楊守期

摘 要：針對振動壓路機在起振與停振階段會產(chǎn)生巨大壓力沖擊這一問題，提出了一種基于AMEsim仿真實驗進(jìn)行分析的解決方法。首先通過AMEsim軟件對振動壓路機的振動液壓系統(tǒng)進(jìn)行仿真，研究其動態(tài)過程并分析其參數(shù)變化曲線，再根據(jù)其曲線特性提出改良方法，并將改良后的系統(tǒng)再進(jìn)行仿真實驗以驗證其改良效果。

關(guān)鍵詞：振動壓路機；振動液壓系統(tǒng)；壓力沖擊；AMEsim

1 前言

振動壓路機在其起振、停振階段容易對其振動液壓傳動系統(tǒng)造成沖擊振蕩，并且由于壓路機負(fù)載的慣性矩通常比較大，因此其產(chǎn)生的沖擊振蕩會對液壓元件造成極大的損害。在國家最新發(fā)布的《公路瀝青路面施工技術(shù)規(guī)范》[1-2]中明確指出：壓路機碾壓段總長應(yīng)盡量縮短，通常不超過60～80m。因此在現(xiàn)代的壓實作業(yè)中需要進(jìn)行更加頻繁的往復(fù)操作，增加起振與停振的次數(shù)，這更加重了振動液壓系統(tǒng)的負(fù)擔(dān)，其液壓元件將承受頻繁的壓力沖擊，工作壽命與工作效率都會受到影響。

為了解決這個問題，就需要對現(xiàn)有的液壓回路進(jìn)行分析與改進(jìn)，緩解由于頻繁起振與停振所造成的壓力沖擊。當(dāng)前，已有不少的學(xué)者對這個問題展開了研究，沈建軍[3]等人提出了通過控制電磁閥開度的快慢以控制沖擊壓力的變化；姚運仕[4]等人將壓路機并聯(lián)了混合動力源，使壓力波動與振蕩范圍大幅度減??；翟大勇[5]、曹婷[6]等人則詳細(xì)研究了振動液壓回路，提出了改進(jìn)意見。但以上的這些研究都只對系統(tǒng)的起振階段進(jìn)行了分析，并且其改進(jìn)方案并沒有反饋機制，不具有普遍性。

本文通過AMEsim軟件對振動液壓系統(tǒng)進(jìn)行了仿真建模，分析其在起振與停振時主回路中各參數(shù)的變化規(guī)律，并根據(jù)這些規(guī)律提出了一種安裝單向單向儲能器吸收液壓回路中瞬時脈沖能量的改進(jìn)方案，通過對比改進(jìn)前后仿真參數(shù)的變化曲線，能夠證明這種方法有較好的效果和可實施性。

2 振動液壓系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)與問題分析

圖1為某型號振動壓路機的振動液壓系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖。由圖可看出，振動液壓系統(tǒng)是由一個變量泵串聯(lián)兩個定量馬達(dá)所組成的閉式回路，其變量泵與液壓馬達(dá)相連接的油管處設(shè)置有單向閥與高壓安全閥，當(dāng)系統(tǒng)壓力過低時，補油泵可以通過單向閥向主回路供油，而高壓安全閥也可以防止系統(tǒng)壓力過高，因此當(dāng)振動液壓系統(tǒng)起振時，變量泵的出口壓力與進(jìn)口壓力變化應(yīng)該較為平穩(wěn)[7]。但由于液壓回路為閉式回路，因此在系統(tǒng)停振時，負(fù)載的慣性力會推動液壓油在主回路中循環(huán)一段時間從而產(chǎn)生沖擊壓力，若系統(tǒng)所帶動的負(fù)載較大，這種沖擊壓力就會形成很大的沖擊振蕩從而對液壓元件造成損傷。而在當(dāng)前工作環(huán)境中振動系統(tǒng)需要進(jìn)行頻繁的起振與停振，更是會加速這一損傷過程，使液壓元件在極短的工作時間內(nèi)損壞。

3 AMEsim仿真模型建立與仿真結(jié)果分析

系統(tǒng)仿真模型如圖2所示，模型中設(shè)置了一個階躍的信號，使電動機能夠代替電磁換向閥進(jìn)行制動，并且考慮到壓路機工作時其負(fù)載變化相對較小，設(shè)定了一個常量負(fù)載。其他仿真元件中的內(nèi)部參數(shù)皆由振動壓路機正常工作時的參數(shù)所確定[8-10]，如表1所示：

設(shè)置階躍信號為循環(huán)信號，0～20s期間給予發(fā)動機信號1使其轉(zhuǎn)動，模擬壓路機作業(yè)時的起振階段，20～25s期間給予發(fā)動機信號0使其停止，模擬壓路機作業(yè)時的停振階段，并在之后的過程中循環(huán)這兩個階段，以此獲得管路中壓力及流量的變化曲線：

由圖3可以看出，在振動壓路機的起振階段，高壓側(cè)壓力會在1.25s到達(dá)最高峰值42.9MPa，是正常壓力的1.15倍，雖然持續(xù)時間較短，但仍造成了較大的壓力沖擊；低壓側(cè)壓力在起振階段變化較為平穩(wěn)，但當(dāng)壓路機開始處于停振階段時，低壓側(cè)壓力瞬間達(dá)到了41.8MPa，是正常壓力的10倍左右，會造成極大的沖擊振蕩，這是由于系統(tǒng)慣性過大所導(dǎo)致的瞬時沖擊，具有極大的危害性；馬達(dá)之間的壓力不論在起振還是停振階段都處于一種較大的波動中，在起振階段，這種壓力波動一直持續(xù)到第8s，表明系統(tǒng)難以在短時間內(nèi)到達(dá)平衡狀態(tài)，這種連續(xù)性的壓力波動也會對液壓元件造成持續(xù)性損害。

圖4所示為系統(tǒng)的流量變化曲線，可以看出，受系統(tǒng)慣性的影響，在起振階段馬達(dá)的進(jìn)、出口流量波動較為頻繁，到達(dá)平穩(wěn)狀態(tài)所需的時間也較長，在停振階段也有較大的流量波動；而泵的出口流量則波動較小，系統(tǒng)能夠在短時間內(nèi)達(dá)到平穩(wěn)狀態(tài)。

4 解決方案

由圖3、圖4的分析結(jié)果可以看出，液壓系統(tǒng)不穩(wěn)定的主要原因是由于起振階段馬達(dá)間壓力的波動范圍過大以及停振階段低壓側(cè)瞬時壓力沖擊過高，而這兩種狀態(tài)都是由于系統(tǒng)負(fù)載高造成慣性過大所引起的。因此，可以考慮在馬達(dá)間以及低壓側(cè)安裝單向儲能器，吸收系統(tǒng)的高壓脈沖能量從而使系統(tǒng)更為穩(wěn)定。

以單向儲能器壓力的導(dǎo)數(shù)為系統(tǒng)穩(wěn)定性的度量標(biāo)準(zhǔn)，則：

式中，ω為單向儲能器壁腔的柔度，Q為單向儲能器流量，ρ為油液密度，V0為單向儲能器容積。在簡化計算中，可認(rèn)為單向儲能器為剛體，此時ω可看做0，故式（1）可以簡化為：

從上式可以看出，由于系統(tǒng)流量與油液密度不變，因此單向儲能器壓力的變化率只由其初始容積所決定，當(dāng)其容積大時，單向儲能器壓強變化率變小，又單向儲能器與系統(tǒng)并聯(lián)，則系統(tǒng)的壓強的變化率也會降低，因此，改進(jìn)系統(tǒng)時應(yīng)選擇容積相對較大的單向儲能器。

在AMEsim仿真模型中，對低壓側(cè)的單向儲能器依次選取容積為1L、3L、10L進(jìn)行仿真分析，其結(jié)果如圖5所示：

由圖5可以看出，單向儲能器容積取為3L時，其壓強變化率相對于取1L時的值的明顯變小，而容積取3L和10L時則變化并不明顯，這可能是由于單向儲能器在容積為3L時已足以處理當(dāng)前系統(tǒng)的壓強變化。

根據(jù)系統(tǒng)正常工作時的壓力選取合適的單向儲能器，并對改進(jìn)的系統(tǒng)進(jìn)行仿真，獲得管路中壓力及流量的變化曲線如下圖所示：

如圖6所示為系統(tǒng)裝有單向儲能器前后的壓力變化曲線，其中藍(lán)色曲線即為安裝單向儲能器后系統(tǒng)的壓力變化曲線。從b圖中可以看出，在停振階段時低壓側(cè)的沖擊能量被單向儲能器吸收后系統(tǒng)受到的壓力沖擊明顯降低；而在c圖中，在起振階段時馬達(dá)間的壓力波動則幾乎消失，并且其停振階段壓力的變化也更為平穩(wěn)；在a圖中，由于受到低壓側(cè)壓力變化的影響，高壓側(cè)在停振階段的壓力也不再出現(xiàn)波動。

在圖7的d，e，f三圖中可以看出，安裝單向儲能器后流量在起振階段能夠更加快速的達(dá)到平衡狀態(tài)，并且明顯降低其在停振階段的流量波動。

5 結(jié)論

本文借助AMEsim仿真軟件對振動壓路機的振動液壓系統(tǒng)進(jìn)行仿真，分析其在頻繁起振、停振的過程中液壓回路各個參數(shù)的變化狀態(tài)并提出相應(yīng)的改良方案。通過仿真分析可知，振動壓路機在起振時其工作馬達(dá)間的壓力波動范圍較大，會造成較強的壓力振蕩，而在停振時其主回路低壓側(cè)則會出現(xiàn)很大的峰值壓力，產(chǎn)生極大的壓力沖擊。針對這兩種問題，文中提出了通過安裝單向儲能器吸收瞬時脈沖能量的方法，并且對改良后的系統(tǒng)進(jìn)行了仿真，證明了這種方法能夠有效的抑制壓力波動，降低峰值壓力，具有一定的參考價值。

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（作者單位：中國葛洲壩集團(tuán)機械船舶有限公司）