(太原科技大學(xué)機械工程學(xué)院， 山西太原 030024)

引言

軸向柱塞馬達有著扭矩大、轉(zhuǎn)速平穩(wěn)、噪音低的特點，被廣泛應(yīng)在用于挖掘機回轉(zhuǎn)機構(gòu)中。軸向柱塞馬達的性能和系統(tǒng)節(jié)能方式，對工程機械的工作效率及能耗情況等方面影響頗大，尤其在節(jié)能技術(shù)層面有很大的改進空間[1]。通過對國內(nèi)外有關(guān)節(jié)能方案和柱塞馬達的文獻查閱，以及市場上工程機械應(yīng)用的技術(shù)情況可知，目前多數(shù)方案是在原有基礎(chǔ)上增加能量回收系統(tǒng)，一方面造成結(jié)構(gòu)系統(tǒng)龐大，且其系統(tǒng)變得復(fù)雜，不利于后期維護的經(jīng)濟性。

在對原有的回轉(zhuǎn)機構(gòu)上的軸向柱塞馬達研究后，提出了新的四配流窗口軸向柱塞馬達結(jié)構(gòu)。這種馬達屬于二次靜液傳動元件，二次元件具有在正反轉(zhuǎn)和泵工況/馬達工況之間進行組合工作的特點。從能量方面歸納，二次元件是將系統(tǒng)中機械制動或油液節(jié)流損耗的能量進行回收和再利用的執(zhí)行元件。此馬達可降低節(jié)能系統(tǒng)的復(fù)雜程度，同時已嘗試開發(fā)樣機，為節(jié)能研究方向提供新參考。

1 四配流窗口軸向柱塞馬達工作原理

斜盤式四配流窗口軸向柱塞馬達運動學(xué)原理及配流結(jié)構(gòu)如圖1所示，其運動學(xué)原理及馬達缸體和柱塞結(jié)構(gòu)同普通馬達一樣，同樣是通過斜盤結(jié)構(gòu)將柱塞在缸體內(nèi)的直線往復(fù)運動轉(zhuǎn)化為缸體的旋轉(zhuǎn)運動[2]。區(qū)別在：由于配流結(jié)構(gòu)的特殊，普通馬達配流盤單側(cè)的柱塞所受的垂直于軸線的力產(chǎn)生的扭矩方向一致；而四配流窗口柱塞馬達的柱塞分別與內(nèi)外圈配流窗口間隔相通。

缸體轉(zhuǎn)矩受力方向由其各柱塞對缸體的共同作用決定。處于y軸一側(cè)的柱塞，可能有的柱塞處于空載工況，有的柱塞處于泵工況或馬達工況。由于考慮到馬達配流的結(jié)構(gòu)以及馬達運行的平滑性，柱塞布置方式采用對稱分布。且因馬達要具備正反轉(zhuǎn)的功能，參考實際馬達結(jié)構(gòu)及參數(shù)，馬達模型中配有10個柱塞。四配流窗口軸向柱塞馬達運動簡圖如圖1所示。

圖1 軸向柱塞馬達柱塞運動分析簡圖

仿真模型中的回轉(zhuǎn)機構(gòu)采用此四配流窗口柱塞馬達和減速器驅(qū)動，其4個配流窗口分別為：2個外圈面積較大的窗口(主控腔)采用進出油口獨立控制，2個內(nèi)圈面積較小的窗口(輔控腔)采用電磁比例方向閥進行控制?；剞D(zhuǎn)機構(gòu)動勢能回收元件采用液壓蓄能器，可在回轉(zhuǎn)制動時收集壓力能，馬達再次啟動時利用蓄能器的液壓能提供輔助驅(qū)動力。

由于工況影響，位于內(nèi)圈和外圈的柱塞可能分別處于不同的工況，其對缸體產(chǎn)生的扭矩方向可以相同，可以相反，也可不做功。將其扭矩以正負(fù)區(qū)別后求和，便得到馬達瞬時總扭矩大小T的計算式：

(1)

如圖2所示，在四配流窗口軸向柱塞馬達的工作中，每個柱塞相對的缸體配流孔運動從配流盤上止點開始，然后順序經(jīng)過配流窗口A，B或C，D。由于缸體腰型槽相鄰間隔分布，故每個柱塞僅能給相對配流窗口配流。

圖2 配流盤和與缸體配流面結(jié)構(gòu)

針對一個配流窗口，單個缸體腰型孔從進入配流盤三角槽開始會依次經(jīng)過弓形增大、線性增大、最大配流、線性減小、弓形減小和退出卸荷槽6個階段[3]。根據(jù)配流的結(jié)構(gòu)，每個配流窗口配流面積計算方法是相同的，且因為馬達需要實現(xiàn)正反轉(zhuǎn)功能，故窗口A，C和B，D關(guān)于配流盤的定位槽線對稱。

2 仿真模型搭建

針對斜盤式軸向柱塞馬達，考慮各過渡結(jié)構(gòu)的形式對配流沖擊的影響，選用三角槽結(jié)構(gòu)作為配流過渡槽[4-5]。在計算單個窗口的面積時，首先根據(jù)配流腰型槽和過渡三角槽的結(jié)構(gòu)，編寫并求得配流比例隨角度變化的計算式，然后將0～2π的計算式用MATLAB計算后得到配流曲線，得到配流面積大小隨旋轉(zhuǎn)角度變化的規(guī)律，然后導(dǎo)出二維數(shù)據(jù)。

在AMESim軟件表格模塊Table-Editor(一維表格插值)可添加X和Y的數(shù)值[6]。其中X為缸體旋轉(zhuǎn)角度，Y為可變節(jié)流口的開口面積比例值，當(dāng)Y值為1時，代表節(jié)流口的開口面積達到最大，過流的流量達到最大；當(dāng)Y的值為0時，代表開口面積達到最小，過流的流量為0。在此插值表格模塊中輸入在MATLAB中得到的相應(yīng)數(shù)據(jù)，選擇正確的循環(huán)模式，得到節(jié)流比例曲線如圖3所示。

圖3 節(jié)流比例曲線

合理調(diào)用軟件庫中的液壓元件搭建馬達模型，弄醒搭建成功后，有必要先進行簡單的仿真實驗，以驗證模型搭建的正確性。首先將馬達柱塞和配流、斜盤等利用軟件的封裝功能進行封裝簡化，留出如圖4中ABCD 4個配流窗口和主軸Axial端口。

圖4 馬達封裝后仿真實驗

將其視為兩進兩出的四口柱塞馬達，令油源同時對一側(cè)的油口進行供油，此時的四口柱塞馬達工作與普通的10柱塞兩口馬達功能無異。

圖5為缸體內(nèi)10個柱塞的位移曲線。從位移曲線中可見柱塞的位移平穩(wěn)，速度變化符合規(guī)律，柱塞1和柱塞10分別位于相對位置的最大處和最小處，且相鄰柱塞的位移間隔約為10 mm，各個柱塞的位移起始點與計算值相同。在查看如柱塞腔流量的值等其他結(jié)果后發(fā)現(xiàn)均符合實際規(guī)律，證明此馬達仿真模型搭建正確，可用于回轉(zhuǎn)機構(gòu)中進行仿真模擬。

圖5 各柱塞在缸體內(nèi)位移

為得到詳細(xì)四配流結(jié)構(gòu)的柱塞馬達特性，將其應(yīng)用于挖掘機的回轉(zhuǎn)結(jié)構(gòu)中進行仿真研究。模型參考為某公司生產(chǎn)的15 t挖掘機[9]，回轉(zhuǎn)平臺轉(zhuǎn)動慣量值以及柱塞馬達中各參數(shù)按照該產(chǎn)品的馬達型號進行裝置選配。根據(jù)相關(guān)參數(shù)得到：上車回轉(zhuǎn)速度平均速度為9.5 r/min，馬達的總減速比為140，則可知馬達的回轉(zhuǎn)速度為：

n=ω·i=1330 r/min

(2)

馬達的排量為：Vm=116 mL/r

可得馬達的流量大小為：

(3)

由于馬達和管路模型中考慮考慮了流量損失，則設(shè)置油源的泵油流量為160 L/min。在仿真模型中計算時，如果馬達處于單油口供油狀態(tài)下，此時的馬達相當(dāng)于兩口馬達的工作狀態(tài)，油源的流量須根據(jù)內(nèi)外圈的配流面積比例進行合理調(diào)節(jié)。即在單側(cè)供油時，若保持油源流量為160 L/min不變，會出現(xiàn)馬達轉(zhuǎn)速持續(xù)升高，突破最高限制轉(zhuǎn)速的情況。

在實際回轉(zhuǎn)機構(gòu)中，由于回轉(zhuǎn)平臺的轉(zhuǎn)動慣量大，往往啟動加速時所消耗的功率巨大，通過蓄能器釋放回收的壓力能與泵油源共同驅(qū)動平臺馬達回轉(zhuǎn)，是節(jié)能回路提升功率的主要途徑。

圖6為壓力油源與蓄能器共同驅(qū)動馬達回轉(zhuǎn)簡圖。軟件模型中用油源模塊代替泵，設(shè)置出口處的溢流壓力值即可調(diào)節(jié)回路壓力。

圖6 蓄能器輔助啟動回路

蓄能器輔助啟動即：在大慣量負(fù)載平臺回轉(zhuǎn)制動時，將制動能量回收儲存于蓄能器中，第二次啟動時蓄能器的回收能量作為輔助動力源與泵油源一起驅(qū)動馬達回轉(zhuǎn)。此時，馬達的內(nèi)外圈柱塞全部處于加載狀態(tài)，當(dāng)蓄能器內(nèi)的油液釋放完后，內(nèi)側(cè)配流窗口柱塞轉(zhuǎn)為空載工況。

3 仿真分析

這里只討論馬達及負(fù)載在蓄能器輔助下啟動的各特性，將仿真模型回路按圖6搭建。馬達中柱塞在缸體內(nèi)往復(fù)運動時在斜盤作用下產(chǎn)生對缸體軸線的扭矩，推動缸體回轉(zhuǎn)。

圖7為0～10 s仿真時間的泵源輸出功率及負(fù)載功率曲線。泵源的輸出功率可由其出口處壓力值與流量值計算后得到；負(fù)載功率由負(fù)載轉(zhuǎn)速值與轉(zhuǎn)軸扭矩值相乘計算得到。在兩條曲線中可見油源輸出功率和負(fù)載消耗功率在4 s前，變化趨勢和波動趨勢保持一致，且油源輸出功率最大值為40 kW，平均略高于后者。由于在在回路中存在壓力等損失，兩者之間的差值為油液黏性損耗和摩擦損耗。

圖7 油源輸出功率及慣性負(fù)載功率

圖8為外圈柱塞的位移以及柱塞對缸體產(chǎn)生的扭矩特性曲線，從曲線中可見柱塞的位移嚴(yán)格遵守正弦曲線，最大位移約為18 mm。當(dāng)柱塞從曲線的下死點位置移動式，對應(yīng)的腔內(nèi)壓力曲線值逐漸增大，且扭矩的絕對值開始增大(扭矩值的正負(fù)是相對缸體的旋轉(zhuǎn)方向而定義)，當(dāng)柱塞位移達到中間位置，即位移為0時，產(chǎn)生的扭矩達到最大值。柱塞在從高壓到低壓區(qū)域時，壓力出現(xiàn)較不明顯的反向脈動，隨后在低壓區(qū)的過程中保持0值。

圖8 外圈柱塞的位移和對缸體扭矩

圖9為處于馬達外圈的柱塞對斜盤的軸向作用力曲線。從外圈柱塞作用力曲線可見，每個作用周期內(nèi)的曲線均出現(xiàn)了數(shù)個脈動波，尤其壓力值在從0增大時的曲線出現(xiàn)了壓力超調(diào)。外圈柱塞對斜盤的作用力最大值為1.1 kN，造成壓力超調(diào)現(xiàn)象的原因是設(shè)計的配流盤高低壓過渡配流三角槽長度角較大，柱塞配流時從低壓腔滑動到高壓腔時出現(xiàn)液壓油回流現(xiàn)象，形成柱塞軸向力瞬時升高又下降的脈動。

圖9 外圈柱塞對斜盤軸向力

圖10為內(nèi)圈柱塞對斜盤的特性曲線，內(nèi)圈柱塞的軸向作用力來自蓄能器的能量釋放過程，曲線的單周期波動較少，在高壓到低壓腔出現(xiàn)了唯一的脈動峰值，其余壓力值曲線均較為平滑。

圖10 內(nèi)圈柱塞對斜盤軸向力

蓄能器內(nèi)的液壓油在釋放時，其出口壓力值和流量隨時間呈逐漸減小趨勢，且下降壓力趨勢相對穩(wěn)定，可見內(nèi)圈的柱塞產(chǎn)生的軸向壓力曲線較為平整，且其軸向力最大值為0.6 kN，約為外圈柱塞對斜盤軸向力大小的一半。

將回轉(zhuǎn)平臺的轉(zhuǎn)動慣量分別設(shè)置為8×104， 9×104， 10×104kg·m2，分別將3個負(fù)載值賦值并進行時間長為3 s 的仿真，得到如圖11的負(fù)載轉(zhuǎn)速特性曲線。從曲線可知，在不改變旋轉(zhuǎn)阻力矩和其他參數(shù)情況下，負(fù)載的轉(zhuǎn)動加速時間隨著負(fù)載轉(zhuǎn)動慣量的增加而增加，最后達到穩(wěn)定時的轉(zhuǎn)速相等。

4 結(jié)論

(1) 四配流窗口軸向柱塞馬達的仿真模型已基本具備，可實現(xiàn)有關(guān)仿真實驗，得到有參考價值的結(jié)果。鑒于四配流窗口軸向柱塞馬達結(jié)構(gòu)和功能的特殊性，其配流盤的壓力過渡結(jié)構(gòu)應(yīng)與普通結(jié)構(gòu)相區(qū)別， 可繼續(xù)在油液倒灌、壓力脈動、流量突變的效果方面研究；

圖11 不同負(fù)載轉(zhuǎn)動慣量下的加載工況

(2) 在蓄能器輔助啟動情況下的四配流窗口軸向柱塞馬達工作特性較為理想，可考慮作為以節(jié)能為目標(biāo)的液壓執(zhí)行元件在實際中應(yīng)用。合理適當(dāng)?shù)仄ヅ漶R達工況，才能將馬達回收能量的的作用更好地發(fā)揮出來?？赏ㄟ^減小負(fù)載轉(zhuǎn)動慣量和優(yōu)化馬達各部件參數(shù)達到更好地節(jié)能效果。