楊守期

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

關鍵詞：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，并且由于壓路機負載的慣性矩通常比較大，因此其產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規(guī)范》[1-2]中明確指出：壓路機碾壓段總長應盡量縮短，通常不超過60～80m。因此在現代的壓實作業(yè)中需要進行更加頻繁的往復操作，增加起振與停振的次數，這更加重了振動液壓系統(tǒng)的負擔，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，就需要對現有的液壓回路進行分析與改進，緩解由于頻繁起振與停振所造成的壓力沖擊。當前，已有不少的學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]等人將壓路機并聯了混合動力源，使壓力波動與振蕩范圍大幅度減小；翟大勇[5]、曹婷[6]等人則詳細研究了振動液壓回路，提出了改進意見。但以上的這些研究都只對系統(tǒng)的起振階段進行了分析，并且其改進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)進行了仿真建模，分析其在起振與停振時主回路中各參數的變化規(guī)律，并根據這些規(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方案，通過對比改進前后仿真參數的變化曲線，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)的結構與問題分析

圖1為某型號振動壓路機的振動液壓系統(tǒng)結構圖。由圖可看出，振動液壓系統(tǒng)是由一個變量泵串聯兩個定量馬達所組成的閉式回路，其變量泵與液壓馬達相連接的油管處設置有單向閥與高壓安全閥，當系統(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，因此當振動液壓系統(tǒng)起振時，變量泵的出口壓力與進口壓力變化應該較為平穩(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)一段時間從而產生沖擊壓力，若系統(tǒng)所帶動的負載較大，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。而在當前工作環(huán)境中振動系統(tǒng)需要進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損壞。

3 AMEsim仿真模型建立與仿真結果分析

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

設置階躍信號為循環(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，高壓側壓力會在1.25s到達最高峰值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；低壓側壓力在起振階段變化較為平穩(wěn)，但當壓路機開始處于停振階段時，低壓側壓力瞬間達到了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)慣性過大所導致的瞬時沖擊，具有極大的危害性；馬達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)難以在短時間內到達平衡狀態(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，在起振階段馬達的進、出口流量波動較為頻繁，到達平穩(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)能夠在短時間內達到平穩(wěn)狀態(tài)。

4 解決方案

由圖3、圖4的分析結果可以看出，液壓系統(tǒng)不穩(wěn)定的主要原因是由于起振階段馬達間壓力的波動范圍過大以及停振階段低壓側瞬時壓力沖擊過高，而這兩種狀態(tài)都是由于系統(tǒng)負載高造成慣性過大所引起的。因此，可以考慮在馬達間以及低壓側安裝單向儲能器，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數為系統(tǒng)穩(wěn)定性的度量標準，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，則系統(tǒng)的壓強的變化率也會降低，因此，改進系統(tǒng)時應選擇容積相對較大的單向儲能器。

在AMEsim仿真模型中，對低壓側的單向儲能器依次選取容積為1L、3L、10L進行仿真分析，其結果如圖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時已足以處理當前系統(tǒng)的壓強變化。

根據系統(tǒng)正常工作時的壓力選取合適的單向儲能器，并對改進的系統(tǒng)進行仿真，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，由于受到低壓側壓力變化的影響，高壓側在停振階段的壓力也不再出現波動。

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的變化狀態(tài)并提出相應的改良方案。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則會出現很大的峰值壓力，產生極大的壓力沖擊。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。

參考文獻

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[4]姚運仕.雙鋼輪振動壓路機混合動力系統(tǒng)仿真[J].吉林大學學報，2013，43（4）：871-876.

[5]翟大勇.基于AMEsim的壓路機振動液壓系統(tǒng)仿真研究[J].液壓氣動與密封，2010，（1）：13-16.

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[8]賀利樂.建設機械液壓與液力傳動[M].北京：機械工業(yè)出版社，2004.

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（作者單位：中國葛洲壩集團機械船舶有限公司）