臧克江,黃建祥,謝煌生,金 璐 ,陳木鳳,楊炫松,葉 婷

(1.龍巖學(xué)院 物理與機電工程學(xué)院，福建 龍巖 364012;2.龍巖市海德馨汽車有限公司，福建 龍巖 364000)

0 引 言

移動泵站是相對固定泵站而言的。固定泵站是指用于灌溉、排澇以及調(diào)水等功能的大型泵站，裝機容量大，流量大、固定不可移動的水利設(shè)施工程，而移動泵站是指流量比較大、可移動，用于應(yīng)急、搶險救災(zāi)的供排水裝備[1]。移動泵站的能源來自于發(fā)動機，因此移動泵站是一個靈活、機動的獨立設(shè)備。移動泵站可為自走式和拖掛兩種形式，就目前發(fā)展趨勢而言，車載移動泵站是發(fā)展趨勢。移動泵站的核心部件是吸水動力單元，包括吸水管部分、水泵、水泵驅(qū)動部分以及排水管等構(gòu)成[2]。早期的水泵驅(qū)動部分為電動機，這就需要一套發(fā)電系統(tǒng)把發(fā)動機輸出的機械能轉(zhuǎn)換成電能，再通過調(diào)節(jié)控制，提供給電動機。由于電動機在水環(huán)境下工作，需要高等級防護，給移動泵站安全工作帶來困難。高壓大流量液壓元件給大功率能量傳動系統(tǒng)的設(shè)計及應(yīng)用帶來方便，目前有液壓系統(tǒng)驅(qū)動的移動泵代替電機驅(qū)動的移動泵站的可能，這種優(yōu)勢主要表現(xiàn)在液壓系統(tǒng)驅(qū)動的移動泵站有高的安全性，同時，在相同功率條件下，液壓系統(tǒng)驅(qū)動的移動泵站可以實現(xiàn)輕量化。本文對液壓驅(qū)動的車載移動泵站的能量匹配系統(tǒng)進行分析，在此基礎(chǔ)上，以一種車載移動泵站為例進行吸水動力單元系統(tǒng)參數(shù)計算，并通過AMEsim進行仿真及試驗驗證，此項工作將為車載移動泵站液壓驅(qū)動系統(tǒng)設(shè)計提供一種方法。

1 車載泵站排水系統(tǒng)工作原理

圖1為車載泵站排水動力系統(tǒng)與控制框圖，圖中雙線箭頭“?”表示能量傳輸與轉(zhuǎn)換的方向，單線箭頭“→”為控制信號。右端液壓馬達與水泵構(gòu)成了吸水動力單元，在框圖中用雙點劃線將其框起來，在系統(tǒng)中是一個獨立部件。

圖1 車載泵站排水系統(tǒng)動力與控制框圖

在本系統(tǒng)中，液壓泵直接與發(fā)動機輸出軸直接相聯(lián)，液壓泵將發(fā)動機輸出的機械能轉(zhuǎn)換成液壓能；液壓馬達與水泵直接相聯(lián)，水泵將液壓馬達輸出的機械能轉(zhuǎn)換成輸送水的動能和壓力能；液壓泵、控制閥以及液壓馬達構(gòu)成了液壓傳動系統(tǒng)，實現(xiàn)從發(fā)動機到水泵的能量傳輸與轉(zhuǎn)換；控制系統(tǒng)對可以對液壓傳動系統(tǒng)進行控制，也可以對發(fā)動機進行控制，從而實現(xiàn)發(fā)動機與水泵的動力參數(shù)調(diào)節(jié)控制，從而實現(xiàn)整個系統(tǒng)的最佳匹配。

2 液壓傳動與控制系統(tǒng)設(shè)計

車載泵站排水動力系統(tǒng)的液壓傳動及控制原理如圖2所示。本液壓系統(tǒng)采用開式容積控制系統(tǒng)，變量泵控制定量馬達，液壓馬達與水泵直接連接，液壓泵與發(fā)動機連接，通過調(diào)節(jié)發(fā)動機控制泵的轉(zhuǎn)速，通過調(diào)節(jié)液壓泵的排量使液壓馬達運轉(zhuǎn)在水泵設(shè)計工作點速度上。設(shè)置了電磁溢流閥，可以調(diào)節(jié)電磁溢流閥的動作時間控制系統(tǒng)啟動平穩(wěn)性，并作為液壓系統(tǒng)的安全閥。

圖2 液壓傳動及控制原理圖

3 動力傳遞系統(tǒng)參數(shù)分析

由圖1可以看出，車載泵站排水系統(tǒng)動力傳動過程是通過液壓傳動系統(tǒng)將發(fā)動機輸出的機械能傳遞給水泵的，發(fā)動機是這個能量系統(tǒng)的輸入端，水泵能量的輸出端，也就是執(zhí)行端，能量傳遞各個環(huán)節(jié)的動力參數(shù)由輸出端來決定，因此，分析本系統(tǒng)的各個環(huán)節(jié)參數(shù)必須從水泵動力參數(shù)開始[3][4]。

一般已知水泵的設(shè)計工作點參數(shù)：水泵流QW(m3/h)，水泵轉(zhuǎn)速n(r/min)，水泵揚程HW(m)。由以上已知參數(shù)可以推導(dǎo)出水泵的動力參數(shù)公式(1),(2)：

NWO=ρgHWQW

(1)

(2)

式(1),式(2)中：NWO為水泵的輸出功率，kw；TW為水泵輸入扭矩，N·m；ηW為水泵設(shè)計工況點的效率。

由于水泵與液壓馬達直接連接，因此有NW=NMO，TW=TM，nM=n。液壓馬達與水泵動力參數(shù)匹配公式(3)-(6)：

(3)

NMI=2πnMTM

(4)

(5)

(6)

式(3)-式(6)中：NW為水泵輸入功率，kw；NMO為液壓馬達輸出功率，kw；TM為液壓馬達輸出扭矩，N·m；nM為液壓馬達轉(zhuǎn)速，r/min；NMI為液壓馬達輸入功率，kw；ηMm為液壓馬達的機械效率；ηMv為液壓馬達的容積效率；QM為液壓馬達輸入流量，l/min；ΔpM為液壓馬達進出口壓力差，Mpa；VM為液壓馬達的排量，ml/r)

液壓泵與液壓馬達匹配公式(7)-(11)：

NPO=NMI

(7)

(8)

NPI=2πnPTP

(9)

(10)

(11)

式(7)-式(11)中：NPO為液壓泵輸出功率，kw；NPI為液壓泵輸入功率，kw；ηPm為液壓泵的機械效率；ηPv為液壓泵的容積效率；TP為液壓泵輸出扭矩，N·m；nP為液壓泵轉(zhuǎn)速，r/min；VP為液壓泵的排量，ml/r；QM為液壓泵輸入流量，l/min；Δpp為液壓泵進出口壓力差，Mpa。

液壓泵與發(fā)動機直接連接，因此，TP=TEnP=nENPI=NE，式中：NE為發(fā)動機輸出功率，kw；TE為發(fā)動機輸出扭矩，N·m；nE為發(fā)動機轉(zhuǎn)速，r/min)。

4 實例計算與仿真

4.1 參數(shù)確定及液壓元件選擇

某車載移動泵站的設(shè)計工作點：水泵流QW=3000m3/h，水泵轉(zhuǎn)速n=1150r/min，水泵揚程Hw=12m。在計算過程中，水泵設(shè)計工況點的效率水ηW=0.83；液壓馬達的機械效率ηMm=0.95，液壓馬達的容積效率ηMv=0.95；液壓泵的機械效率ηPm=0.95，液壓泵的容積效率ηPv=0.95，發(fā)動機轉(zhuǎn)速nE=2000r/min。

計算得到：水泵的輸出功率NWO=98.10kw；水泵輸入扭矩TW=983.12N·m。

由以上動力匹配關(guān)系選擇液壓系統(tǒng)的主要元件參數(shù)。若液壓系統(tǒng)壓力取pP=32Mpa，通過計算，液壓馬達的排量為VM=203.09ml/r，液壓泵的排量為VP=129.34ml/r。選取液壓泵與液壓馬達的主要性能參數(shù)如表1。

表1 液壓泵與液壓馬達主要參數(shù)

4.2 仿真分析

為了獲得設(shè)計系統(tǒng)的工作特性參數(shù)和驗證設(shè)計系統(tǒng)的可靠性，建立了如圖3所示的AMEsim系統(tǒng)模型。系統(tǒng)中采用回轉(zhuǎn)負載代替水泵，通過轉(zhuǎn)動阻尼比確定水泵的轉(zhuǎn)矩Tw；轉(zhuǎn)速傳感器將水泵的轉(zhuǎn)速反饋給控制端；為了快速得到計算結(jié)果，采用了PID環(huán)節(jié)，并在PID前添加了一個比例環(huán)節(jié)，對速度比較信號進行了變換；由于液壓泵與液壓馬達間距離較遠，在計算過程中對管路的液組、液容以及液壓體的慣性進行了考慮，高、低壓管路總長為30m，油管內(nèi)徑為30mm，溢流閥設(shè)置壓力為32Mpa，液壓泵的轉(zhuǎn)速為2000r/min，液壓馬達轉(zhuǎn)速為1150r/min。當液壓馬達轉(zhuǎn)速為1150r/min時，回轉(zhuǎn)負載產(chǎn)生的摩擦扭矩為TW=983.12N·m[5]。

圖3 液壓傳動及控制仿真原理圖

4.3 仿真結(jié)果與分析

在模型中設(shè)置仿真時間為10s，時間步長為 0.01s，開始仿真。液壓馬達速度曲線圖和液壓泵與液壓馬達壓力曲線圖，如圖 4、圖 5所示。由于液壓馬達選型為排量為210ml/r，因此，系統(tǒng)工作壓力降低為31.5Mpa左右，由于考慮了管路的損失，從圖5液壓泵與液壓馬達壓力曲線仿真結(jié)果可以看出，液壓馬達的出口壓力比液壓泵的出口壓力低0.3Mpa左右。

圖4 液壓馬達速度曲線

圖5 液壓泵與液壓馬達壓力曲線

由于液壓管路的容積效應(yīng)，使液壓系統(tǒng)工作進入穩(wěn)定工作狀態(tài)需要一段時間，啟動瞬間會有系統(tǒng)震動現(xiàn)象[6]。

5 試驗測試

對上述系統(tǒng)進行了試驗測試，試驗現(xiàn)場圖片如圖6所示。在泵的出口處安裝壓力傳感器，通過can通訊軟件進行時時5ms一幀進行接收，并繪制出時時曲線圖；初始連接好測試設(shè)備后，進行開始采集數(shù)據(jù)并進行矯正，再進行調(diào)制到運行工作狀態(tài)。在水泵出水口處采用多普勒超聲流量測試儀進行流量測試；圖7和圖8分別為發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2000r/min時液壓泵工作壓力曲線和水泵出口流量曲線，從圖中可以看出，當發(fā)動轉(zhuǎn)速達到2000r/min運行穩(wěn)定后，液壓泵負載為31.56MPa，水泵的進水流量值達到2982.42m/h，已經(jīng)達到了初始設(shè)計值，與仿真分析值非常吻合。

圖6 測試現(xiàn)場

圖7 液壓泵工作壓力曲線

圖8 水泵出口流量曲線圖

6 結(jié) 語

對水泵的動力驅(qū)動系統(tǒng)的液壓傳動控制系統(tǒng)能量傳輸與轉(zhuǎn)換過程進行了分析，確定了各個環(huán)節(jié)的動力參數(shù)關(guān)系，并進行了實例計算，對實例系統(tǒng)進行了仿真研究，驗證了計算與仿真的正確性。為了快速得到計算結(jié)果，采用了PID環(huán)節(jié)，并在PID前添加了一個比例環(huán)節(jié)，對速度比較信號進行了變換；由于液壓泵與液壓馬達間距離較遠，在計算過程中對管路的液組、液容以及液壓體的慣性進行了考慮。通過理論計算與仿真結(jié)果的對比，并進行了試驗，驗證了仿真的可靠性，同時，仿真過程中可以加入液阻、液容等參數(shù)，使設(shè)計結(jié)果更接近工程實際。