馬登成， 李 旋， 楊士敏

（長安大學(xué) 道路施工技術(shù)與裝備教育部重點實驗室，陜西 西安 710064）

工程機械外載荷劇烈波動，導(dǎo)致其液壓驅(qū)動系統(tǒng)壓力沖擊頻繁，降低了液壓元件的壽命與安全性，同時降低了整機的動力性與燃油經(jīng)濟性［1］。蓄能器具有蓄積能量、減小系統(tǒng)壓力沖擊與吸收壓力脈動的作用，因此研究蓄能器對于波動載荷下工作的工程機械液壓驅(qū)動系統(tǒng)的壓力沖擊和波動的吸收與消減具有現(xiàn)實意義。文獻［2］初步研究了蓄能器對液壓系統(tǒng)高頻脈動的自動控制；文獻［3－6］對波動載荷作用下液壓驅(qū)動牽引車輛的蓄能器配置進行了探討，并對蓄能器的仿真和蓄能器與工程車輛液壓系統(tǒng)間的匹配問題進行了研究，得到了一些有意義的結(jié)論；由文獻［7］中波動載荷下蓄能器對工程機械液壓驅(qū)動系統(tǒng)影響的仿真分析可知，設(shè)置單個蓄能器不可能全部吸收液壓系統(tǒng)的壓力沖擊，尤其對于工程機械這種工作在劇烈波動載荷下的液壓系統(tǒng)更是如此。另外，當(dāng)液壓系統(tǒng)對蓄能器的容量要求較大時，蓄能器的殼體外徑過大，殼體、皮囊均不便制造且安裝空間要求較大。

因此，本文采用不同固有頻率的蓄能器組合來加寬吸收壓力波動的頻率寬度，根據(jù)載荷的特點以及系統(tǒng)的要求來調(diào)整蓄能器的各項參數(shù)，將多個囊式蓄能器并聯(lián)在一起使用，既彌補了單個囊式蓄能器容量的不足，又能對蓄能器組中每個蓄能器設(shè)置不同的充氣壓力和容積，達到吸收不同壓力區(qū)間、不同波動頻率的波動壓力的目的。

1 蓄能器對系統(tǒng)性能影響的仿真分析

1.1 工程機械波動載荷的仿真

各類工程機械的工作載荷均可分解成非平穩(wěn)的確定性分量和平穩(wěn)的隨機性分量2部分，非平穩(wěn)的確定性分量主要由工程機械的工作特性所決定［8］。以T180推土機水平工作阻力實驗數(shù)據(jù)進行仿真，具體分為非平穩(wěn)的確定性分量和平穩(wěn)的隨機性分量。波動載荷隨機性分量的仿真，可以通過頻率、幅值、初相位都不相同的諧和振動的合成來進行［9］。

根據(jù)波動載荷趨勢項的擬合曲線，以時間為橫坐標(biāo)對每一時刻所對應(yīng)的數(shù)據(jù)進行測量記錄。為提高精度，應(yīng)盡可能地減小測量區(qū)間，將測量后的數(shù)據(jù)與所對應(yīng)的時間導(dǎo)入AMESim仿真軟件中table editor工具，通過三次數(shù)值插值處理工具對數(shù)據(jù)進行處理，完成趨勢項的仿真。實際測量時間為20s，時間間隔為0.5s；對應(yīng)仿真中的時間為20s，為提高仿真精度，時間間隔縮小到0.01s。

工程機械質(zhì)量系統(tǒng)巨大，其各項參數(shù)動態(tài)測試數(shù)據(jù)的譜長十分有限，頻率結(jié)構(gòu)屬于低通窄帶型，緩慢變化的直流分量在整個頻譜能量中占有主要地位，其功率譜密度函數(shù)的能量主要集中在頻率10Hz之前［10］。因此，對波動載荷的隨機波動項進行仿真時，頻率范圍選為0～12Hz，則認為在該頻率范圍內(nèi)集中了隨機波動項的全部能量。為簡便計算，將頻率范圍分為20等份，每份間隔0.6Hz。對功率譜密度函數(shù)諧和振動頻率、功率譜能量以及諧和振動振幅進行測量計算，其結(jié)果參見文獻［3］。

通過以上分析，對諧和振動進行信號疊加求和，對實驗數(shù)據(jù)進行動態(tài)模擬。利用AMESim仿真軟件信號庫中的正弦模塊、放大器模塊、求和模塊等進行模型搭建。根據(jù)文獻［6］中計算結(jié)果進行參數(shù)設(shè)置，信號頻率與諧和頻率一致，幅值與諧和振幅相同，信號的初相角在0°～360°范圍內(nèi)隨機選取，在仿真模型中加入之前仿真得來的非平穩(wěn)趨勢項進行波動載荷的仿真模擬。仿真模型如圖1所示，其中a為非平穩(wěn)趨勢項。

圖1 波動載荷仿真模型

波動載荷的動態(tài)模擬結(jié)果如圖2所示。

圖2 波動載荷的仿真模擬信號

從圖2中可以看出實驗數(shù)據(jù)的平穩(wěn)隨機項始終圍繞其趨勢項波動。對比文獻［4］中實驗數(shù)據(jù)的一個時間歷程記錄樣本，發(fā)現(xiàn)模擬的波動載荷與實際測量的載荷同樣波動劇烈，呈現(xiàn)出相似的變化規(guī)律，模擬出的隨機項能夠反映出實測隨機項的劇烈波動幅度，且幅值與波動程度較為相似。對比結(jié)果說明仿真結(jié)果能復(fù)現(xiàn)實驗數(shù)據(jù)，較真實地模擬了工程機械的實際工況，可以作為工程機械相關(guān)性能研究時的加載載荷。

1.2 蓄能器對液壓系統(tǒng)壓力沖擊影響的仿真

1.2.1 仿真模型的建立

對蓄能器在階躍載荷下對系統(tǒng)壓力沖擊的吸收過濾作用進行仿真分析和實驗研究，結(jié)果表明，正確選擇蓄能器參數(shù)能夠很好地吸收外載荷波動引起的系統(tǒng)壓力沖擊。由于牽引型循環(huán)式工程機械通常工作在劇烈波動的載荷下，劇烈波動的載荷通過液壓傳動系統(tǒng)作用于發(fā)動機上，造成發(fā)動機轉(zhuǎn)速急劇波動、工況惡化，動力性和經(jīng)濟性下降。

為了研究帶有蓄能器的液壓系統(tǒng)對波動載荷的抑制緩解作用，在仿真時利用對工程機械載荷譜分析研究得到的波動載荷的仿真模擬信號（圖2），乘以驅(qū)動輪的半徑，并除以傳動比（終傳動和輪邊減速傳動比），轉(zhuǎn)換成波動轉(zhuǎn)矩的仿真模擬信號，施加于單泵單馬達液壓驅(qū)動系統(tǒng)的馬達上，進行仿真研究。仿真中加載的隨機波動轉(zhuǎn)矩信號如圖3所示。

圖3 仿真中加載的隨機波動轉(zhuǎn)矩信號

將波動載荷仿真模型加入到單泵、單馬達驅(qū)動系統(tǒng)的仿真模型，如圖4所示，主要仿真參數(shù)見表1所列。

為了對比分析，仿真中用3種方案分別研究系統(tǒng)中沒有蓄能器、單蓄能器以及蓄能器組對液壓驅(qū)動系統(tǒng)性能的影響，方案1是系統(tǒng)中蓄能器全部關(guān)閉，方案2是開啟1個蓄能器，方案3是蓄能器全部開啟。仿真中加載的波動轉(zhuǎn)矩來源于對推土機推土阻力的仿真模擬，最大峰值為250N·m，樣本長度為25s。系統(tǒng)仿真時間長度設(shè)定為25s，仿真精度設(shè)為0.01s。

圖4 波動載荷下液壓驅(qū)動系統(tǒng)仿真模型

表1 液壓系統(tǒng)主要仿真參數(shù)設(shè)定

1.2.2 仿真結(jié)果分析

分別采用方案1、2、3，液壓驅(qū)動系統(tǒng)在波動載荷下的壓力響應(yīng)曲線如圖5所示。

從圖5a可以看出，系統(tǒng)未設(shè)置蓄能器的情況下，當(dāng)加載劇烈波動的外載荷時，系統(tǒng)壓力隨著外載荷的波動而波動，呈現(xiàn)出與外載荷一致的波動狀況，液壓傳動系統(tǒng)對劇烈波動的載荷幾乎沒有抑制和阻斷作用；根據(jù)此時系統(tǒng)壓力的波動情況，設(shè)定單蓄能器的預(yù)充氣壓力為13MPa（峰值壓力的85%），容積為8L。從圖5b可以看出，系統(tǒng)壓力在13MPa以上時，與推土機阻力趨勢項一樣地緩慢變化，蓄能器對高頻的波動壓力進行了有效地吸收，這是因為蓄能器預(yù)充氣壓力設(shè)定成13MPa所致；但是系統(tǒng)壓力的其他區(qū)段仍然隨著外載荷的波動而急劇波動，說明對于工程機械這種具有劇烈波動性質(zhì)的載荷引起的系統(tǒng)壓力波動，僅僅通過設(shè)置1個蓄能器不能實現(xiàn)在全范圍內(nèi)吸收系統(tǒng)壓力波動所產(chǎn)生的壓力沖擊。因此，應(yīng)考慮通過設(shè)置一組參數(shù)各不相同的蓄能器組成蓄能器組來吸收外載荷急劇波動所產(chǎn)生的壓力沖擊。蓄能器組中各蓄能器的參數(shù)應(yīng)該根據(jù)系統(tǒng)壓力的波動范圍來分段設(shè)定。

圖5 波動載荷下不同方案的系統(tǒng)壓力響應(yīng)曲線

在系統(tǒng)其他條件不變的情況下，將3個蓄能器并聯(lián)組成蓄能器組加入系統(tǒng)中進行仿真分析。根據(jù)文獻［6］可知，蓄能器的預(yù)充氣壓力設(shè)定為系統(tǒng)工作壓力的80%～90%時，改善系統(tǒng)壓力沖擊的作用明顯，既能保證吸收系統(tǒng)的壓力沖擊，又能保證系統(tǒng)的快速穩(wěn)定性。系統(tǒng)中無蓄能器時系統(tǒng)的壓力波動范圍分為3段，分別是3～8MPa、8～12MPa、12～16MPa。因此，蓄能器的參數(shù)根據(jù)壓力分段進行設(shè)定，具體數(shù)值見表2所列。

從圖5c可以看出，在對液壓系統(tǒng)加載劇烈波動的載荷時，通過給液壓系統(tǒng)設(shè)置蓄能器組采取分段吸收壓力沖擊的方法，在整個波動范圍內(nèi)系統(tǒng)壓力沖擊的高頻分量基本被蓄能器過濾吸收。系統(tǒng)壓力在開始有所升高是由于系統(tǒng)壓力低于蓄能器組中的預(yù)充氣壓力時，蓄能器對系統(tǒng)進行供油所致；在加載末尾階段，波動載荷值下降，由于系統(tǒng)壓力低于蓄能器組的預(yù)充氣壓力，蓄能器組向系統(tǒng)供油，使得系統(tǒng)壓力下降變慢，沒有隨著載荷的急劇下降而快速下降，因而整個壓力曲線變得平緩。

表2 蓄能器組參數(shù)設(shè)定

通過對波動載荷下蓄能器對工程機械液壓驅(qū)動系統(tǒng)影響的仿真分析可知，必須采用不同預(yù)充氣壓力和不同固有頻率的蓄能器組成蓄能器組來加寬吸收壓力波動的幅值范圍和頻率寬度，這樣將多個囊式蓄能器并聯(lián)在一起使用，可以吸收由波動載荷引起的系統(tǒng)壓力沖擊。

2 蓄能器對系統(tǒng)壓力沖擊影響的實驗研究

通過上述理論研究與仿真分析可知，參數(shù)選擇正確的蓄能器對液壓系統(tǒng)的壓力沖擊具有良好的吸收作用。課題組以工程機械液壓底盤模擬試驗臺為實驗平臺，進行蓄能器對階躍載荷下液壓底盤驅(qū)動系統(tǒng)壓力沖擊吸收的實驗研究。實驗中選取試驗臺單泵、單馬達系統(tǒng)，其原理如圖6所示。該系統(tǒng)中配置有3個并聯(lián)的、容積和預(yù)充氣壓力各不相同的蓄能器，在進行沖擊或脈動載荷試驗時，可以研究工程機械驅(qū)動系統(tǒng)的性能以及進行蓄能器改善載荷特性的研究；由于蓄能器的設(shè)置改變了驅(qū)動系統(tǒng)的動態(tài)性能，還可以進行不同載荷工況下系統(tǒng)參數(shù)匹配方面的研究?？紤]到試驗臺研究的多樣性，系統(tǒng)中的蓄能器容積設(shè)置為1.5、5、10L。預(yù)充氣壓力根據(jù)實驗需要，設(shè)置為系統(tǒng)壓力的85%左右。

同樣，分別采用3種方案進行對比實驗，方案1是關(guān)閉試驗臺驅(qū)動系統(tǒng)的蓄能器組，加載的階躍載荷曲線與系統(tǒng)壓力響應(yīng)曲線如圖7所示；方案2開啟蓄能器組中的1個蓄能器，其參數(shù)為容積1.5L、預(yù)充氣壓力8MPa，加載的階躍載荷曲線與系統(tǒng)壓力響應(yīng)曲線如圖8所示；方案3是蓄能器組全部打開，蓄能器組由3個蓄能器并聯(lián)組成，其容積分別為1.5、5、10L，預(yù)充氣壓力分別設(shè)定為8、10、12MPa，加載的階躍載荷曲線與系統(tǒng)壓力響應(yīng)曲線如圖9所示。

圖6 試驗臺單泵單馬達系統(tǒng)原理圖

圖7 方案1階躍載荷曲線和系統(tǒng)壓力響應(yīng)曲線

圖8 方案2階躍載荷曲線和系統(tǒng)壓力響應(yīng)曲線

圖9 方案3階躍載荷曲線和系統(tǒng)壓力響應(yīng)曲線

由圖7可以看出，方案1工況下，由于關(guān)閉了所有的蓄能器，當(dāng)給系統(tǒng)的液壓馬達加載階躍載荷時，系統(tǒng)壓力沖擊很大，超調(diào)量達到21.7%，這對液壓驅(qū)動系統(tǒng)的損害相當(dāng)大。由圖8可以看出，方案2工況下，當(dāng)給系統(tǒng)加載階躍載荷時，在方案1工況中頻繁出現(xiàn)的高頻壓力沖擊大部分能被蓄能器吸收，但是系統(tǒng)壓力沖擊的最大超調(diào)量為9.82%，這可能與蓄能器容積偏小（1.5L）、預(yù)充氣壓力較低（8MPa）有關(guān)。由圖9可以看出，方案3工況下，當(dāng)蓄能器組全部打開時加載階躍載荷，系統(tǒng)壓力的最大超調(diào)量僅為1.1%。實驗結(jié)果很好地驗證了前述理論的正確性，表明了蓄能器對系統(tǒng)壓力的高頻分量具有很好的吸收過濾作用，正確配置蓄能器組參數(shù)能明顯改善波動載荷對工程機械液壓驅(qū)動系統(tǒng)帶來的壓力沖擊。

3 結(jié) 論

本文通過仿真分析與實驗研究，進行了階躍載荷與波動載荷下蓄能器對工程機械液壓底盤驅(qū)動系統(tǒng)性能的影響分析，得出的結(jié)論如下：

（1）合理地設(shè)置蓄能器參數(shù)能使蓄能器對系統(tǒng)產(chǎn)生的高頻壓力沖擊具有有效的濾波作用；對于工作在劇烈波動載荷下的工程機械液壓驅(qū)動系統(tǒng)，應(yīng)該將多個參數(shù)不同的蓄能器并聯(lián)在一起使用，達到消減不同壓力區(qū)間、不同波動頻率的壓力波動的目的。

（2）在系統(tǒng)中配置蓄能器組并合理匹配參數(shù)時，其吸收壓力沖擊的能力與系統(tǒng)的響應(yīng)速度都優(yōu)于單個蓄能器。配置蓄能器組時，應(yīng)該根據(jù)系統(tǒng)的壓力變化幅度來分段配置蓄能器組的參數(shù)，使蓄能器組在壓力波動的全范圍內(nèi)都能夠有效地吸收壓力沖擊，但是也不能一味增多蓄能器的個數(shù)，因為蓄能器數(shù)量的增加會導(dǎo)致泄漏量增加。

（3）利用工程機械液壓底盤模擬試驗臺進行的階躍載荷實驗，很好地驗證了本文理論分析的正確性。實驗結(jié)果表明，蓄能器對系統(tǒng)壓力沖擊的高頻分量具有很好的濾波作用，正確配置蓄能器組參數(shù)能在一定程度上緩解波動載荷對工程機械液壓驅(qū)動系統(tǒng)帶來的不利影響。

［1］ 姚懷新.工程車輛液壓動力學(xué)關(guān)鍵問題的理論研究與試驗臺建設(shè)［D］.西安：長安大學(xué)，2006.

［2］ Yokota S，Somada H，Yamaguchi H.Study on an active accumulator：active control of high－frequency pulsation of flow rate in hydraulic systems［J］.JSME International Journal，Series B，1996，39（1）：119－124.

［3］ 馬登成.波動載荷下工程機械液壓底盤動態(tài)性能及實驗技術(shù)研究［D］.西安：長安大學(xué)，2011.

［4］ 沈建軍，馮忠緒，劉本學(xué)，等.波動載荷作用下液壓驅(qū)動牽引車輛的蓄能器配置［J］.中國機械工程，2009，20（13）：1634－1637.

［5］ 魏建華，杜 恒，方 向，等.基于 ADAMS／Simulink／AMESim的油氣懸架道路友好性分析［J］.農(nóng)業(yè)機械學(xué)報，2010，41（10）：11－17.

［6］ 趙丁選，王 卓，張景波.改善工程車輛換擋品質(zhì)的變結(jié)構(gòu)模糊控制系統(tǒng)研究［J］.農(nóng)業(yè)機械學(xué)報，2003，34（1）：8－10.

［7］ 李翔晟，常思勤.蓄能器與車輛靜液壓儲能傳動系統(tǒng)特性及匹配分析［J］.公路交通科技，2004，21（3）：110－113.

［8］ 孫祖望，孫樹仁，李太杰，等.履帶推土機牽引動力學(xué)的試驗研究［J］.工程機械，1983，14（2）：.24－32.

［9］ 孫祖望，張義甫，郭德虎.推土機動態(tài)性能試驗的非平穩(wěn)隨機數(shù)據(jù)模型和處理方法［J］.工程機械，1988，19（10）：22－28.

［10］ 姚懷新，陳 波.工程機械底盤及其液壓傳動理論：工程機械底盤理論［M］.北京：人民交通出版社，2002：85－130.