基于Simulink的压路机振动液压系统管路动态特性仿真研究.pdf

Hy d r a u l i c s P n e u ma t i c s S e a l s ／ No ． 3 ． 2 0 1 0 基 于 S i m u l i n k的压路机 振动液压 系统管路动态特性仿真研究 翟大勇 周志鸿 侯友 山 宗光涛 北京科技大学土木与环境工程学院，北京 1 0 0 0 8 3 摘 要以s R一1 2压路机振动液压系统为例，基于功率键合图 一方块图方法及 S i m u l i n k控制仿真软件，在仿真中，着重考察与管 路 的脉动频率 、波形 衰减 速度和压力峰值等相关 的因素 ，从而 为实际 的工 程设计 提供参考 。研究表 明 振 动液压 系统 的小 管径及 长管路 ，有利于抑制 系统 的高频振荡 以增强 振动液压系统 的稳定性 ，但 延长 了系统 的动态 响应 时间及 造成 了较大的系统压力 损失 ； 对于大管径及短管路的振动液压系统，系统动态响应较快、压力损失小 ，但振动液压系统的高频振荡非常剧烈，稳定性较差。研 究结果为大 吨位压路机振 动液压系统 的设计 提供理论依据 。 关键词 振动液压 系统 ；液压管路 ；键合 图 ；动 态特性 ；S i m u l i n k ；仿真 中国分类号 T H1 3 7 ． 9 文献标识码 A 文章编号 1 0 0 8 0 8 1 3 2 0 1 0 0 3 0 0 1 1 0 5 Dy n a mi c Ch a r a c t e r i s t i c s S t ud y o f Hy d r a u l i c Pi p e s o f t h e Hyd r a u l i c Vi br a t i o n S y s t e m o f R o l l e r Ba s e d O i l S i mu l i n k ZHAI Da y on g ZHOU Zh i h o n g HOU Yo u s h an ZONG Gu an g l ao Co l l e g e o f C i v i l a n d E n v i r o n me n t a l En g i n e e r i n g，Un i v e r s i t y o f S c i e n c e a n d T e c h n o l o g y B e i j i n g ， B e i j i n g 1 0 0 0 8 3，C h i n a Ab s t r a c t T o S R 一1 2 h y d r a u l i c v i b r a t i o n s y s t e m o f r o l l e r a s a n e x a mp l e 。b a s e d o n t h e p o w e r b o n d g r a p h b l o c k d i a g r a m a n d S i mu l i n k s i mu l a t i o n s o f t wa r e，I n t he s i mu l a t i o n，f o c u s i n g o n t he f a c t o r s o f t h e p ul s e o f p i p e l i n e、 t he fre q ue n c y o f t h e s pe e d a n d t he pr e s s ur e wa v e a t t e n u a t i o n p e a k ，S O a s t o p r o v i d e r e f e r e n c e t o t h e a c t u a l e n g i n e e r i n g d e s i g n ． T h e s t u d y r e s u l t s s h o w t h a t f o r t h e l o n g a n d s ma l l d i a me t e r p i pe l i n e o f h y dr a ul i c v i b r a t i o n s y s t e m ， whi c e i s c o n du c t i v e t o s u pp r e s s h i ghfreq u e nc y s y s t e m o s c i l l a t i o n t o e n ha nc e t h e s t a b i l i t y o f hy d r a u l i c v i b r a t i o n s y s t e m，b u t a l s o e x t e n d s t h e s y s t e m g d y n a mi c r e s p o n s e t i me a n d r e s u l t s i n a g r e a t e r l o s s o f s y s t e m p r e s s u r e ；for t h e s h o r t a n d b i g d i a me t e r p i p e l i n e，t he flui d r e s i s t a nc e a nd flui d s e n s e g e t s ma l l e r， t he Sy s t e m d y na mi c r e s po n s e i s r a pi d， t h e s y s t e m p r e s s u r e l o s s i s s ma l l e r， b u t t h e h y d r a u l i c v i b r a t i o n s y s t e m h a s a i n t e n s i v e h i g hf r e q u e n c y o s c i l l a t i o n a n d t h e s t a b i l i t y i s b a d ．T h e s t u d y r e s u l t s p r o v i d e a t h e o r e t i c al s u pp o r t f o r t he d e s i g n o f t h e l a r g et o nn a g e r o l l e r h y d r a ul i c v i b r a t i o n s y s t e m． Ke y W o r dsr o l l e r； h y d r a u l i c v i br a t i o n s y s t e m ；h y dr a u l i c pi pe s； b o nd gra ph；d y n a mi c c h a r a c t e r i s t i c s；Si mul i n k； s i mu l a t i o n 0 引言 随着对液压系统动态特性研究 的开展 ，我们 了解 到不仅液压回路中的阀和液压缸等元件的性 能会影 响 到整个系统的动态特性 ，而且连接这些元件 的管路性 能同样会对整个系统的动态特性带来影 响 。在液压 系统中，液压执行元件 的排油 管路 孔径减小或关 闭 ， 使高速运动的部件或惯性很大 的部件 如液 压马达和 液压缸 减速或制动时，由于运动部件的惯性作用 引 起液压 冲击 。例如 ，压 路机振动 马达的制动 和换 向， 在排油管路中突然停止排油 ，但 由于振动轮 的质量很 大 ，因惯性还在振动 ，这样会引起油液压力急剧升高 而产生液压 冲击 。随着计算模型和计算机能力 的不断 提高 ，我们可以用数值仿真 的方法再现管道 内的某些 流动 ，从而进行适合于工程应用 的优化设计。为 了了 收稿 日期 2 0 0 9 4 7 - 0 9 作者简 介 翟大 勇 1 9 8 5一 ， 男 ， 北京科技大学 土木与环境工程学 院车辆 工程专业 ， 硕士研究生 ， 从事 车辆结 构及 液压系统方面的研究。 解相关的结构参数对液压管路动态性能的影 响，本文 采用 Ma t l a b软件中的 S i mu l i n k工具箱对管路模型进行 仿真 分 析 ，从 而 建 立 起 适 合 于 工 程 应 用 的 管路 模 型 。 1 仿真数学模型的建立 S R 1 2压路机的振动液压系统为开式系统不能进行 流量调节 ，起振换向时冲击较大 ，因此 ，对开式液压 系统进行起振换 向冲击 防治 ，可 以提高压路机性能与 可靠性 。下图为振动液压系统原理图 在实际的系统 中，振动阀和补油 阀集成在一起 ， 因此 ，主要考 虑振 动马 达 和振动 阀之 间 的管路 ，同 时 ，这里研究 的是系统管路的动态特性 ，因此将 系统 简化 ，而对管路建立复杂的键图。 1 ． 1 液压管路子系统键图模型 管路具有容性 、阻性 和感性效应 ，这些效应分布 在整个管路上。目前对于管路动态性研究方法主要有 特征线法 、频率法、分布参数键图法等 J 。 1 1 液 压 气 动 与 密 封／ 2 01 0年 第 3期 I 一双 联 泵2一过 滤 器3一捆冷 器4一油 箱 5一振动马达6一补油 阀7一振动阀8一先导溢流阀 图 1 振动压路机 的振动液压系统原理 本文用有限个数 的集 中参数管路阻抗近似代替分 布参数管路阻抗 ，用简化传递矩阵的分段式集 中参数 法来建立液压管路 的键合 图模 型，同时参 考 了李 洪 人 、陈照弟 提出的包含动态摩擦项的方法，修正分 段式集中参数模型，即采用包含有动态摩擦项的分段 式集中参数模型来进行管路模型的搭建。图 2即为所 建立的分为 n段的液压管路子系统一般键图模型 ， 该模型形式简单 ，各参数的物理意义 明显，能方便地 与 l 2 图2 n 段液压管路子系统键图模型 根据键合图建模的相关规则 ，由图2可以得到 如下所示 的液压管路 的状 态方程 n为管路 的分段 数 p 。 Q i q i 1 1 ’ ． ． ． ， n一 ⋯ 1 壶 Q 一 2 A l 一 Q L 』，E s 一 R R a 1 Q R m Q 一 p ] 3 Q J 1 j _ 1 一 ‰ 一 R a j q j P j p j l l R d j ‘ Q J 1 ] 4 q ； 】 [ ’ 一 川 ， ‘ c川 ， p j 一 丁 “ P i 1 ] ‘ p u 2 ，⋯ ， n 一 1 5 式中p 压力 ； 9 流量 ； R 静摩擦液阻，单位为 N s m。 ’ 。层流 时一般表达式为 堡 p为流体的密度 ，t ， 为流 1 To 体的运动黏度 ， 为管路 的长度，d为管路的直径 ； R 动摩擦液阻 ，单位为 N s m一。层 流 时一般表达式为 R d 1 3 0 4 ． 9 8 7 1 l r R ； 管路液感 ，单位为 k g m一。线性表达式 为 ， P为流体密度 ，f 为管路长度，A为管道截 面积 ； C 液容 ，单位为 m N～。其线性表达式为 c 1 Tr 0 f 麦 E 为 管 壁 弹 性 模 量 ， 为 流 体 体积弹性模量 ，因 E K，本文忽略 E 的影响 。 对于紊流的情况，该分段式集中参数模型仍然适 用，但是由于紊流模动态摩擦液 阻的确定涉及到复杂 的流体力学问题 ，不同紊流流态下精确的动态摩擦液 阻的确定需要结构仿真模型应用量纲分析 盯定理去进 一 步的研究 ，本文仅针对管路层流状态进行动态特性 分析 J 。 1 ． 2 振动液压系统键图模型的建立 根据图 1 建立振动液压系统键图模 型 7 J ，如图 3 所示 。 Hy dr a ul i c s Pn e uma t i c s＆ S e a l s ／No ． 3． 2 01 0 图 3 振动液压系统键 图模 型 图中5 液压泵流源 ，单位为 m ／ s ； 尺 溢流阀压力损失 ，单位 为 N s ／ m ； R 液压马达 回油管液阻 ，单位为 N s ／ m ； ， - 一 负载 马达的劂 矩 ，单位为N m s 2 液压马达的扭矩损失 负载黏性摩擦 因子 ，单位为 N s ／ m； S 反向势源 ，表示任意负载力矩 ，单位为 N m。 振动系统的键图模型 由上述两个子系统的键合 图 在明显 的共用键处连接而成 ，图 4为液压管路分为三 段的振 动液压 系统键 图模 型，根据 管路不 同 的分段 数 ，可 以将该模型进行相应的扩充。 Rd I - _ 1 1 卜 一 c R ． ． 1 卜 _ 一尺 1 卜 _ 一c 』 i i 』 j 。』 0 1 卜 0 l 0{ l 0 1 l_{ { 1 i ．i ．i i 图 4 包括管路键 图的振 动液压系统键图模型 根据 图4所示 的振动系统键图模型可得图 5所示的振动液压系统方块图模型 图 5 振动液压系统方块 图模型 根据 图5所示 的振动系统方块图模型 ，在 S i mu l i n k环境下搭建系统的仿真模型 如图 6所示。 C 2 液压管路的动态仿真 图6 S i mu l i n k 仿真模型示意图 跃信号 。考虑到液压管路 的实 际情 况 ，将管路 分为 三个单元段 进行建模研究 ，液压管路 的相关技 术参 2 ． 1 实例 动 态仿真 以 S R一1 2压路机 振 动液 压 系统 作 为计算 和仿 真研究 的实例 ，由于液压 冲击能 较好地 反映管路 系 统 的流量 、压力脉动特性 ，所 以在此采用 液压 冲击 即给系统施加阶跃信号的方法来研究 ，当压路 数 见 表 1所 示 ，振 动 液 压 系 统 结 构 参 数 见 表 2 所 示 。 将上述参数带人到图 6所示 的 S i mu l i n k振动液压 系统仿真模型中初始化 ，然后进行仿真 ，对振动系统 施加液压冲击 用阶跃信号代替后，有剧烈的振荡 机起振 、换 向 、停振时都可 以视 为对系统施 加 的阶 过程 ，如图 7所示 。 表 1 液压管路的相关参数 1 3 Q一 L ， 。 一 一 一 ● ● L O 母 一 液 压 气 动 与 密 封／ 2 0 1 0年 第 3期 表 2 压路机及其振动液压 系统相关参数 参数名称 参数值 整机工作质量／ t 钢轮质量／ k g 振动频- - ／ H z 激振力／ k N 振动轴上扭矩／ N m 振幅／ 12 q ／lq 管径／ mm 2 ． 2 液压管路有关参数对系统性能的影响 1 管路长度的影响。 液压管路的长度会影响系统的动态特性 ， { 管径 5 4 m m I ／ 一 1 l I l l I - 7 图7 动态仿真结果 I 们分别取三个不 同的管长来研究分析管长的变化对系 统动态性能的影响。由于振动轮位置距离振动 阀安装 下面我 位置较远 ，所以对应选取管路参数值见表 3 。 表 3管路尺寸及 参数 将表 3的参数值代人到仿真模型中，动态仿真结 果如图 8所示 ，从图 8可 以看 出，当管长 f 2 m时 ， 液压马达瞬间压力峰值最大为 2 4 MP a 左右 ，系统剧烈 振荡 ，振荡幅度较大；当管长 f _ 4 m时 ，液压 马达 内 瞬间压力峰值明显降低 ，约为 2 0 MP a 左右 ，系统振荡 幅度及程度均有所降低。至于管长 1 3 m时的系统特 性 ，刚好介于 f 2 m和 Z 4 m之间。 如上所述可以得出如下结论 随着管路长度的增 加 ，管路内的液感 、液阻和液容逐渐 的增大，系统 的 高频振荡性能逐渐 的减弱 ，振荡幅度和频率都逐渐减 小 ，系统趋于稳定 更加 的平缓 ，系统 的动态 响应 较 慢 。可以通过增加振动液压系统管路的管长来增强系 统的动态稳定性 ，通过减少振动液压系统管路 的管长 加快系统的动态响应速度。 2 管路直径的影响。 一 - 一 管径／ - 3 m I ⋯I H 一 晷 嚣 二 『 一 I ， r L l 一 广 ● 一 『 图 8 动态仿真结果 I I 我们分别取三个不 同的管径尺寸来研究分析管径的变 化对系统动态性能的影响 ，为方便研究起见 ，我们选 取管径为整数 ，所取 的管径尺寸及对应的管路参数值． 液压管路 的液感、液阻 、液容与管径有关 ，下面 见表 4 。 表 4 管路尺寸及参数值 从表 4可以看出，随着管径 的逐渐增大 ，液压管 路的液阻和液感逐渐减小，而液容在逐渐增 大。将上 述参数值代入到仿真模型进行仿真 ，动态仿真结果如 1 4 图9所示 ，从图9可 以看 出，当管径 d 2 0 mm时，液 压马达瞬间压力峰值最小，约为 2 0 MP a 。系统振荡幅度 和程度最小，至 0 ． 1 s 时刻起系统振荡幅值 即衰减完毕 ， 2 如 一 ～ 一 Hy d r a u l i c s Pn e u ma t i c s＆ Se a l s ／No ． 3 ．2 01 0 系统开始趋于稳定；当管径 d 3 0 ram时，瞬问压力峰 值最大 ，约为 2 4 M P a 。系统振荡剧烈 ，振荡的幅度和频 率最大，约经过 0 ． 1 5 s 后 ，系统振荡幅值衰减完毕 ，系 统趋于稳定；当 d 2 5 m m时，其系统的特性特征 刚好 介于 d 2 0 ra m和 d 3 0 m m系统特性特征之间。 由此可以得知对于小管径液压管路 ，其管路液阻 和液感较大 ，系统振荡幅值较小，剧烈振荡时间较短 ， 振动液压系统的稳定性较好 ；对于大管径液压管路，其 管路的液 阻和液感较小 ，系统振荡幅度较大 ，振荡剧 烈，振荡频率较高 ，系统趋于稳定 的持续时间较短 。 对于 S R一1 2压路机上综合考虑振动液压系统 的稳 定性和响应时间，选用管路直径为 2 5 ． 4 ra m。 1 0 7 对系统的动态将I 生 影响较大 ，在进行系统建模分析时不 能被忽略 ，同时为液压管路的选取提供了理论依据。 2 基于功率键合图一方块图法建立了压路机振动 液压系统液压管路至负载数学模型，模型中考虑了管路 的动态摩擦项 ，减小压路机振动液压系统油管的管径或 者增加管路的长度 ，即增加 了液压管路的液感和液阻， 可以改善振动液压系统 的起振 、换向和停振 的平稳性， 但系统的响应时间比较长 ；增大管径或者减少管路的长 度 ，振动液压系统产生高频振荡 ，稳定性差。 3 基于键合图及 S i mu l i n k所建立 的数学模 型具 有通用性 ，为大吨位压路机 和闭式振动液压系统设计 提供 了理论依据。 H ⋯ ⋯⋯ ⋯一 一一 J 二 二 喜 嚣 耋 参 考 文 献 2U { 一 _ _ 一～ 一一 一 ⋯ 一 耋 璺 [ 1 ] 何 永 森 ，刘 绍 英 ． 机 械 管 内 流 体 数 值 预 测 [ M ] ． 北 京 国 防 j f ≮ 一 ⋯一～ ⋯一一 ⋯一一 ⋯一一 ⋯一 _1 工 业 出 版 社 ， 9 9 9 ． 一_ y r_ _ ． ． ⋯ 一 一 一 一 一 ⋯ 一 一 ⋯ [ 2 ] 田 树军， 张 宏． 液压管路动态特性的S i m u l in k 仿真研究． 系 1 4 H 十 1 -I ⋯ i 一一⋯一⋯一⋯一 篡 意 冲13 防 治 措 施 研 究 ⋯一～ 一一一 ⋯一一 一一一 ⋯一 J 硕 士 学 位 论 文 [ D ] ． 西 安 长 安 大 学 ，2 0 0 4 ． 。 Ⅲ 一 ⋯ ⋯ ⋯ 一 一 一 ⋯一 ⋯ ⋯ 一 _j [ 4 李洪人， 陈照弟． 新的液压管路分段集中 参数键图模型及 L [ 二 二 ■ |1 轰 鬈 时 问 尔滨 哈尔滨工程大学 出版 社 ， 2 0 0 0 ． 图9 动态仿真结果 I I I [ 6 ] 边肇祺， 张学工等 模式识别 [ M] - 北京 清华大学出版 社 。 2 0 0 0 ． _j 兰 舌1 仑 [ 7 ] 潘亚东． 键合图概论 一一 一种系统动力学方法[ M] ． 重庆 1 振 动 压 路 机 的 起 振 过 程 属 于 有 载 起 动 ， 在 这 [8 ] 荔 李 基 础 ． 华 中 理 工 大 学 出 个过程 中管道液体流动受阻 ，振动液压系统将产生液 版社 ，2 0 02． 压冲击。通过本文的仿真 ，定量的分析了液压管路对 [ 9 ] 姚俊， 马松辉 ， S i l i k 建模与仿真[ M] ． 西安 西安电子 振动液压系统性能影响。仿真结果表明液压管路参数 科技大学出版社 ， 2 0 0 2 ． 广 ～⋯’ ～～⋯～一 l ； 2 0 1 0年密封件市场发展趋势初探 ； } 我国农业、水利、能源、交通等产业的发展较快，为此需要大量机械装备以满足其发展的需要。随着 { { 工业化和自动化水平的提高，这些装备需要配套大量的高性能和高可靠性的液压气动和密封元件。 } { 初步测算，预计到2 0 1 0年国内对液压、液力、气动、密封产品需求总额，将由2 0 0 5年的2 0 0亿元增 { j 至约3 5 0 亿元。 其中， 液压产品由1 0 0 多亿元增至2 0 0 亿元， 液力产品由1 0 多亿元增至2 0 多亿元， 气动产 } { 品由近3 o 亿元增至5 0 多亿元，密封产品由3 0多亿元增至7 0亿元。 } { 其中 工程机械是液压产品的 最大用户，占行业销售的4 2 ． 3 ％， 今后比例还会扩大。据预计， 到2 0 1 0 年 l { 液压挖掘机年需求量约达6 万～ 8 万台， 装载机约1 0 万～ 1 2 万台， 平地机约2 0 0 0台， 压路机约 1 ． 5 万台， } { 工程起重机约 2 万台，叉车约8万台。 } { 此外， 我国现拥有工程机械约1 4 0 万台，预计到2 0 1 0 年达到2 0 0 万台。另悉， 每年为国内企业生产的； j 挖掘机、道路机械、水泥搅拌车等配套所进 口的液压件，约达 1 ． 5亿美元以上。总之，为工程机械配套、 } { 维修用液压和密封件的市场将面临大发展的新时期。 } l 5