滑移装载机半主动减振系统的动态特性分析与仿真研究

1 半主动减振系统结构与工作原理
半主动减振系统液压原理图如图 1 所 示，主要包括减振缸、皮囊式液氮蓄能器、 电液比例节流阀、电磁换向阀、控制电路及 相应的油路等 。本文在滑移装载机的工作 装置举升油路基础上加入半主动减振液压 系统，利用动臂油缸作为减振缸，二位四通 阀根据作业状态控制减振系统的接入与断 开，设计了高、低蓄能器，通过二位三通阀 控制滑移装载机满载行驶时接通高压蓄能
0 0
= PA
(16)
冲击阶段蓄能器内的气体体积的变化可以
VA = VF0 + ∫ 2Sc ⋅ xdt = VF0 + 2Sc x (17)
以上各式即建立了半主动减振系统的 动态数学模型。
3 系统动态特性的仿真
系统动态特性反映了系统工作过程中 调节与控制的有效性与可靠性， 各种参数的 变化，分别影响到系统的不同调节控制性 能。本文采用 MATLAB 提供的动态系统仿真 工具箱 Simulink 对半主动减振系统进行数 字仿真。 3.1 Simulink 仿真方块图模型的建立 根据以上所推出的系统数学模型， 建立 其 Simulink 仿真方块图模型[9]，如图 4。 3.2 系统仿真参数的确定 本文以 ZHL3210 型号滑移装载机为研究对 象， 该系统的减振缸即为滑移装载机的动臂 举升油缸， 其他的一些数据通过理论计算和 现有的研究结果得到。 系统仿真所需的动态 参数值总结见表 1：
[6,7]
。
1
4
2
A B
4-1
4-2
4-3
3
4-5
4-4
1、 动臂油缸 2、 动臂缸工作油路 3、 油箱 4、 半主动控制减振系统 4-1 满载时高压蓄能 器 4-2 空载时低压蓄能器 4-3 二位三通 电磁换向阀 4-4 电液比例节流阀 4-5 二 位四通电磁换向阀
图 1 半主动减振系统液压原理 Fig.1 The hydraulic schematic of semi-active vibration control system
xv1 ， 拉 伸 行 程 时 节 流 口 开 度 为 xv 2 ， 且 xv1 > xv 2 ，则节流阀两端的压差可表示为：
P − P = 1 ρ sign ( x ) ⋅ 1 2
(7)
Q
⎤ ⎥ ⎥ ⎥ ⎪⎥ ⎤ ⎫ 2 ⎬ ⎥ ⎥ ⎦ ⎪⎦ ⎭ ⎥
2
2.1 活塞杆的受力分析 减振系统在工作过程中， 作用于减振缸 活塞杆上的力有无杆腔内的油压力和活塞 与缸壁相对运动的摩擦力， 包括静摩擦力和 动摩擦力，关系式如下：
[1]
器，空载行驶时接通低压蓄能器。 当系统受到外界激励信号产生振动时， 引起减振缸作往复运动，在压缩行程中，主 要利用蓄能器的弹性变形来缓冲振动冲击， 并通过控制节流阀阀口开度产生较小的阻 尼力， 衰减一部分振动能量； 在拉伸行程中， 通过减小比例节流阀的阀口开度， 获得较大 的阻尼力，衰减大部分的振动能量，达到迅 速减小由外界激励引起的整车振动的目的
F/N
f=1.5Hz f=1Hz f=0.5Hz
6.5 6.4 6.3 6.2 6.1 6 -0.3
Table1 Simulation parameters of semi-active vibration control system
名称 F0/N PA0/Pa VA0/m3 n1 n2 Fsta/N /( kg.m-3) Cd
式中：λ —沿程阻力系数；l —管路长度；d —管路直径； St —管路截面积。 2.4 蓄能器的性能分析 （1）蓄能器出口的压力损失 油液流经蓄能器出口时产生局部压力 损失，局部压力损失与液流的动能直接相 关，一般算式表达如下[8]：
(1)
(2)
(3)
图 3 蓄能器内气体工作状态变化 Fig.3 The gas working process of accumulator
数值 6.5e+4 7e+6 4.5e-3 1 1.4 1800 870 0.62
根据理想气体状态方程可得出：
1 PA0 ⋅VAn0 = PF0 ⋅VFn01
(13) (14)
PF0 ⋅VFn02 = PA ⋅VAn 2
式中： n1 、 n 2 —气体多变指数(1～1.4)。 当减振缸处于平衡位置时，
Δp = ξ ⋅ ρ v 2 2
口处的压力损失为：
(11)
F0 = 2 PF ⋅ S c
0
(15)
由上面的计算公式可得出系统中蓄能器出
忽略蓄能器皮囊的重量和油液与气体 间作用力的延迟可得出：P 3 表示为：
1 2 P3 − P2 = ρξ ( Q Sa ) sign ( x ) (12) 2 式中： ξ —局部阻力系数； S a —蓄能器出
口截面积。 (2) 蓄能器内气体的压力容积变化 由于蓄能器以氮气作为气体弹性介质， 其性质接近理想气体， 可用气体状态方程描 述。在减振系统工作过程中，蓄能器内气体 压力容积变化经历三个状态和两个阶段， 如 图 3 所示。当减振系统未开启时，没有压力 油进入， 此时蓄能器内气体压力为初始充气 压力 PA0 ，气体容积为初始充气容积 VA0 ； 当减振系统开启后但没有外界激励信号时， 减振缸在一定的预加载荷 F0 作用下运动到 平衡位置， 此阶段活塞杆相对于油缸作缓慢 运动，按理想气体状态描述，蓄能器内的气 体在此过程中按等温状态变化， 此时蓄能器 内气体压力为 PF ,容积为 VF ；当在平衡位 置处施加激励信号 x 后，此阶段属于冲击过 程，活塞杆相对于油缸作快速运动，相当于
d
Add1 Add
Hale Waihona Puke 6 -0.03图 5 A = 30 mm 力-位移特性曲线 Fig.5 Force-displacement curve when A=30mm
6.8 6.7 6.6 x 10
4
xunengqi_chukou
图 4 减振系统 Simulink 仿真方块图 Fig.4 Simulink simulation block diagram of vibration control system 表 1 半主动减振系统仿真参数
⎡ ⎢ ⎢ ⎢ ⎢ ⎢ CdW ⎢ ⎣
⎧ ⎪ ⎡ ⎨ xv1 ⎢1− sign ⎣ ⎪ ⎩
( x)
⎤ ⎥ ⎦
2 + xv2 ⎡ ⎢1+ sign ( x )
⎣
其中系统流量为活塞的有效面积与其 运动速度的乘积，即：
Q = 2 Sc ⋅ x
2.3 连接管路的压力变化
(8)
根据沿程压力损失理论， 液体流经等径
x -Cx_v1 -Cx_v2 -Cd -CSa
dx/dt
fuhao x_v1 fcn x_v2
Sign
zongshu chuli_F
f_c
F_c Product
jieliufa fcn f_t guanlu
Sa fcn f_a
A=30mm
-0.02 -0.01 0 x/m 0.01 0.02 0.03
Fdyn = ⎡ 1 − µ D min ( x , utr ) utr ⎤ F ⎣ ⎦ sta
(1) (2)
µ D = ( Fsta − Fdyn ) Fsta
式中： Fdyn —动摩擦力； Fdyn —静摩擦力；
x —激励信号的速度； utr —由静摩擦力完
全达到动摩擦力时的设定速度。 减振缸活塞杆所受到系统的输出力为：
A =W
xv2 + Δ 2
(5)
上两式中： Q —通过阀口的流量； Cd —流 量系数； A —阀口通流面积； ρ —油液密 度； Δ p —进出口压差；W —滑阀通流面积 梯度； xv —阀口开度； Δ —阀芯与阀体内 孔之间的径向间隙。 本文取滑阀为理想滑阀，即 Δ = 0 ，则 根据(4)、(5)式可得出节流阀口压差为：
中图分类号：TU623.9 文献标识码：A
滑移装载机是一种利用两侧车轮线速 度差而实现滑移转向的工程机械， 由于经常 进行长距离转场行驶作业， 且工作场地凹凸 不平， 在受到不平路面激励后对整车结构及 液压系统产生严重的振动冲击， 极大的限制 了高速高效高安全性的作业需求 。 目前工程车辆上的减振系统多是引用 汽车上的悬架装置或被动油气减振系统,汽 车悬架装置不适合滑移装载机的特殊作业 工况要求,而被动减振对车辆的行驶路况有 较大限制,所以本文在滑移装载机工作装置 油路基础上建立了半主动减振系统， 通过控 制器对阻尼力的适时调节可使车辆适应路 面激励和行驶条件的变化[2,3,4]。基于减振工 作原理，推导出系统的数学模型，并利用 MATLAB/Simulink 工具箱对系统进行动态仿 真， 深入的分析了外界激励信号的频率和振 幅、 蓄能器的初始充气压力、 初始充气容积、 电液比例节流阀的阀口开度等各主要参数 对系统动态特性的影响，对理解、使用以及 设计工程车辆减振系统具有一定的参考价 值。
滑移装载机半主动减振系统的动态特性分析与仿真研究
柳波 1
摘
陆江斌 1
黄杰 2
410075）
（中南大学机电工程学院
湖南 长沙
要：针对滑移装载机在转场作业过程中受到不平路面激励时的振动控制问题，建立了半主动减振系
统，通过对系统各组成环节的分析，考虑了活塞与缸壁间的摩擦、管路的沿程压力损失和蓄能器在不同工 作过程中的气体多变指数，推导了减振系统的非线性数学模型，并利用 MATLAB/Simulink 工具箱对系统进 行动态特性仿真研究。研究结果表明，外界激励信号的频率和振幅、蓄能器的初始充气压力、初始充气容 积、电液比例节流阀的阀口开度对半主动减振系统的输出动态响应有着重要作用。 关键词：滑移装载机；半主动减振系统；非线性数学模型；动态特性
F = 2P ⋅ S − 2Fdyn ⋅ sign ( x )
c
(3)