為提高滑移裝載機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)與液壓系統(tǒng)動(dòng)態(tài)功率匹配的合理性,研究整車行走液壓系統(tǒng)的功率特性,以某型號(hào)滑移裝載機(jī)為例,分析其行走液壓系統(tǒng)原理,建立整車的功率分析理論模型;運(yùn)用AMESim軟件與Virtual Lab Motion多體動(dòng)力學(xué)軟件建立整車的多物理場耦合仿真模型,分析典型工況下滑移裝載機(jī)行走液壓系統(tǒng)的功率特性,并通過實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證仿真模型的準(zhǔn)確性。研究結(jié)果表明:隨著轉(zhuǎn)向半徑的減小,滑移裝載機(jī)行走系統(tǒng)輸出功率逐漸增大;滑移裝載機(jī)直線行駛時(shí),行走系統(tǒng)消耗功率較小;單邊轉(zhuǎn)向時(shí),轉(zhuǎn)向內(nèi)側(cè)車輪會(huì)產(chǎn)生寄生功率;雙邊轉(zhuǎn)向時(shí),行走系統(tǒng)消耗功率接近發(fā)動(dòng)機(jī)額定功率。

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【部分圖文】：

圖1滑移裝載機(jī)液壓驅(qū)動(dòng)原理

某型號(hào)滑移裝載機(jī)靜壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)原理如圖1所示。左右行走變量泵1和6為同軸串聯(lián)式變量柱塞泵，通過行走先導(dǎo)閥a,b,c和d控制變量缸2和5的伸縮進(jìn)而控制變量泵的排量，實(shí)現(xiàn)滑移裝載機(jī)的前進(jìn)、后退、轉(zhuǎn)向和停車�；蒲b載機(jī)行駛過程中，行走液壓系統(tǒng)主要負(fù)責(zé)整車的行走控制、駐車制動(dòng)、雙速馬達(dá)切換....

圖2滑移裝載機(jī)運(yùn)動(dòng)學(xué)分析

滑移裝載機(jī)行駛過程中運(yùn)動(dòng)學(xué)示意圖如圖2所示，其輪胎的運(yùn)動(dòng)包括：1)沿整車前進(jìn)方向的滑轉(zhuǎn)或滑移；2)沿垂直于前進(jìn)方向的側(cè)向滑動(dòng)；3)繞自身接地面積中心點(diǎn)O的轉(zhuǎn)動(dòng)。1)當(dāng)滑移裝載機(jī)直線行駛時(shí)，車輪只有沿整車前進(jìn)方向的滑轉(zhuǎn)或滑移，此時(shí)車輪速度為

圖3輪胎接地形狀示意圖

式中：μ為滑動(dòng)摩擦因數(shù)；a和b分別為輪胎接地面積矩形的長度和寬度，m;c為輪胎接地面上任一點(diǎn)到O點(diǎn)的距離，m;A為輪胎接地面積；KR為與輪胎接地面積有關(guān)的常數(shù)。轉(zhuǎn)向行駛時(shí)，輪胎側(cè)向力FC對(duì)整車轉(zhuǎn)向中心的力矩MC為

圖4大半徑轉(zhuǎn)向時(shí)整車受力分析

其中：λmax為最大轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)；c1和c2為擬合常數(shù)。此時(shí)，滑移裝載機(jī)受力如圖4所示，左、右兩側(cè)輪胎驅(qū)動(dòng)力分別為當(dāng)滑移裝載機(jī)處于小半徑轉(zhuǎn)向工況(R<B/2)時(shí)，整車的轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)為

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