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08-恒功率变量泵的动态特性仿真研究(李晓军)

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08-恒功率变量泵的动态特性仿真研究(李晓军) 1 北汽福田汽车股份有限公司 2010年11月 恒功率变量泵的动态特性仿真研究 李晓军 13693187325 lixiaojun.sdu@gmail.com 目目 录录 一、引言一、引言 二、变量泵的结构及原理二、变量泵的结构及原理 三、变量泵的数学模型三、变量泵的数学模型 四、变量泵仿真与分析四、变量泵仿真与分析 五、结论五、结论 一、引言 1 恒功率变量泵因具有体积小、重量轻、节能等特点而在挖掘机等工程机械中得到 了广泛的应用。变量泵进入恒功率调节区域时,变量泵的最大输出...

08-恒功率变量泵的动态特性仿真研究(李晓军)
1 北汽福田汽车股份有限公司 2010年11月 恒功率变量泵的动态特性仿真研究 李晓军 13693187325 lixiaojun.sdu@gmail.com 目目 录录 一、引言一、引言 二、变量泵的结构及原理二、变量泵的结构及原理 三、变量泵的数学模型三、变量泵的数学模型 四、变量泵仿真与分析四、变量泵仿真与分析 五、结论五、结论 一、引言 1 恒功率变量泵因具有体积小、重量轻、节能等特点而在挖掘机等 工程 路基工程安全技术交底工程项目施工成本控制工程量增项单年度零星工程技术标正投影法基本原理 机械中得到 了广泛的应用。变量泵进入恒功率调节区域时,变量泵的最大输出流量随着主泵压力 的增加而减小,而变量泵的最大吸收功率保持基本恒定,这样就既保证了变量泵能够 充分利用发动机的输出功率又不会超过发动机的最大输出功率。以往的文献对液压泵 的基本结构[1, 2]特性、系统应用等方面做了一定的仿真[3, 4]、试验研究,但是对变量 泵的变量特性、控制特性等方面的仿真研究还比较少。为了便于对恒功率变量泵的控 制特性更深入地研究以及为整机仿真平台构建动力源仿真模型,本文就以力士乐 A8VO120恒功率变量泵为基础构建了仿真模型,并对变量泵的变量特性、控制特性进行 仿真分析。 AMESIM仿真软件能实现多学科的机械、液压、气动、热、电、磁等领域的建模和 仿真,不同领域的模块之间可直接进行物理连接[5-7]。AMESIM软件的适用范围很广, 尤其在液压机械系统的仿真研究方面具有很强的优越性,在此领域得到了广泛的应用 [8, 9],本文采用数学建模与AMESIM仿真软件等建模方法对恒功率变量泵的变量系统动 态特性进行分析和仿真研究。 目目 录录 一、引言一、引言 二、变量泵的结构及原理二、变量泵的结构及原理 三、变量泵的数学模型三、变量泵的数学模型 四、变量泵仿真与分析四、变量泵仿真与分析 五、结论五、结论 二、变量泵的结构及原理变量泵的结构及原理 2 左图所示为A8VO120恒功率变量泵 的基本结构原理图,共有三个部分:(1) 主泵:为工作装置提供动力源,完成各 种动作,其中包括两个主泵和一个先导 油泵;(2)变量机构:根据先导压力、 主泵压力、极限载荷压力的不同实时调 节主泵的排量,以使得主泵能够根据负 载需要输出流量,其中包括变量弹簧、 变量调节缸、调节阀、测量弹簧等元 件;(3)极限载荷控制:根据发动机的 功率调节极限载荷压力,以使得液压泵 的吸收功率能够与发动机相匹配而充分 吸收发动机的输出功率。 二、变量泵的结构及原理变量泵的结构及原理 3 变量泵的吸收功率达到设定值后即进入恒功率调节区 域,这时主泵的输出流量随主泵压力的增加而减小,但总 的输出功率基本保持恒定,其调节过程为[10]:当主泵压力 与极限载荷压力作用与调节器5的活塞上的推力之和超过变 量弹簧8和测量弹簧3的预压力之和时,调节阀4的右位工 作,主泵压力进入调节缸2的无杆腔,在差动作用下活塞右 移而使主泵排量减小,同时压缩测量弹簧使调节阀芯复 位,两端达到新的平衡。当主泵压力继续增大时,上述过 程重复进行,主泵流量进一步减小并达到新的平衡。 恒功率调节原理 目目 录录 一、引言一、引言 二、变量泵的结构及原理二、变量泵的结构及原理 三、变量泵的数学模型三、变量泵的数学模型 四、变量泵仿真与分析四、变量泵仿真与分析 五、结论五、结论 三、变量泵的数学模型变量泵的数学模型 4 有关主泵结构已经有相关文献[1,2]做了大量研究,本 文的研究重点主要是对恒功率变量泵的变量机构及变量特 性进行建模分析。考虑变量泵变量过程的相关因素,作如 下假设:(1)不考虑油温随时间的变化;(2)主泵输出 的液压油除供给执行机构外,还有一路液压油进入恒功率 调节器,由于变量机构的容腔相对于工作装置来说比较 小,这里就不考虑流量对变量特性的影响;(3)不考虑液 压油的压缩性及气穴现象,认为液压油是充满整个变量机 构容腔的。 假设 三、变量泵的数学模型变量泵的数学模型 5 1、恒功率调节器 1-主泵1压力输入端 2-主泵2压力输入端 3-极限载荷压力输入端 4-先导压力输入端 5-主活塞 6-复位弹簧 7-副活塞 8-变量弹簧 恒功率调节器具 有四个控制量,分别 是主泵1压力、主泵2 压力、极限载荷控制 压力和先导控制压 力,有两个输出量, 分别是主活塞的位移 和副活塞的位移,并 直接作用于变量调节 阀。 三、变量泵的数学模型变量泵的数学模型 6 1、恒功率调节器 根据牛顿定律,恒功率调节器的系统微分方程为: 式中,m1—主活塞质量 m2—副活塞质量 y1—主活塞位移 y2—副活塞位移 R1—主活塞与外壳的摩擦系数 R2—主、副活塞之间的摩擦系数 k1—复位弹簧的刚度 k2—变量弹簧刚度 P1—主泵1压力 P2—主泵2压力 P3—极限载荷控制压力 P4—先导控制压力 A1、A2、A3、A4—压力作用面积 1 1 1 1 2( 1 2) 1 1 2( 1 2) 4 4m y k y k y y R y R y y P A                2 2 1 1 2( 1 2) 2( 1 2) 1 1 2 2 3 3 4 4m y k y k y y R y y P A P A P A P A                   三、变量泵的数学模型变量泵的数学模型 7 1、恒功率调节器 设 ,经过整理可得到恒功率调节器的动态方程:1 1, 2 2, 3 1, 4 2x y x y x y x y    g g 0 0 1 0 0 0 0 01 1 10 0 0 1 0 0 0 0 2 2 21 2 2 ( 1 2) 2 4 0 0 03 31 1 1 1 13 1 2 2 2 2 4 1 2 3 4 4 4 2 2 2 2 2 2 2 2 1 2 x x P x x Pk k k R R R A x Pm m m m mx k k k R R x A A A A P x m m m m m m m m y y                                                                               1 1 0 0 0 2 0 1 0 0 3 4 x x x x                     三、变量泵的数学模型变量泵的数学模型 8 2、变量调节系统 变量调节系统可以简化 为左图所示,该系统具有三 个控制量,分别是主泵压力、 变量调节阀输出控制压力和 恒功率调节器的推力,有两 个输出量,分别是调节阀芯 的位移和变量调节缸的位 移,其中调节缸的位移作为 主泵的斜盘摆角控制量输入 到主泵以控制主泵的排量。 1-变量调节阀控制压力输入端 2-主泵压力输入端 3-变量调节活塞质量块 4-第二根测量弹簧 5-第二根测量弹簧限位 6-变量调节阀质量块 7-第一根测量弹簧 三、变量泵的数学模型变量泵的数学模型 9 2、变量调节系统 根据牛顿定律,变量调节系统的微分方程为: 式中,m1—调节阀芯质量 m2—调节活塞质量 y1—调节阀芯位移 y2—调节活塞位移 R1—调节阀芯的摩擦系数 R2—调节活塞的摩擦系数 k1—第一根测量弹簧的刚度 k2—第二根测量弹簧的刚度 P1—变量调节阀控制压力 P2—主泵压力 A1、A2—压力作用面积 F—变量调节器的输出推力 —第二根测量弹簧的零压缩长度 1 1 1( 1 2) 1 1 2( 1 2 )m y F k y y R y k y y l            2 2 1( 1 2) 2( 1 2) 2 2 1 1 2 2m y k y y k y y R y P A P A               l 三、变量泵的数学模型变量泵的数学模型 10 2、变量调节系统 设 ,经过整理可得到变量调节系统的动态方程:1 1, 2 2, 3 1, 4 2x y x y x y x y    g g 00 0 1 0 0 0 01 1 00 0 0 1 0 0 0 2 2( 1 2) ( 1 2) 1 1 10 0 031 1 1 1 13 2 ( 1 2) ( 1 2) 2 4 1 2 0 04 2 2 2 2 2 T T l x x Fx xk k k k R P xm m m m mx P k k k k R x A A x m m m m m m l K K                                                                               2 1 1 2, 1 21 0 0 0 2 2 0 1 0 0 3 0, 1 2 4 T x y k y y lx y x y y l x K                                             ,其中, 目目 录录 一、引言一、引言 二、变量泵的结构及原理二、变量泵的结构及原理 三、变量泵的数学模型三、变量泵的数学模型 四、变量泵仿真与分析四、变量泵仿真与分析 五、结论五、结论 四、变量泵仿真与分析变量泵仿真与分析 11 采用AMESIM仿真软件建立变量泵的仿真模型。用泵、管道、节流、活塞、弹簧、传感 器等基本元件,通过相应的物理连接构建变量泵的基本结构,用液压元件设计库中的元件 构建恒功率调节器和变量调节阀系统,并综合各个部件形成整体仿真模型,如下图所示。 四、变量泵仿真与分析变量泵仿真与分析 12 为验证变量泵仿真模型的正确性,进行了实验结果与仿真计算结果的对比。实测挖掘机的发动机 功率为125kW,采集挖掘机的一个工作循环过程中的主泵流量、压力、功率曲线。然后将实测压力曲线 作为工作装置负载加到变量泵仿真模型的负载输入端,将单泵的流量、功率仿真曲线与实际采集到的 单泵流量、功率曲线作对比,如下图所示。 从图中可以看到,当变量泵进入恒功率调节区域时,主泵的流量随着压力的升高而减小,但是 主泵的吸收功率基本保持恒定在53kW左右,实现了变量泵的恒功率调节。而且,仿真的单泵流量、功 率曲线与实测的单泵流量、功率曲线基本保持一致,说明仿真模型基本合理,能够仿真力士乐 A8VO120恒功率变量泵的动态特性和变量特性。 四、变量泵仿真与分析变量泵仿真与分析 13 分别修改变量弹簧的预紧力、极限载荷控制压力、测量弹簧的数量,可以仿 真并分析变量泵进入恒功率调节区域后主泵压力、变量弹簧预紧力、单双测量弹 簧、极限载荷控制压力等参数变化对变量泵的流量-压力曲线、吸收功率的影响。 从右图可以看到,随着变量 弹簧预紧力的增大,变量泵的压 力-流量曲线上移,主泵的吸收 功率逐渐增加。如果挖掘机在工 作过程中出现憋车现象,说明主 泵吸收功率超过发动机的最大输 出功率,那么就可以通过调整变 量弹簧预紧力来调整主泵的吸收 功率,使主泵与发动机的输出功 率相匹配。 四、变量泵仿真与分析变量泵仿真与分析 14 图(b)、(c)、(d)分别表示了应用单、双测量弹簧时,主泵压力对流量、功率的影 响。其中,从图6(b)可以看到,主泵压力刚开始增加时,只有第一个弹簧起作用,因此使用 单、双弹簧的功率曲线重合在一起。而随着第一根弹簧的压缩,第二个测量弹簧开始起作用 时,流量随压力增加而减小的幅度开始变缓,这样就基本拟合了一条双曲线,实现了恒功率调 节。从图(c)、(d)可以看到,应用单测量弹簧时,主泵的吸收功率在越过极限点后在A点 开始会随着流量的下降而下降,使得功率曲线没有表现出恒功率的特性。而使用双测量弹簧 时,当功率越过极限点后到达B点时第二个测量弹簧开始起作用,使得流量的下降幅度减小, 从而功率并没有明显的下降,满足了恒功率调节。 四、变量泵仿真与分析变量泵仿真与分析 15 图(e)、(f)分别表示了极限载荷控制压力对压力-流量曲线和主泵吸收功率的影响。 可以看到,随着极限载荷压力的增加,压力-流量曲线下移,主泵的吸收功率减小。极限载荷 为5bar时,主泵的吸收功率在53kW左右,而极限载荷增加为25bar时主泵的吸收功率降低到 39kW左右,这样就可以根据发动机的输出功率调整极限载荷控制压力,以使得主泵与发动机相 匹配,保证主泵能够充分吸收发动机的输出功率而同时又不因超过发动机的输出功率造成憋车。 目目 录录 一、引言一、引言 二、变量泵的结构及原理二、变量泵的结构及原理 三、变量泵的数学模型三、变量泵的数学模型 四、变量泵仿真与分析四、变量泵仿真与分析 五、结论五、结论 五、结论 16 在难以得到恒功率变量泵内部基本尺寸的情况下,通 过数学建模与AMESIM建模仿真相结合的方法可以充分了 解变量泵的基本特性。将实测数据作为工作负载反向验 证仿真模型,然后正向仿真变量泵的动态特性及变量特 性,可以从这些特性中得出相应的控制策略及系统调整 方法。仿真和试验结果表明,该恒功率变量泵模型能够 满足不同工况下对系统压力、流量、功率等参数的仿真 要求,为整机液压系统的参数设计、计算及控制策略的 实现提供了依据,具有较好的应用参考价值。
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分类:生产制造
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