開式液壓行走直線性能的補償研究*

王 歡

(山河智能股份有限公司，湖南 長沙 410100)

0 引 言

根據液壓油循環方式的不同，液壓系統分為閉式系統和開式系統。閉式系統的液壓油，除了因改善散熱使低壓側的冷油和熱油進行部分交換外，其余液壓油在泵與執行器間循環。應用閉式系統液壓行走的典型工程機械包括攤鋪機等路面機械。開式系統的液壓油從油箱經泵排出并進入執行器，執行器做功后液壓油再回到油箱。應用開式系統液壓行走的工程機械，有雙泵分別驅動雙馬達的方式，如常見挖掘機的行走；也有單泵驅動雙馬達的方式，如露天鑿巖設備。要限制類似露天鑿巖設備的直線行走跑偏量，其左、右兩條履帶的驅動轉速差應控制在一定的偏差范圍，這與設備的結構參數、驅動參數、液壓系統參數等息息相關，尤其左、右兩條履帶的行走負載區別較大時，極易導致直線行走時的跑偏量超出設備施工要求。因此，設計過程應采取限制直線行走跑偏量的技術措施。吳保林等[1]研究了影響單泵驅動雙馬達速度同步的負載干擾問題，主要分析負載比和排量比之間的關系對實現速度同步的影響。顧海榮等[2]根據力學和液壓傳動理論，對采用不同同步方式的單泵多馬達液壓行走的動力學問題進行了研究，得出采用電子防滑技術優于同步分流技術的結論。董金芳等[3]根據國家標準對行駛跑偏量的計算和檢測方法進行了分析；謝衛國[4]對行駛跑偏量的實驗方法進行了研究。李致遠等[5]研究了液導比的取值對液壓全橋壓力特性的影響并明確了液導比取值范圍的研究方法。筆者主要基于開式系統單泵雙馬達驅動的履帶液壓行走，分析液壓驅動行走的技術原理、跑偏原因，研究直線行走過程中跑偏的液壓補償解決方案，目的是改善設備的行走直線性能，使行走跑偏量滿足施工需求。

1 行走糾偏參數計算

履帶式車輛是靠履帶卷繞時地面對履帶接地段產生的反作用力來推動車輛行走的[6]。圖1所示是某型露天鑿巖設備的履帶底盤簡圖，左、右兩個行走機構都由四輪一帶組成，即驅動輪、導向輪、支重輪、拖鏈輪和履帶。設備的平臺固定安裝在該底盤上，平臺上包含發動機、油箱、液壓電氣系統、駕駛室、執行器臂架等部件。

圖1 履帶行走底盤簡圖

不考慮車輛的滑移，根據相對運動的原理可以推導出履帶在驅動輪的作用下相對于靜止地面的運動速度即為單側履帶的行駛速度。因此，左側和右側履帶的理論行駛速度應等于履帶卷繞運動的線速度，即：

(1)

式中：vt為履帶的理論行駛速度；Zk為驅動輪的有效嚙合齒數；LB為鏈節距；ωk為驅動輪角速度；nk為驅動輪轉速。

對于開式系統單泵雙馬達驅動的液壓行走，典型的液壓原理如圖2所示，圖中省去了液壓泵的簡圖。泵排出的液壓油分別經左、右換向控制閥進入左、右液壓馬達，馬達旋轉驅動履帶行走機構的驅動輪旋轉。直線行走時，操縱行駛的電控手柄或液控手柄輸出到左、右換向控制閥的電流信號或與先導壓力保持一致，即換向控制閥閥口的開度一致；左、右換向控制閥閥口的壓差統一由液壓泵上的定壓差閥確定，使得通過換向控制閥的流量與液壓馬達的負載壓力無關，左、右換向控制閥的液阻也保持一致。左、右換向控制閥均帶有壓差補償器，負載反饋回路中取出了左、右液壓馬達中較大的負載壓力并反饋到液壓泵上負載低的一側，壓差補償器將消耗掉部分壓差。

圖2 單泵雙馬達液壓行走原理

根據式(1)可知，導致設備跑偏的關鍵原因是左、右履帶的驅動輪轉速差，工作負載、效率、內泄漏等，多重因素影響左、右液壓馬達的工作流量，從而形成速度差。驅動輪轉速與液壓參數滿足下式：

(2)

式中：Qf為驅動馬達入口的流量；vg為驅動馬達的排量；ηv為驅動馬達在特定工作壓力和轉速時的容積效率；i為減速機的傳動比。

因此，除履帶行走機構中零部件生產偏差、裝配間隙、工作環境等影響行走跑偏外，行走機構中液壓零部件工作參數區別是導致轉速差的關鍵原因，體現為左、右液壓馬達的工作流量不同。因此，為改善行走的直線性能，應根據跑偏量的要求，分析左、右液壓馬達的工作壓力差，在左、右液壓馬達之間建立補償。

產品設計標準中對行駛的跑偏量一般都有明確的規定。常用的檢測方法是在試驗跑道上取出測量長度為L的區間，確定地面上的直線行駛參考線。以雙履帶對稱平面作為設備上的直線行駛參考，操縱設備從試驗起點出發并沿著參考線方向行走，不調整轉向動作的情況下通過試驗長度，測量設備上的參考點偏離行駛參考線的距離e為跑偏量。根據履帶跑偏形成的圓弧及董金芳等[3]的研究結果，可得出跑偏形成的路徑的圓弧半徑r滿足下式：

(3)

已知履帶底盤上兩個履帶行走機構的間距B，假設右側行走機構的負載大于左側的，導致行走時設備向右側跑偏。則右側履帶行走機構的路徑對應的圓弧半徑ry為：

(4)

左側行走對應的圓弧半徑rZ為：

(5)

行走路徑對應的圓弧中心角θ應滿足下式：

(6)

根據圓弧中心角和圓弧半徑可分別確定履帶行走機構的路徑長度，左側行走機構的行駛路徑是弧長LZ，右側可參考相應的圓弧半徑計算。

(7)

根據行駛路徑長度LZ和履帶行走機構中驅動輪的動力半徑rc，可分別確定左、右履帶行走機構中驅動輪的轉動圈數nc。

(8)

結合設備中左側履帶行走機構的驅動扭矩tZ、液壓馬達的機械效率ηt，估算出左側液壓馬達的工作壓力PZ，右側可參考計算，從而可確定左、右液壓馬達的工作壓差Δp。

(9)

Δp=Py-PZ

(10)

最后結合泵排量、泵轉速、馬達排量及效率曲線，初步確定左、右馬達的工作流量及流量偏差。根據液壓馬達的工作壓差和流量偏差，可以指導液壓補償阻尼參數的計算和選用。

2 液壓補償差速的原理

應用單泵雙馬達液壓驅動行走的設備，對行走跑偏量的要求相對中等，在雙馬達之間建立液壓補償，如同機械差速器，可以較好地解決跑偏問題，實現方式簡單，性價比高。建立液壓補償的原理簡圖如圖3所示。

圖3 液壓補償差速的原理圖

圖3可視為液壓全橋，P為泵出口的工作壓力，Q為泵出口的工作流量，Rcz為左換向控制閥的液阻，Rcy為右換向控制閥的液阻。直線行駛時，控制手柄輸出與換向控制閥的信號一致，不計溫度變化的影響，因此換向控制閥的液阻用固定液阻表示。Rfz為左液壓馬達相應的工作負載，Rfy為右液壓馬達相應的工作負載，工作負載用可變液阻表示。Rm為左、右液壓馬達之間的補償阻尼，該阻尼大小在設備試制時設置為可調。根據設備重心、負載及液壓件效率等的區別，理論計算初步確定取值，指導實驗測試直線行走。

通過補償阻尼孔的流量與左、右液壓馬達的工作壓力差和補償阻尼的孔徑相關。各液阻的計算，可參考電阻的計算進行。靜態液阻R是液阻兩端壓差對流量的比值[7]，可定義：

(11)

液壓補償差速原理的理論分析參考電阻串并聯、惠斯通電橋的原理進行簡化分析。以瞬時的右側液壓馬達的工作壓力Py大于左側液壓馬達的工作壓力PZ進行分析，則右側液壓馬達入口的流量可分成兩部分：

Qcy=Qfy+Qm

(12)

式中：Qcy為右側換向控制閥出口的流量；Qfy為右側液壓馬達的工作流量；Qm為通過補償阻尼的流量。

根據串聯分壓的原理，右側液壓馬達的工作壓力Py可表示如下：

(13)

同理，左側液壓馬達的工作壓力PZ可表示如下：

(14)

則補償阻尼兩端的壓力差可表示如下：

(15)

整理式(15)發現，當換向控制閥閥口的液阻和液壓馬達的工作負載滿足式(16)的關系時，液橋處于平衡狀態，則補償阻尼中沒有流量通過，設備將保持直線行走。

Rfy×Rcz=Rfz×Rcy

(16)

當液橋不平衡時，液壓馬達的工作負載Rfz和Rfy不相等，根據上述推導可知補償阻尼的兩側有壓力差，則補償阻尼中有流量通過。設置補償阻尼后，可實現左、右液壓馬達的工作壓力補償和行走糾偏功能，改善行走時的直線性能。

3 糾偏測試結果分析

實際的產品應用中，在左、右換向控制閥的補償器后增加一個阻尼Rm，阻尼值的大小根據前述分析方法進行初步估算。圖4所示是初步估算后設置補償阻尼的測試結果。

圖4 補償阻尼為φ1.2 mm的流量曲線

圖4中，Qfy為右液壓馬達入口的流量曲線，Qfz為左液壓馬達入口的流量曲線。實驗過程發現設備向右側的跑偏量超出了設計要求，測試結果也可看出左、右液壓馬達入口的流量有明顯區別，糾偏效果不理想。其主要原因在于補償阻尼兩側的壓差產生的流量偏小，因此應增大補償阻尼的尺寸。

如圖5所示是將補償阻尼由φ1.2 mm增大到φ1.5 mm的測試結果。實驗發現設備的行走跑偏量得到了限制，行走的直線性能滿足技術要求。從測試結果看，左、右液壓馬達的工作流量曲線交織在一起，行走過程中，頻繁地發生左側向右側補償、右側向左側補償的現象，動態地調整了設備的直線行走性能。

圖5 補償阻尼為φ1.5 mm的流量曲線

放大后的液壓馬達工作流量和工作壓力曲線如圖6所示。

圖6 補償阻尼為φ1.5 mm的糾偏過程

糾偏過程如下：當左側液壓馬達的工作壓力PZ減少時，右側液壓馬達與左側液壓馬達之間形成正向壓差ΔPm，右側液壓馬達的工作流量Qfy減少，左側液壓馬達的工作流量Qfz增大。反之則反。

通過實驗調整設備上左、右履帶行走機構的負載差距，發現補償阻尼可選擇偏小一些；而對行走的跑偏量要求提高到一定程度時，設置補償阻尼不能完全有效地改善直線行走性能。

4 結 語

根據行走跑偏量的目標要求，通過理論分析履帶設備的行走原理，確定了用于改善行走直線性能的液壓補償阻尼的計算流程和方法；經實際測試，驗證了增設液壓補償阻尼可以有效地解決有中等跑偏量要求的工程機械的行走直線性能。此次研究結果為解決工程機械的行走跑偏提供了一種簡單、性價比高的解決辦法。