靜液壓傳動車輛試驗臺輪邊加載系統(tǒng)的仿真研究

趙 亮 ，王 瑾

（1.陜西理工大學(xué)機械工程學(xué)院，陜西 漢中723001；2.陜西理工大學(xué)陜西省工業(yè)自動化實驗室，陜西 漢中723001）

疲勞特性是工程車輛油氣懸架一個非的常重要性能指標[1]，關(guān)系到整個工程車輛的使用壽命，因此對液壓傳動車輛的油氣懸架疲勞特性的測試就非常重要，在進行疲勞特性測試時，需要模擬工程車輛實際的行駛工況。液壓二次調(diào)節(jié)技術(shù)是20世紀70年代末發(fā)展起來的一項技術(shù)，可以回收和重新利用能量，具有很好的節(jié)能效果[2，3，4]，本文是采用液壓二次調(diào)節(jié)技術(shù)，進行了液壓傳動車輛試驗臺輪邊加載系統(tǒng)的設(shè)計，模擬車輛的實際行駛工況，利用AMEsim軟件建立了實驗臺輪邊加載系統(tǒng)的仿真模型，并進行了仿真分析。

1 單邊加載液壓系統(tǒng)工作原理

單邊加載液壓系統(tǒng)的工作原理如圖1所示，主要包括發(fā)動機1、變量液壓泵2、蓄能器3、溢流閥4、液壓馬達5、節(jié)流閥6和加載液壓泵7。發(fā)動機1和變量液壓泵2相連，通過靜液壓驅(qū)動液壓馬達5，液壓馬達5的輸出軸和加載液壓泵7的輸入軸相連，加載液壓泵的輸出液壓油給液壓馬達5，以達到節(jié)能的效果。

圖1 單邊加載液壓系統(tǒng)原理圖

2 車輛的行駛工況參數(shù)計算

2.1 行駛阻力

行駛的過程中，底盤提供的驅(qū)動力和所受到的阻力應(yīng)保持平衡關(guān)系，車輛的行駛方程為：

式中：Ft為行駛阻力；Ff為滾動阻力；Fw為迎風(fēng)；Fi為坡道阻力，F(xiàn)i=Mgsinα；Fj為加速阻力。

2.2 最高車速時的驅(qū)動力計算

車輛在平地上以最高車速行駛時，爬坡度α＝0，加速阻力 Fj＝ 0，坡道阻力 Fj＝ Mgsinα =0，根據(jù)設(shè)計的最高車速，車輪需要的驅(qū)動力為：

給定車輛的參數(shù)后就可以確定車輪需要的驅(qū)動力，代入?yún)?shù) M=84 000 kg，CD=0.8，f=0.012，A=5.5 m2，得最高車速時所需的驅(qū)動力為Ft=11.2 kN。

2.3 最大爬坡度時的驅(qū)動力計算

車輛在最大坡度上行駛時，行駛的速度比較低，可忽略迎風(fēng)阻力，行駛的阻力只有滾動阻力和坡道阻力即：

按 30%的爬坡度計算，得 α=arctan（0.3）＝16.67°，代入（3）式得車輪的在最大坡度時所需的驅(qū)動力為Ft=24.6 kN。

3 系統(tǒng)壓力計算

靜液壓傳動車輛的驅(qū)動力矩為：

式中：n為行駛時驅(qū)動輪的個數(shù)，ig為輪邊減速器的傳動比，ηg為減速器的機械效率，Rr為車輪的滾動半徑。

液壓馬達的工作壓力是由靜液壓傳動車輛的行駛阻力決定的，其工作壓力的計算公式為：

式中：△Pm為液壓馬達兩端的工作壓力；Tm為液壓馬達上扭矩；pm為液壓馬達的排量；ηmh為液壓馬達的機械效率。

根據(jù)式（4）和式（5）算出液壓馬達的工作壓力范圍為17.4 MPa～31.8 MPa，能夠使系統(tǒng)的壓力得到較好的匹配。

4 加載液壓系統(tǒng)的仿真模型

根據(jù)靜液壓傳動車輛的工作原理和行駛過程中的阻力情況，建立輪邊加載系統(tǒng)的液壓模型，如圖2所示。其中，1—驅(qū)動用變量泵；2—邊輪馬達；3—車輪慣性負載；4—加載液壓泵；5—轉(zhuǎn)速恒速控制系統(tǒng)；6—加載控制系統(tǒng)。

圖2 邊輪加載液壓系統(tǒng)控制仿真模型

加載系統(tǒng)考慮2橋4個邊輪驅(qū)動馬達，根據(jù)4個馬達同時工作在最高速度，系統(tǒng)所需流量為860 L/min。驅(qū)動用液壓泵采用A11VO190變量泵，電機的額定轉(zhuǎn)速1 450 r/min。加載液壓泵選用A11VO190變量泵，每個輸出軸上安裝兩個加載液壓泵，以并聯(lián)工作模式為1個邊輪驅(qū)動馬達-減速機加載，合仿真模型的輸入條件如表1所示。

表1 仿真模型參數(shù)表

5 仿真結(jié)果分析

5.1 低速大負載情況

爬坡時，14個馬達同時工作，最大工作壓差為32 MPa，單只馬達-減速機輸出扭矩12 000 N·m，馬達轉(zhuǎn)速保持510 r/min。圖3所示的是低速時邊輪加載的仿真過程，從0負載加載到最大載荷12 000 N·m，保持一段時間后再降至8 000 N·m，加載和降載過程均比較理想。

圖3 低速時邊輪加、降載的仿真

在對邊輪進行加、降載的過程中，載荷的變化會對馬達的轉(zhuǎn)速產(chǎn)生一定的影響。在控制系統(tǒng)的調(diào)節(jié)下，液壓馬達的轉(zhuǎn)速經(jīng)過一段的動態(tài)過程，會重新保持到510 r/min的設(shè)定轉(zhuǎn)速，如圖4所示。

圖4 低速時馬達轉(zhuǎn)速的變化特性

5.2 高速低負載情況

高速行駛時，6個馬達同時工作，最大工作壓差為17.5 MPa，單只邊輪驅(qū)動馬達-減速機輸出扭矩1 240 N·m，馬達轉(zhuǎn)速為4 300 r/min。圖5所示是邊輪加載的仿真過程，從0負載加載到最大載荷1 240 N·m。

圖5 高速時邊輪加載特性

與低速、大負載的加載過程類似，加載時會對液壓馬達的轉(zhuǎn)速有一定的影響，但是馬達轉(zhuǎn)速經(jīng)過一定的動態(tài)過程后，仍能夠繼續(xù)保持在設(shè)定的轉(zhuǎn)速，如圖6所示。

圖6 高速時的馬達轉(zhuǎn)速特性

圖7 顯示的是工作液壓泵出口、提供加載液壓泵出口的工作壓力。工作液壓泵出口的工作壓力約為17 MPa，與理論計算接近，其為17.4 MPa。

圖7 工作液壓泵出口、提供加載作用液壓泵出口的工作壓力特性

6 結(jié)束語

本文是基于靜液壓傳動車輛工作原理的基礎(chǔ)上，利用AMEsim軟件建立了單邊靜液壓驅(qū)動和加載液壓系統(tǒng)的仿真模型，并進行了仿真分析，得出：

（1）低速大負載的加載過程良好，液壓馬達的轉(zhuǎn)速能穩(wěn)定在510 r/min；

（2）高速低負載的加載過程良好，液壓馬達的轉(zhuǎn)速穩(wěn)定在4 300 r/min；

（3）液壓系統(tǒng)的壓力和理論計算相接近。