大型挖掘机闭式回转系统联合仿真研究

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我国已成为液压挖掘机的制造大国，但在大型机型的研发方面起步较晚，能制造机重超过 100 t的液压挖掘机的企业很少，国内各大型矿山使用的大型液压挖掘机完全依赖进口。为打破国外的垄断，近几年，国内的大型工程机械企业开始研发用于矿山的大型液压挖掘机。2008年，三-重机在上海展出斗容 12 m 、机重200 t的大型液压挖掘机；2012年，中联重科在上海bauma展上展出了液压挖掘机斗容 22 m 。迄今为止国内最大的液压挖掘机，还没有投入实际使用，目前太原重工也在研发类似机型。

与中小型的挖掘机不同，大型机型的挖掘机在回转过程中，其动臂、斗杆和铲斗的重心会发生大的变化，导致上车部分相对于回转中心的转动惯量发生变化。如果按常规采用固定转动惯量的液压系统仿真方法，就无法模拟挖掘机的真实运行情况，产生较大的误差。为此，采用液压系统仿真软件 AMESim和动力学仿真软件 ADAMS，分别建立液压系统仿真模型和挖掘机上车的动力学模型，将上车部分转动惯量随工作装置位置变化的曲线，导人在 AMESim软件中已建好的回转液压系统模型，两种模型互为驱动，对挖掘机回转过程进行联合仿真研究，分析回转系统的动态特性。

1 回转液压系统需求功率1.1 回转阻力矩挖掘机回转过程中，所受的回转阻力矩包括惯性阻力矩、风阻力矩、摩擦阻力矩和坡阻力矩，其中惯性阻力矩为主要阻力矩。回转阻力矩按式(1)计算：Mh M l pMg (1)其中，风阻力矩MwP ·∑Si·fi，P 为计算风压值，取P，150 Pa，风向垂直于工作装置的侧面，通过确定回转部分的承风面积 S及其形心至回转中心的距离 f得出风阻力矩为 20 kNm。

摩擦阻力矩Mf0.5Ix ·D(∑FGM∑FH)，其中 为当量摩擦系数(取0.015)，D为回转支撑的滚道中心直径(D3.15 m)，∑F。 为由于轴向外载荷和倾覆力矩的作用，在滚动体上产生的法向压力绝对收稿 日期 ：2013-01-23作者简介：王松峰(1986-)，男，河南平顶山人，硕士研究生，主要研究方向为电液比例及伺服控制技术。

液压与气动 2013年第6期值的总和，∑F 为由于径向外载荷的作用在滚动体上产生的径向压力绝对值的总和。计算得出M 0.5×0.015×3.15×3364×10 79 kNm。平面作业时，坡阻力矩为零，故不考虑坡阻力矩。

惯性阻力矩 的计算公式为：( ∑Ji)卢 (2) 2n/60 t (3)Ji 0mir (4)式中， 为物料相对回转中心转动惯量(kg·m )，J；为挖掘机上车部分各部件对回转 中心的转动惯量(kg·m )， 为回转角加速度(rad/s )，n为挖掘机回转速度(min)，t为起动(或制动)时间(S)， 为回转半径(m)，Jio为各部件对通过其质心并与回转中心轴平行的轴的转动惯量(kg·m )。

在整个回转过程中，随着整机上车部分相对于回转中心转动惯量的变化，回转机构所受惯性阻力矩也发生改变，因此，分析转动惯量对回转机构动态特性的影响具有重要的意义。参见图1工作装置相对于回转中心的位置关系，设挖掘机回转中心线为 OO ，动臂与平台铰接点为A，动臂相对于转台转角即连线AB与水平方向AH的夹角为 ，斗杆相对于动臂转角即连线CB与 BA的夹角为 ，铲斗相对于斗杆转角即连线CD与 CB的夹角为 0 。挖掘机正常工作时，除了工作装置各部件的重心(包括动臂、斗杆、铲斗、动臂液压缸、斗杆液压缸、铲斗液压缸和开闭液压缸)距回转中心的距离会发生变化，平台及其上各部件的重心距回转中心的距离均保持不变，故只需考虑工作装置各部件的重心变化，如果确定 0 、 ：、0 ，即可确定工作装置各部件 回转半径，从而得出相对于回转中心的转动惯量。

D图 1 工作装置相对于 回转中心的位置关系通过 PRO/E中建好的整机三维实体模型可以确定挖掘机工作装置不同姿态时各工作液压缸(动臂、斗杆、铲斗和开闭斗)对应的位置，即可确定-组 0 、， 、0，。利用公式(2)-(4)可以计算得出对应的转动惯量。通过计算当动臂液压缸行程 S。1780 mm(042。)、斗杆液压缸行程 S 1300 mm( 2106。)、铲斗液压缸行程S，880 mm( 。224。)时整机上车部分(带载)相对回转中心的转动惯量为 10 kgm ，该工况为挖掘机工作时比较普遍的回转工况。同理可以计算当动臂液压缸行程 S 1034 mm( ：42。)、斗杆液压缸行程 S 1066 mm(0z106。)、铲斗液压缸行程S 890 mm(0，224。)时，上车部分(空载)相对于回转中心的总转动惯量为 6.54×10 kg·m 。

1.2 功率计算挖掘机挖掘完毕进行回转作业时，由于满载，待动臂提升至-定高度进行回转，带载回转时各工作液压缸不动作，空载回转过程可以伴随各工作液压缸的动作，这个过程中工作装置各部件的回转半径发生变化，即相对于回转中心转动惯量亦发生变化。对挖掘机工作时普遍回转工况的功率消耗进行分析，泵工作时最大斜盘倾角控制在最大摆角的90%，以达到回转角度要求。该工况下，整机上车部分(满载)相对于回转中心转动惯量为10 kg·m ，回转起动时间t取5 s，系统流量为：Qf：np 叼 1596×250×0.95×0.9341 L/min马达转速：： Qrn ： × . × . ： r/m nv 0 95 0 95 1538 i · · ∥ 平台回转速度：- - 322tf i 126 49 28 r/min -。

- × . - J 儿儿儿由式(2)得出平台起动时角加速度：卢 0.067 rad/s2由惯性阻力矩计算公式(2)可得出该工况下的惯性阻力矩为：Mn 1× 10 ×0.067 670× 10 Nm平面作业时，回转平台起动时需要克服的回转总阻力矩包括惯性阻力矩、风阻力矩(20 kNm)及摩擦阻力矩(79 kNm)，其中惯性阻力矩为主要力矩，其他为次要阻力矩。所 以回转 总阻力矩为 M 769×10。kNm。

马达输出扭矩：71- 兰!Ⅱ吐 2 2 卵m 叼m 2 1 26 49 28 0 9 2 0 92 - 951kNm× × . × . × . 。 。。

2013年第6期 液压与气动 95马达工作压差 ：△pf 9Dar 4 -- - ----- -----单个马达输入功率 ：PIlf△pfQf7 299×10 ×341 X 10- X0·92×盍 156 kW取总效率为0.8，得该工况下系统需要功率：Phz 390 kW0 0 -.8 -.8 - J u挖掘机带载制动过程，制动时间 t3.5 s，由式(2)得出平台制动角加速度：： 卫 ：0. 096 rad/s2 z- 60 ×3.5 - 。

由惯性阻力矩计算公式(1.1)可得出该工况下的惯性阻力矩：M 1×10 ×0.096 960 ×10。kNm平台制动时，风阻力矩及摩擦组力矩变为主动力矩 ，所以制动时总阻力矩Mfz861×10 Nm。

马达输出扭矩：Mfaz12z2切 ，7 2-- -1-2-6-专 4 9-2 80 92 0 921013 kNm × ×. ×.×. 。马达工作压差：△p JU8 Dar fz - ---- -- 单个马达输入功率：Pm △pf2Of7v7v308×10 x 341×10- ×0·92×0·92 x盍 138 kW取总效率为0.8，得制动时系统功率：P 345 kWhz2 0 0 -. 8 - . 8 - J-rJ卸载完毕，挖掘机空载起动，系统流量：QKnP ，7 ：1596×250×0.95370 L/rain马达转速：nK ：QK.，7 ： ×0.95 ： 1734 r/min 叼v 刈 · 叫平台回转速度：- 3.63#tK i 126 49 28 r/min - - × . - J u 儿该工况下，E车部分(空载)相对于回转中 C 转动惯鼍为6.54 X 10 kg·m。，回转起动时间 t取 3.5 s，由式(2)得出平台起动时角加速度：： 鼍粤 ：0.106 rad/s2 PK-60×3.5 - 。 。

由惯性阻力矩计算公式(1)可得出该工况下的惯性阻力矩：MK 6.54 ×10 X 0.106 693 X 10 Nm故此时回转平台需要克服的总阻力矩为：MzK 792 ×10。Nm马达输出扭矩：MzKZ1-2z2 叩 叼 - 979 Nm2 126 49 28 0 92 0 92 × × . × . × . 马达工作压差：卸 JU/bar K - - --- --- 单个马达输人功率：PKA PKQK 307×10 ×370×10- ×0.92 × 1 174 kw取总效率为0.8，得空载起动时系统功率Phz3鲁0 8 0 -435 kw - .-.8 --rJA"2 仿真分析利用三维建模软件 PRO/E建立整机三维实体模型，通过 PRO/E与 ADAMS间接口拈 MECH/Pro将模型导入软件 ADAMS中，建立挖掘机的动力学仿真模型，再利用 Adams/Controls建立 AMESim和 ADAMS间的接口，实现两者间的数据传递。

具体仿真过程为-个工作循环，首先动臂液压缸收缩，使工作装置下降直到铲斗接触到工作面，斗杆液压缸和铲斗液压缸同时伸出进行挖掘，直到铲斗装满物料。然后动臂液压缸伸出，工作装置提升，将装满物料的铲斗提升至卸载高度，这-过程需要的仿真时间为 8 S。然后开始回转，满载回转时各工作液压缸不动作，回转至指定位置进行卸载。卸载完毕，空载返回至初始挖掘位置，空载返回伴随各工作液压缸的动作，即工作装置相对于回转中心的转动惯量发生变化。通过仿真，得出工作装置各部件相对于回转中心的转动惯量曲线如图2、图3所示。

通过转动惯量变化曲线可以看出，前 8 s时间内，挖掘机工作装置进行挖掘工况，挖掘完毕后动臂液压液压与气动 2013年第6期缸伸出，将铲斗提升至卸载高度。8 s时，上车部分开始回转，由于满载时上车部分相对于回转中心转动惯量较大，故回转至卸载位置之前各工作液压缸不动作，故8-17 s范围内，上车部分转动惯量保持不变。

：；襄3O 5 IO 15 20 25 3Os图2 工作装置各部件相对于回转中心的转动惯量126掌；7图3 整机上车部分相对于回转中心的转动惯量17 s时，开始卸载，从图3中可以看出转动惯量有个突变，17-20 s，挖掘机处于停止状态，即进行卸载。卸载完毕，挖掘机空载返回至初始挖掘位置，由于转动惯量较小，空载回转过程中，各工作液压缸可以动作，即24～28.5 s过程中，上车部分转动惯量发生变化，但变化不大。各工作液压缸的提前动作，可以将工作装置调节至合适的挖掘姿势，为下-次挖掘做好准备，提高整机工作效率。从仿真曲线可以看出，满载回转过程及空载返回时整机上车部分相对于回转中 的转动惯量与1.1汹中计算的结果比较接近，说明仿真结果的准确性。

3 闭式回转液压系统动态特性3.1 闭式回路 系统原理中小型液压挖掘机中，回转系统多采用开式回路控制方式，开式系统结构相对简单，油箱能够起到冷却系统油及沉淀杂质的作用。但是，由于空气容易进入系统可能导致执行机构的动作不精确，特别由于阀的节流作用，造成非常大的节流损失。制动过程中，振动较剧烈，容易造成液压冲击，故在大型液压挖掘机的回转系统多采用闭式回路。闭式回路简单地说就是-个液压泵带动液压马达运动，回路原理如图4所示。马达的转速通过调节变量泵的斜盘摆角大小来改变，转向不是通过换向阀来实现，而是通过调节斜盘过零位来实现，通过改变液压泵或液压马达的排量实现对执行机构的控制。对于大型液压挖掘机及起重机，由于其回转过程上车部分转动惯量较大，起制动过程载荷冲击较大，若回转机构采用闭式回路，起制动过程能够实现无级调速，减小冲击的同时还能实现能量的回收。

3.2 闭式系统动态特性分析通过联合仿真，已经得出挖掘机满载时上车部分相对于回转中心的转动惯量变化曲线，然后通过图4所示的变转动惯量模型实现曲线数据的导人。

图 4 闭式 回路 系统仿真模型根据实际回转工况，为了满足回转平台的回转角度(90。)，将泵工作时的最大斜盘倾角控制为理论最大倾角的90%。卸载完毕挖掘机空载返回过程中，将斜盘倾角在短时间内调至最大倾角的90%，并维持-段时间，使工作装置眷回到初始挖掘位置，这样可以缩短返回时间，提高工作效率，同时更贴近实际回转工况。针对负载的转动惯量进行两种设置：-为输入固定转动惯量 10 kgm ，二为通过变转动惯量模型导人联合仿真得出的变转动惯量数据，保证其他因素相同的情况，比较两种工况下回转系统动态特性。采用图5所示的回转泵控制信号，得出两种工况下液压马达工作压差和系统溢流流量曲线如图6、图7所示。

0.90.60.30- 0-3. 0.6. 0.9图5 回转泵的控制信号从仿真结果可知，满载回转至卸载位置过程中，由于两种工况下的转动惯量相同，所以马达压差及系统溢流量基本相同。从20 S开始，平台返程，定转动惯2013年第6期 液压与气动 97日2351三.35≤- 。

图 7 两种工况下 系统溢流量下马达压差较变转动惯量大，且制动时波动较大，同时系统溢流量较大。根据实际回转工况，卸载返回过程中，整机上车部分的转动惯量减少，可以在给定的3.5 s的起动时间内达到-定的回转速度，保证系统压力稳定的同时使得系统溢流量较小，变转动惯量工况较好地仿真了实际回转工况。而定转动惯量工况下，由于转动惯量仍然较大，在 3.5 s的起动时间内必然导致系统压力较大，系统溢流量增加，无法准确地模拟实际回转工况。图8和图9分别为两种工况下回转平台转过的角度和回转速度。

100806O40200-20O 5 10 15 2O 25 30∥s图 8 两种工况下的回转角度图 9 两种工 况下平台回转速度从仿真结果可以得出，在给定回转泵的控制信号作用下，两种工况下的回转平台转过的角度近乎 9O。，与实际回转工况相差不大。但是工作循环结束时，定转动惯量工况下回转平台并没有回到初始挖掘位置，这是因为该工况下，整个工作循环始终具有相同的转动惯量，由于返程控制时间缩短，系统溢流量增加，转速较去程时减小，所以平台在返程时间内无法转过与去程相同的角度。变转动惯量工况下，由于卸载，空载返回时转动惯量减少，在给定控制信号作用下返程的回转速度比去程时大，所以在返程时间内能够较准确地返回至初始挖掘位置，实际的回转工况亦是如此。

1O0- 2000 5 l0 15 20 25 3Os图1O 两种工况下单个马达功率从仿真曲线看，满载回转至卸载位置过程中，两种工况马达消耗的功率基本相同。在 8-14 s阶段，泵带动马达工作，马达转速不断提高；14～17 s阶段为制动过程，马达变为泵工况，将制动时的惯性能反馈给电机，这部分能量可以通过电机供给主泵工作，实现能量的回收；从 20 s开始，回转平台返程至初始挖掘位置，变转动惯量工况下，由于空载转动惯量减少，起动时间较满载时缩短，同时由于泵工作在最大排量的时间较满载时长，所以马达流量满载时大，故其消耗的功率比满载时大。取系统总效率为 0.8，得出两种工况下系统功率曲线如图 11所示，与前面计算的功率相差不大，证明仿真模型的准确性。

600400≥ 2000- 200. 4000 5 10 15 2O 25 3Os图11 两种工况下的系统功率4 结论(1)论文建立了挖掘机回转液压系统的联合仿真模型，并通过联合仿真得出挖掘机-个工作循环内整机上车部分相对于回转中心的变转动惯量曲线，并通过计算验证了仿真曲线的准确性。

(2)将变转动惯量曲线导人回转液压系统进行仿真，模拟挖掘机普遍回转工况，结果表明，该方案能够比较真实地模拟挖掘机实际回转工况。

(3)分别对定转动惯量和变转动惯量两种工况进： 4 2 O 之 4口IIu.I f98 液压与气动 2013年第6期DOI：10.1 1832/j.isn.1000-4858.2013.06.0251550热镀锌机组平整机液压系统改造胡建钢1 550 Hot Dip Galvanizing Unit Temper Mill Hydraulic System ReformHU Jian-gang(安徽马钢工程技术有限公司，安徽 马鞍山 243000)摘 要：国内某大型钢铁企业是由国外引进的1550热镀锌机组平整机机组，该机组液压系统在快速更换轧辊”时，反复发生主油泵停泵”现象。该文介绍了对液压系统进行实施改造，解决了液压系统发生故障的难题。

关键词 ：平整机 ；推上油缸 ；快速换辊 ；停泵中图分类号：TH137 文献标志码：B 文章编号：1000-4858(2013)06-0098-03引言国内某大型钢铁企业由国外设计引进的 1550热镀锌机组平整机机组，该机组液压系统用于控制驱动平整机中平衡辊油缸、支撑辊油缸和推上油缸等动作，是由国外某家公司设计制造，液压系统为伺服系统闭环”控制。系统主油泵采用 A4VS0710R型的恒压变量柱塞泵。这套系统自2000年7月投产后，生产作业系统工作正常，但在检修快速换辊”时，平衡油缸、弯辊油缸均不工作，两只推上油缸同时移动，此时辅泵出口压力急剧下降，经常发生低压停泵”现象。而