三復合性能，為后續挖掘機復合動作優化提供理論依據和參考。

1 小型挖掘機動臂斗桿鏟斗三復合系統

挖掘機三復合系統原理圖如圖1所示。

1.梭閥 2.動臂油缸 3.斗桿油缸 4.鏟斗油缸 5.單向閥 6.動臂壓力補償器 7.斗桿壓力補償器 8.鏟斗壓力補償器 9.動臂主閥節流槽 10.斗桿主閥節流槽 11.鏟斗主閥節流槽 12.流量控制閥 13.壓力切斷閥 14.功率閥 15斜盤變量缸一 16.斜盤變量缸二圖1 小型挖掘機三復合系統原理圖

在動臂斗桿鏟斗三復合動作過程中，負載敏感閥后補償系統工作，動臂壓力補償器、斗桿壓力補償器、鏟斗壓力補償器處于動態平衡狀態，p1,p2,p3,p4,p5,p6分別表示動臂大腔、動臂小腔、斗桿大腔、斗桿小腔、鏟斗大腔、鏟斗小腔負載壓力。

系統最大負載壓力pmax：

pmax=max(p1,p2,p3,p4,p5,p6)

(1)

理論上系統最大負載壓力即為LS反饋壓力，實際測的LS反饋壓力往往大于系統最大負載壓力pmax：

pmax=pLS-Δp0

(2)

式中, Δp0為最大負載反饋至流量控制閥LS口的壓損。

設p0為變量泵出口壓力，也即為補償閥前壓力，流量控制閥兩端壓差Δp：

Δp=p0-pLS=p0-pmax-Δp0

(3)

表1 整機部分參數

空載挖掘機動臂斗桿鏟斗三復合動作過程中，動臂負載最大，斗桿壓力補償器和鏟斗壓力補償器產生補償壓差，使各自壓力補償器達到動態平衡，一定的壓力補償器節流面積下，補償壓差越大，過流量越小，對應執行機構動作越慢。

2 小型挖掘機三復合性能分析

2.1 樣機測試傳感器

樣機測試所用傳感器參數如表2所示。

表2 傳感器參數

2.2 初始特性

在原裝主閥和壓力補償器不變基礎下，發動機轉速設定1500 r/min，測得空載挖掘機三復合相關數據如圖2～圖6所示。

由圖2～圖5可知，動臂斗桿鏟斗復合動作過程中，在動臂位移達到0.67 m(對應時間點約為24.5 s)時，動臂大腔壓力為6.84 MPa，動臂小腔壓力為0.63 MPa；斗桿位移達到0.35 m，斗桿大腔壓力為6.53 MPa，斗桿小腔壓力為3.94 MPa；鏟斗位移達到0.23 m，鏟斗大腔壓力為0.80 MPa，鏟斗小腔小腔壓力為0.41 MPa。顯然動臂大腔壓力最大，泵LS反饋壓力取決于動臂大腔壓力，LS反饋壓力為7.78 MPa，LS反饋壓力分別作用于動臂壓力補償器、斗桿壓力補償器、鏟斗壓力補償器及變量泵流量控制閥，斗桿壓力補償器產生3.84 MPa的補償壓差，鏟斗壓力補償器產生6.98 MPa的補償壓差。三復合動作過程中，動臂壓力補償器完全開啟， 斗桿壓力補償器處于中開口狀態，鏟斗壓力補償器處于小開口狀態。

圖2 動臂壓力-位移動態曲線

圖3 斗桿壓力-位移動態曲線

圖4 鏟斗壓力-位移動態曲線

圖5 變量泵壓力-流量動態曲線

根據動臂斗桿鏟斗位移曲線，經微分處理獲得三者速度曲線如圖6所示。動臂上升、斗桿內收和鏟斗內收速度均比較平緩，斗桿內收速度約為0.25 m/s，鏟斗內收速度約為0.083 m/s，動臂速度約為0.073 m/s，三復合全程速度平緩，基本沒有變速。

圖6 動臂斗桿鏟斗速度動態曲線

2.3 優化特性

在壓力補償器補償壓差一定的情況下，需改變其節流面積，調節過流量進而改善三復合動作的協調性。

鏟斗壓力補償器如圖7所示，通過增大鏟斗壓力補償器U形節流槽節流面積，加快鏟斗動作速度，備選3種節流槽鏟斗壓力補償器閥芯參數如表3所示。

圖7 鏟斗壓力補償器示意圖

表3 鏟斗壓力補償器閥芯參數 mm

發動機轉速不變，將鏟斗壓力補償器更換為#1鏟斗壓力補償器，測得空載挖掘機三復合相關數據如圖8～圖12所示，選取動臂位移達到0.67 m的點為參考點進行分析。

圖8 #1鏟斗壓力補償器動臂壓力-位移動態曲線

由圖8可知，更換為#1鏟斗壓力補償器，三復合動作過程中，當動臂位移為0.67 m(對應時間點約為19.85 s)時，動臂大腔壓力降低至6.52 MPa。

由圖9可知，更換為#1鏟斗壓力補償器，斗桿大腔初始壓力為5.99 MPa，有降低的趨勢，斗桿小腔壓力為4.20 MPa，有增加的趨勢，反饋在斗桿速度上其降速明顯。

圖9 #1鏟斗壓力補償器斗桿壓力-位移動態曲線

由圖10可知，更換為#1鏟斗壓力補償器，鏟斗大腔壓力仍然較低，大腔增壓較之前明顯。

圖10 #1鏟斗壓力補償器鏟斗壓力-位移動態曲線

由圖11可知，變量泵輸出流量較更換為#1鏟斗壓力補償器前略有增加，因為泵出口壓力由8.8 MPa降低至8.4 MPa，導致負載敏感泵斜盤擺角略有增大，其輸出流量增加了3.9 L/min。

圖11 #1鏟斗壓力補償器變量泵壓力-流量動態曲線

由圖12可知，更換為#1鏟斗壓力補償器，斗桿掉速明顯，動臂速度降低了0.01 m/s，鏟斗速度增加了0.05 m/s，顯然改變鏟斗壓力補償器節流槽尺寸能夠改善動臂斗桿鏟斗復合動作協調性。

圖12 #1鏟斗壓力補償器動臂斗桿鏟斗速度曲線

發動機轉速不變，分別更換為#2，#3鏟斗壓力補償器測試樣機數據，并與#1鏟斗壓力補償器比較，如圖13為3種鏟斗壓力補償器的鏟斗速度變化曲線。相比#1壓力補償器，更換為#2鏟斗壓力補償器，鏟斗速度由0.12 m/s增加至0.15 m/s；更換為#3鏟斗壓力補償器，鏟斗速度由0.12 m/s增加至0.21 m/s。

進一步可計算出鏟斗大腔輸入流量變化曲線如圖14所示。相比#1鏟斗壓力補償器，更換為#2鏟斗壓力補償器，鏟斗大腔輸入流量由36.38 L/min增加至45.38 L/min；更換為#3鏟斗壓力補償器，鏟斗速度由36.38 L/min增加至64.03 L/min。

結合圖13和圖14可知，增大鏟斗壓力補償器節流槽槽寬或槽深，即增大節流槽面積，有助于提高復合工況下的鏟斗速度和鏟斗動作流量。

圖13 3種鏟斗壓力補償器的鏟斗速度變化曲線

圖14 3種鏟斗壓力補償器的鏟斗大腔流量變化曲線

3 結論

小型挖掘機復合動作協調性高低直接影響市場銷量，針對動臂上升、斗桿鏟斗內收三復合時鏟斗速度慢問題，本研究給出了挖掘機三復合系統原理圖，分析了壓力補償器補償壓差調控原理，研究了原裝鏟斗壓力補償器和3種優化改進的鏟斗壓力補償器對挖掘機三復合性能的影響情況，通過增大鏟斗壓力補償器U形節流槽節流面積，提高了鏟斗速度，改善三復合動作協調性。研究表明，改變鏟斗壓力補償器節流面積可有效改善三復合鏟斗速度，為挖掘機各復合性能優化提供方向。