基于AMESim的單缸軸向約束活塞液壓發(fā)動機流量脈動研究

王毅，魯力群，張鐵柱，王文凱，柏鑫

(1.山東理工大學交通與車輛工程學院，山東淄博 255049；2.太重集團榆次液壓工業(yè)(濟南)有限公司，山東濟南 250101)

0 前言

單缸軸向約束活塞液壓發(fā)動機利用傳統(tǒng)單缸柴油發(fā)動機和往復式液壓柱塞泵的成熟技術，將兩者集成為新型的雙元動力一體化動力裝置，廣泛應用于工程機械設備和農用機械設備，不僅滿足負載對液壓能和旋轉機械能的需求，還能縮短機-液動力傳遞鏈，減小雙元動力源設備的體積，方便整機結構優(yōu)化，促進機械設備小型輕量化發(fā)展。青島大學研究團隊曾對約束活塞液壓發(fā)動機進行過深入研究，特別是對主運動系統(tǒng)動力學、相關運動件參數(shù)化設計、配流閥進行重點研究，但對液壓發(fā)動機輸出流量脈動研究較少，特別是流量脈動抑制等相關技術。

本文作者研究的單缸軸向約束活塞液壓發(fā)動機是通過一款技術成熟的單缸柴油發(fā)動機改造而成的。單缸柴油發(fā)動機工作存在不穩(wěn)定性，活塞銷與柱塞的鉸接會有一個直線機械運動剛性傳導，不穩(wěn)定性就會通過機-液動力傳遞鏈體現(xiàn)在輸出高壓油的流量脈動上，且存在活塞在上、下止點時主運動系統(tǒng)速度為零的情況，從而對輸出液壓能的可靠性產生影響。因此需要對單缸軸向約束活塞液壓發(fā)動機進行分析，研究其流量脈動特性，為后續(xù)多缸約束活塞液壓發(fā)動機流量脈動變化特性的研究、單缸軸向約束活塞液壓發(fā)動機試驗臺架以及樣機的試制提供參考。

1 單缸軸向約束活塞液壓發(fā)動機結構及工作原理

單缸軸向約束活塞液壓發(fā)動機作為一種可以輸出雙元動力的一體化動力裝置，通過活塞與柱塞直接鉸接縮短機-液動力傳遞鏈來減少能量損失。如圖1所示，機體方面，液壓發(fā)動機將傳統(tǒng)發(fā)動機的機體上、下部分分開，將新設計的液壓集成塊置于兩部分機體之間。液壓集成塊內部有兩個柱塞缸、液壓油路、滑槽、潤滑油路、配氣推桿通過孔等結構，確保液壓發(fā)動機工作系統(tǒng)的完整性。整機機體結構包括氣缸蓋、上機體、液壓集成塊、下機體、油底殼，依次軸向布置。主運動系統(tǒng)方面，活塞通過活塞銷進行動力分流：一路經柱塞將直線運動機械能轉換為液壓能；一路通過連接桿、約束滑塊總成、連桿、曲軸轉換為旋轉機械能。為避免發(fā)動機整機機體高度過高，約束滑槽和往復式柱塞泵系統(tǒng)都集成到液壓集成塊里，約束裝置總成放棄傳統(tǒng)的圓形活塞式結構，采用方形滑塊式，將其內置于兩個柱塞泵腔之間，并在液壓集成塊里設計滑槽，約束方形滑塊的徑向運動，從而構成完整的方形滑塊約束式結構。該方式充分利用了液壓集成塊里的空間結構，使其同時擁有液壓裝置集成功能、機械約束功能和發(fā)動機潤滑等功能，還能避免發(fā)動機整機過高造成機體的不穩(wěn)定性，使得整機結構更加緊湊。

單缸約束活塞液壓發(fā)動機由3個工作腔和相關輔助系統(tǒng)組成，如圖2所示。第一工作腔為燃燒腔，它通過燃料在氣缸內燃燒產生的膨脹壓力推動活塞進行直線機械運動。第二工作腔為泵腔，它主要通過柱塞在泵腔內進行往復直線運動，完成吸油排油的工作；機-液協(xié)調工作原理是吸油時，活塞銷帶動柱塞向上運動，泵腔內產生真空度，液壓油通過進油單向閥被吸入泵腔內，排油時，活塞銷帶動柱塞向下運動，泵腔內的液壓油通過出油口單向閥被壓出，形成高壓油，從而完成完整的吸油壓油循環(huán)工作。第三工作腔為旋轉動力腔，主要通過連接桿、約束滑塊總成、連桿、曲軸的運動，使活塞的直線運動轉化為曲軸的旋轉運動。整個結構限定了活塞上、下止點的位置，且曲軸與飛輪相連，飛輪作為儲能裝置，確保整個主運動系統(tǒng)的回程運動，保證其動作的連續(xù)性。輔助系統(tǒng)包括燃料供給、配氣、潤滑、冷卻等系統(tǒng)，其結構和原理與傳統(tǒng)單缸柴油機類似。

圖1 液壓發(fā)動機結構原理

圖2 液壓發(fā)動機工作機制流程

圖3所示為液壓發(fā)動機液壓模塊原理，整個發(fā)動機集成了兩個柱塞泵，輸出的高壓油匯流通過蓄能器。蓄能器抑制液壓油脈動的工作原理是：柱塞泵排油時，蓄能器氣囊壓力設定值略低于液壓油波峰壓力值，此時有部分液壓油進入蓄能器儲存起來；吸油時，整個液壓油輸出油道壓力急劇降低至低于蓄能器氣囊壓力設定值，此時蓄能器把儲存的液壓油壓入排油油道中，繼續(xù)供負載工作。油路中加入溢流閥：一方面可以維持油路壓力穩(wěn)定，實現(xiàn)穩(wěn)壓、調壓的作用；另一方面防止液壓負載超出范圍時，轉速瞬間停止造成相關元器件的損壞。兩條單泵輸出油路分別裝有一個手動卸荷閥，有兩個作用：(1)確保發(fā)動機正常啟動。發(fā)動機啟動時，兩閥同時打開，卸掉液壓負載，確保發(fā)動機無負載正常啟動。(2)單雙泵工作切換。當液壓負載所需流量單泵就可以供應時，可以打開任一單向閥，切換為單泵工作狀態(tài)；當液壓負載所需流量較大，需要雙泵工作時，同時關閉兩個單向閥切換為雙泵工作狀態(tài)。

圖3 液壓發(fā)動機液壓模塊原理

2 系統(tǒng)數(shù)學模型

2.1 主運動系統(tǒng)動力學模型

圖4為主運動系統(tǒng)結構受力圖，以活塞-活塞銷-柱塞-連接桿-約束滑塊組件為對象，對其進行垂直方向的受力分析得：

=------

(1)

式中：為組件質量；為組件加速度；為工質壓力；、、分別為活塞、柱塞、約束滑塊所受摩擦力；為連桿對組件垂直方向的力；為組件慣性力；為柱塞泵工作時，液壓油對柱塞的作用力。

圖4 主運動系統(tǒng)結構受力

2.2 泵腔流量數(shù)學模型

如圖4所示，可推導出主運動系統(tǒng)工作時，活塞以及柱塞位移與曲柄連桿機構的運動學關系。假設柱塞位于最上端位置時為活塞位移零點，那么活塞豎直方向的位移為

(2)

式中：為凸輪轉角；為等效曲柄長度；為等效連桿長度。

對求導就得到活塞垂直方向的速度

(3)

式中：為曲軸旋轉角速度；為活塞速度。

活塞與柱塞的動力傳遞屬于剛性動力傳導，所以其運動性質一致。假設發(fā)動機活塞在上止點時，柱塞下端點為位移零點，那么泵腔內瞬時體積和瞬時流量分別為

(4)

(5)

式中：為柱塞直徑；為泵腔體積；為泵腔流量。

3 仿真模型及分析

AMESim中包含豐富的元件庫，本文作者主要運用機械庫、液壓庫、液壓元件庫建立仿真模型。系統(tǒng)的AMESim仿真模型的依據(jù)是系統(tǒng)原理圖和系統(tǒng)各部分元件的內部結構建成。本文作者主要研究單缸軸向約束活塞液壓發(fā)動機輸出流量脈動的特性，發(fā)動機動力源可以用電動機代替，將電動機轉速功率調整到和原型機相近的參數(shù)工作，確保該模型能真實有效反映液壓發(fā)動機輸出流量特性。

3.1 仿真模型的建立

仿真模型的動力端采用1 500 r/min轉速的電動機，傳動端采用等效的曲柄連桿機構，在Mechanical應用庫中選擇CRANK0模型；泵腔采用液壓元件庫里的BAP11模型，組合成缸體和柱塞部分；配流閥利用液壓元件庫里的BAP22和機械庫里的MAS005組合為配流球閥。往復式柱塞泵必須要有安全閥，避免負載超出范圍時轉速瞬間停止造成元器件的損壞，安全閥采用液壓庫里的RV00。為了簡化整個系統(tǒng)，仿真模型使用節(jié)流孔模擬真實負載，液壓油流過節(jié)流孔產生的壓降近似作為整個系統(tǒng)的工作壓力，節(jié)流孔采用液壓庫里的OR0000。圖5為經過草圖模式搭建后的系統(tǒng)仿真模型。

圖5 AMESim仿真模型

3.2 參數(shù)選擇

在AMESim中搭建完模型后，需要對其進行參數(shù)設置。根據(jù)原型機的參數(shù)，得到仿真模型所需相關參數(shù)見表1。

表1 仿真模型參數(shù)

3.3 仿真結果分析

3.3.1 液壓發(fā)動機柱塞運動特性仿真

電機以1 500 r/min轉速轉動帶動柱塞運動的位移和速度如圖6所示；圖(a)中柱塞位移最值差為130 mm，與所設計行程一致；圖(b)為速度變化曲線，計算其平均值為6.5 m/s，周期為0.04 s，可得頻率為25 Hz，符合液壓發(fā)動機設計要求。

圖6 柱塞特性曲線

3.3.2 液壓發(fā)動機流量脈動仿真

圖7(a)為柱塞泵泵腔體積變化曲線，在一個周期內，反映了液壓發(fā)動機泵腔內由于柱塞運動產生的體積變化。圖7(b)為泵腔油口流量變化曲線，反映了泵腔油口液壓油的流量變化：吸油時，流量先增大后減小直至柱塞運動到上端完成吸油工作；排油時，流量逐漸增大后減小直至柱塞運動到下端，完成排油工作。

圖7 泵腔特性曲線

泵腔內液壓油壓出后經排油口單向閥排出后形成高壓油供負載工作，其流量脈動的幅值范圍決定了其可靠性，如果其波動較大，會影響負載工作時的動作甚至造成負載元件的損壞。圖8中曲線1為仿真模型無脈動抑制時輸出流量曲線，由于柱塞吸油時的空歇期以及柱塞運動速度的變化，所以其波動較大，其最小值為0，最大值為228 L/min，最值差達到228 L/min。

圖8 抑制效果流量對比曲線

3.3.3 流量脈動抑制效果仿真

在液壓系統(tǒng)高壓油路上，抑制流量脈動的方法包括伺服閥與輔助泵配合使用、多臺泵并聯(lián)相位分散和采用蓄能器或阻尼器進行脈動吸收。由于文中研究對象單缸軸向約束活塞液壓發(fā)動機的相關特性，采用輔助泵會使系統(tǒng)機-液工作機制復雜化，多臺泵并聯(lián)相位分散法以后可用于多缸發(fā)動機，所以采用蓄能器進行流量脈動抑制為最好的解決方法，但是需要設計合適的蓄能器容積和充氣壓力，以確保流量脈動抑制效果最佳。本文作者采用氣囊式蓄能器抑制流量脈動，蓄能器可以減小波峰流量用以補充波谷流量。圖9為加入蓄能器裝置后的仿真模型圖，蓄能器參數(shù)根據(jù)無脈動抑制輸出流量和壓力的變化規(guī)律確定，蓄能器參數(shù)見表2。

圖9 加入蓄能器AMESim仿真模型

表2 蓄能器參數(shù)

仿真結果如圖8中曲線2所示：由于蓄能器的作用，在排油流量脈動峰值時，一部分高壓油進入蓄能器儲存起來，泵腔進入吸油工作時，蓄能器將儲存的高壓油排出繼續(xù)供應負載工作。圖中流量最小值為38 L/min，最大值為148 L/min,流量波動最值差為110 L/min，流量波動幅值相比無脈動抑制裝置縮小一半以上。

4 結論

(1)設計的單缸軸向約束活塞液壓發(fā)動機可以基于傳統(tǒng)發(fā)動機成熟技術直接進行改造設計，只需增加液壓集成塊、機-液傳遞運動件等結構，避免整機重新研發(fā)周期過長。液壓集成塊的設計使整機結構緊湊且增加液壓塊的功能性，為未來液壓集成塊與相關動力源和工作裝置的結合使用提供參考。

(2)通過在單缸軸向約束活塞液壓發(fā)動機機-液協(xié)調工作中設計卸荷閥控制功能進行單雙泵模式切換，使其更好地滿足負載在相應工況下工作要求。

(3)利用AMESim軟件進行仿真，得到了機-液動力傳遞鏈中的柱塞運動特性、泵腔流量特性變化曲線，著重分析了系統(tǒng)輸出高壓油流量脈動變化的情況，無流量脈動抑制時，其流量變化呈現(xiàn)巨大的兩級分化，最小為0，最大為228 L/min，幅值較大，輸出液壓油存在不穩(wěn)定性。在輸出油路中加入合適的蓄能器后,其流量變化呈現(xiàn)波峰極大值減小，波谷極小值增大的效果，其流量脈動最值差從228 L/min減小到110 L/min，脈動情況得到較大改善，液壓動力源可靠性增強，為后續(xù)單缸軸向約束活塞液壓發(fā)動機樣機的試制和優(yōu)化提供了重要參考。