车载式双臂绿篱机液压系统设计及仿真

2019-06-17

液压与气动 2019年6期

(长安大学道路施工技术与装备教育部重点实验室，陕西西安 710064)

引言

在高速公路的修建过程中，不仅会破坏原有景观，减少绿色植物的覆盖面积，汽车行驶所产生的尾气、噪声还会严重污染自然环境，中央隔离带绿化工作不到位，对向行车所造成的炫目也无法避免[1]。因此在大力发展高速公路的同时，还必须十分重视绿化工作。国外绿篱机的发展始于上个世纪初，在上百年的发展过程中，从最原始的纯手动剪刀式、动力手持式到高效、安全的车载式绿篱机[2]。绿篱机液压系统的性能直接影响着绿篱机的工作性能，因此绿篱机液压系统的设计与研究显得尤为重要。本研究对车载式绿篱机液压系统进行设计，对其所用到的元件进行设计计算和选型，并利用AMESim软件对两个主要执行机构回转机构和修剪机构的液压系统进行建模仿真，以此来验证执行元件选型的合理性。

1 车载式双臂绿篱机整车液压系统设计

车载式双臂绿篱机液压系统原理图如图1所示，该液压系统包括臂架液压系统、回转液压系统、修剪刀具液压系统，其中臂架液压系统包括变幅机构液压系统、伸缩机构液压系统、修剪机构液压系统。由于执行元件过多，整体液压系统采用开式液压系统[3]。车载式双臂绿篱机所涉及的动作为：变幅机构的摆动、伸缩机构的伸缩、修剪机构的摆动、修剪刀具的旋转，这四个动作不同时进行，不相互干涉，则本液压系统采用顺序单动液压回路。

1.吸油过滤器 2.双联齿轮定量泵 3、4.多路阀5、6.电磁溢流阀 7.回转机构液压回路8、9、13、14.修剪机构液压回路 11.变幅机构液压回路10、12.伸缩机构液压回路 15.回油过滤器 16.油箱图1 车载式绿篱机整体液压系统

2 液压系统计算

2.1 液压系统压力确定

查阅各种常用机械设备的工作压力可知，液压机、大中型挖掘机、起重运输机械的工作压力为20～30 MPa，对于回油路较复杂的工程机械执行元件背压取1.3～3 MPa，该车载式绿篱机的工作压力取20 MPa,系统背压取1.2 MPa。

2.2 刀具马达计算选型

根据工作环境以及设计的合理性，取刀具转速为3000 r/min，建议配套马达功率为10 kW，选型时以马达的转速和排量作为选型依据，由下式计算：

(1)

式中，ω为刀具角速度；Tm为刀具马达的负载转矩；Pw为刀具马达的功率；nm为马达转速，与刀具转速相同；Vm为马达排量；p为系统压力；ηm为马达机械效率，取0.95；

将数据代入上式可得修剪机构液压马达的排量为11.09 mL/r，液压马达的负载扭矩大小为31.84 N·m，所以选择合肥长源液压马达型号为CMW-F212.5-CFZS，该马达的最高转速为3000 r/min，排量为12.5 mL/r，扭矩为32.2 N·m。

2.3 液压系统的流量确定

对于该双臂绿篱机的液压系统，各执行机构都是单独动作不存在复合动作，长臂、短臂修剪机构同时动作时所需要的流量最大，所以系统流量应为长短臂修剪机构正常工作时所需的流量，计算如下：

(2)

式中，ηv为马达容积效率，取0.93；Qm为修剪机构马达的最大流量；Qp为系统流量；k为系统的泄漏系数，取1.1。

将数据代入上式可得液压马达的最大流量为35.97 L/min，系统流量大小为78.71 L/min。

2.4 液压系统功率计算

以上确定了液压系统的压力以及流量，由此可得液压系统功率为：

(3)

式中，Pm为系统功率；ηp为泵的总效率，取0.95。将数据代入上式可得系统功率为27.62 kW。

2.5 液压泵计算选型

液压泵的最大工作压力为系统压力与管路压力损失之和。管路压力损失的选择原则为：管路简单、流速不大，取其值为0.2～0.5 MPa；结构复杂、串联有调速阀的，取其值为0.5～1.5 MPa，前面已经确定系统压力为20 MPa，所以该液压泵的最大工作压力为21.5 MPa。

液压泵流量与系统流量相同为78.71 L/min，泵的排量为：

(4)

式中，Vp为泵的排量；Qp1为泵的流量；np为泵的转速；ηpv为液压泵的容积效率，取0.95。

将数据代入上式可得泵的排量为36.5 mL/r，根据系统特点、液压泵的压力、流量等要求选择合肥长源双联齿轮泵型号为CBTL-F420/416-AFHR，泵的最高转速为3000 r/min，前泵排量为20 mL/r，后泵排量为16 mL/r 。

2.6 液压缸的计算选型

1) 活塞杆和活塞直径的计算

由于各液压缸计算过程类似，所以这里以长臂角度调节液压缸为例进行计算。

液压缸中活塞杆的工作状态为受压和受拉两种，用式(5)计算，受力如图2所示。

图2 液压缸的主要设计参数

(5)

式中，F1为活塞杆处于受压状态时的受力；Fw为液压缸外力；η为液压缸的工作效率，取0.95；p1为液压腔工作压力；p2为背压，该值根据回路的连接方式确定；A1为无杆腔有效面积；A2为有杆腔有效面积；F2为活塞杆处于受拉状态时的受力；D为缸筒内径；d为活塞杆直径。

根据速度比φ与杆径d以及缸径D之间的关系可知，速度比为1.46时，d=0.56D，经分析可知臂架机构运动时，长臂角度调节液压缸和短臂举升液压缸处于受压状态，其余液压缸既受压力又受拉力，对于长臂角度调节液压缸，代入数据求得缸筒内径为77.68 mm，活塞杆直径为43. 5 mm。

根据计算的杆径和缸径值选择榆次油研液压缸型号为DG-J80C-E1-Y3，杆径为45 mm，缸径为80 mm，其余液压缸计算过程类似，表1为各液压缸的相关参数，其中液压缸的最大受力是指各液压缸在绿篱机上正常工作时所受的最大力，其余参数为液压缸标准参数。

表1 绿篱机各液压缸的相关参数

2) 回转马达计算选型

回转液压马达的排量、转速以及马达的输出转矩用下式进行计算：

(6)

式中，V为回转马达排量；n为回转马达转速；η1为传动效率，取0.9；n2为回转机构转速，取12 r/min；z1为回转机构小齿轮齿数，取17；iΣ为回转机构传动比；z2为回转机构大齿轮齿数，取176；Q为回转马达的流量。

经分析可知回转机构承受的回转阻力矩Msw由启动和制动时的惯性力矩Mi、回转摩擦力矩Mf、回转风阻力矩Mw构成，由于风阻力矩对回转机构影响小且难以精确计算，所以用Mi和Mf进行计算，在计算惯性力矩Mi时刀具产生的惯性力矩极小，可以忽略，仅以回转平台上各部件产生的惯性力矩计算，计算结果如下：

(7)

式中，ξ为角加速度，取0.3 rad/s2；m为刀具的总质量；r为刀具转盘中心到回转中心的距离，取3 m；ji为转台上各部件对回转中心轴的转动惯量；μα为当量摩擦系数，取0.012；D0为回转支承的滚道中心直径，取0.5 m；ΣNGM为倾覆力矩与轴向外载荷作用下滚动体上产生的法相压力总和；ΣNH为径向外载荷作用下，在滚动体上产生的法向压力的绝对值之和；T为回转马达的负载扭矩；η1为传动效率，取0.9；

将数据代入式(6)和式(7)可得回转马达的转速为138.67 r/min，排量为393.54 mL/r，马达流量为58.68 L/min，回转机构的回转阻力矩为3780.26 N·m，回转马达的负载扭矩为403.87 N·m。由此选择济宁力科型号为BM330-0075的摆线马达，该马达最大流量为58 L/min，转速为140 r/min，输出扭矩为418 N·m。

2.7 液压系统热平衡计算

1) 各部件发热计算

(1) 油泵功率损失产生的热量

H1=860·p1·Q1·(1-ηp)·λb/60

(8)

式中，p1为泵的使用压力；Q1为泵的额定使用流量；ηp为泵的总效率，一般取0.85；λb为油泵的功率利用率，一般取0.7～0.8。

(2) 回转马达制动时溢流开启时产生的热量

H2=860·pn·Q·f2/60

(9)

式中，pn为制动阀的调整压力，一般取24～27 MPa；Q为回转马达流量，按照单泵的一半计算；f2为一个循环时间中回转制动时间之和与工作循环时间之比，取0.1。

(3) 回转马达功率损失产生的热量

H3=860·pm·ηmv·λm

(10)

式中，pm为回转马达功率；ηmv为回转马达总效率，一般取0.85～0.88；λm为回转马达利用率，取0.1。

(4) 工作装置溢流产生的热量

工作装置的溢流主要为修剪机构溢流时产生的热量，溢流阀在设定压力下通过溢流阀流回油箱时所产生的热量几乎全部用于使油温上升。

H4=1.41pyQy

(11)

式中，py为溢流阀的设定压力；Qy为通过溢流阀的流量。

(5) 背压产生的热量

H5=860·p5·Q5·k1/60

(12)

式中，p5为背压压力；Q5为回油流量，按照额定流量的70%计算；k1为复合动作系数，取0.7。

(6) 总发热量

将数据代入式(9)～式(12)中并进行求和可得液压系统总发热量为7102.892 kcal/h。

(7) 液压油箱散热量

H′=kA(t1-t2)

(13)

式中，A为油箱表面积，为3.075×106mm2；k为油箱表面散热系数，取20 kcal/(m2·℃·h)；t1为油箱内温度，取80 ℃；t2为油箱周围空气温度，取40 ℃。

将数据代入式(13)得油箱散热为2460 kcal/h。

由于油箱散热量小于总发热量，所以该液压系统需要冷却装置。

(8) 冷却装置选择及冷却面积计算

该液压系统选择风冷式冷却器，冷却装置的冷却面积用下式计算：

(14)

将数据代入式(14)可得该风冷式冷却器的冷却面积为2×106mm2，该液压系统回油路压力为1.2 MPa，液压泵的流量为110 L/min，由此选择佛山睿佳设备有限公司生产型号为AH1215的风冷却器，该冷却器工作时允许的最大流量为120 L/min，允许的最大工作压力为3.5 MPa，冷却面积为4.5×106mm2，冷却能力为10 kW。

3 液压系统仿真

回转机构和修剪机构是双臂绿篱机两个重要的执行机构，这两个机构的工作效率对绿篱机的工作效率有着很大影响，回转机构中的回转马达作为回转支承的动力驱动装置，其选型的合适与否关系着整个回转平台的设计合理性，修剪机构中的液压马达是修剪刀具旋转的动力源，其选型的合适与否关系着绿篱机能否达到工作要求，所以下面对回转机构以及修剪机构液压系统进行仿真，将仿真所得结果与理论计算结果进行对比，确定元件选型是否合理。

3.1 回转机构液压系统建模仿真

AMESim 是一款基于键合图的液压/机械系统建模、仿真及动力学分析软件，在液压系统方面的应用日渐广泛[4]，下面利用AMESim对绿篱机液压系统进行仿真。

车载式双臂绿篱机回转机构液压系统及修剪机构液压系统所涉及的液压元件均可以在AMESim元件库中找到，但是模型中的防反弹阀需要通过HCD库进行构建[5]，即利用液压元件设计库进行构建[6]。

如图3所示为利用AMESim中的HCD库所搭建的防反弹阀的模型，其作用是减少回转机构在工作过程中可能产生的振动和冲击[7-8],将反弹阀搭建好后对绿篱机的回转机构液压系统建立模型如图4所示。

图3 防反弹阀

图4 回转机构液压系统

按照要求设计好各元件参数后进行仿真，换向阀全开时，通过最大流量为100 L/min，缓冲限压阀压力为10 MPa，0～4 s时左缓冲限压阀关闭，4～6 s左缓冲限压阀打开，0～2 s右缓冲限压阀打开，2～6 s右缓冲限压阀关闭，回转马达负载转动惯量为20000 kg/m2，负载扭矩为403.87 N·m，得到回转机构的回转马达的流量、转速以及扭矩的仿真结果如图5～图7所示，若仿真结果数值为负值，表明与系统设置方向相反，并无差错[9]。

图5 回转马达流量

图6 回转马达转速

图7 回转马达扭矩

由图5～图7所示，在0～4 s换向阀打开，电信号为40，换向阀左腔进油，马达正转，换向阀全开时通过的最大流量为100 L/min，此时马达的最大流量为60 L/min，最高转速为160 r/min，马达最大扭矩为410 N·m，4～6 s电信号为-40，换向阀右腔进油，马达反转，此时马达最大流量为60 L/min，最高转速为150 r/min，马达最大扭矩为400 N·m，由以上仿真结果可知，在满足工作要求的前提下，回转机构中回转马达的流量与理论计算流量58.68 L/min基本相符，回转马达的转速与理论计算转速138.67 r/min基本相符，回转马达的扭矩与理论计算扭矩403.87 N·m基本相符，所以回转马达所选型号符合设计要求。

3.2 修剪机构液压系统仿真

修剪机构是绿篱机的一个主要执行机构，这里以长臂修剪机构液压系统为例进行仿真，该液压系统用电磁溢流阀对系统进行卸荷、稳压以及过载保护[10-12]，修剪机构的液压系统模型如图8所示。

图8 修剪机构液压系统模型

按照工作要求将各元件参数设置好后运行仿真，电磁换向阀全开时，通过的流量为100 L/min，得到刀具马达的流量、转矩及转速的仿真结果如图9～图11所示。

图9 刀具马达流量

在0～6 s时换向阀电信号为47.8，换向阀左腔进油，当换向阀开口最大时通过的流量为100 L/min，此时马达匀速转动，此时马达最大流量为35 L/min，最高转速为3000 r/min，马达扭矩为32 N·m，由以上仿真结果可知，在满足工作要求的前提下，修剪机构中马达流量与理论计算流量35.97 L/min基本相符，马达转速与理论转速3000 r/min，马达扭矩与理论计算扭矩31.84 N·m基本相符，所以回转马达所选型号符合设计要求。