性能匹配

关键词： 能源

性能匹配（精选七篇）

性能匹配 篇1

近年来随着我国生态建设和社会主义新农村建设战略的实施, 光伏提水技术得到了迅速发展, 该项技术的实施不但解决了我国农牧区能源短缺的实际问题, 同时对控制全球温室效应和改善我国能源结构具有重大意义。

由于光伏网阵输出的功率受不同日照强度、温度以及不同负载特性条件影响, 使水泵不能始终在光伏阵列输出特性的最大功率点上或附近工作, 不能充分利用太阳电池阵列吸收的太阳能。提高独立光伏水泵系统的性能匹配, 需要对光伏水泵系统进行优化设计, 可以提高太阳能的有效利用。

1 光伏提水系统的构成

光伏提水系统可分为带有蓄电池系统和不带蓄电池系统两大类, 由于光伏水泵工作的特殊性, 在多数情况下, 晚上或阴雨天可以停止工作, 不必像光伏发电系统那样, 配备价格较高而维护又比较麻烦的蓄电池组。目前, 大多数场合使用的光伏水泵都采用太阳能电池方阵与电动机直接耦合的方式。该类系统按使用电机的不同, 又可分为两种类型:光伏阵列+直流电机+水泵;光伏阵列+逆变器+交流电机+水泵。

在这两类系统中, 永磁无刷直流电动机效率高, 维护简单, 可在较宽的电压范围内工作;而离心泵结构简单、性能平稳, 起动力矩小, 因此在中小型光伏水泵系统中太阳能电池方阵+永磁无刷直流电动机+离心式水泵系统应用较为普遍。

本文就常用的太阳能电池方阵+永磁无刷直流电动机+离心式水泵构成的光伏水泵提水系统的最佳性能匹配做出分析。

2 光伏网阵与水泵的最佳匹配机理

太阳电池既非恒压源, 也非恒流源, 而是一种非线性直流电源, 太阳能电池组件输出的最大功率称为峰值功率, 用Wp表示。在不同的太阳光照条件下, 太阳能电池的电流—电压特性曲线也不一样, 由此可得出一组不同光照条件下的特性曲线, 相应地也有一组最大功率点, 将不同光照下的最大功率点连成一条曲线, 即为最大功率点的轨迹线 (如图1中的曲线A) , 若负载能按此曲线运行, 则可得到最大输出功率。

另外, 太阳能电池方阵的输出功率不仅取决于太阳辐照度、太阳光谱分布, 还取决于太阳能电池温度。随着太阳能电池温度的增加, 开路电压减少, 大约每升高1℃每片电池的电压减少5mV, 相当于在最大功率点的典型温度系数为-0.4%/℃。也就是说, 如果太阳能电池温度每升高1℃, 则最大功率减少0.4%, 图1中的曲线A将相应地向左边稍有移动。

对于常用的太阳能电池方阵+永磁无刷直流电动机+离心式水泵构成的光伏水泵提水系统, 确定机组后, 对应于不同的电压与电流, 在图1中作出机组的I-U工作曲线 (图1中B所示) , 曲线B与太阳能电池方阵的特性曲线无关, A、B两条曲线的交点即为光伏水泵系统的工作点。

在理想情况下, 如果机组的工作曲线B能与太阳能方阵I-U特性曲线组上的最大功率点的轨迹线A相重合, 则在任何强光下, 机组都能得到最大功率, 由此实现光伏水泵系统的最佳匹配。但在实际情况下, 当日射强度从弱变化到强, 电机的输入功率P随之由小变化到大时, 机泵子系统的效率η波动较大, 曲线A和曲线B相差甚远, 这使得系统的配置更加困难。

3 提高光伏网阵与水泵性能匹配的方法

使光伏水泵系统在不同日照、温度以及不同负载特性条件下都工作在光伏阵列输出特性的最大功率点上或附近, 从而充分利用太阳电池阵列吸收的太阳能, 提高独立光伏水泵系统性能匹配, 即需要对光伏水泵系统进行优化设计, 尽量使曲线A和B相接近。

从理论上来讲除了适当选取机组输入功率与太阳能方阵峰值功率之间的比例, 同时还要确定合适的额定工作电压、额定转速等参数, 如减小水泵和电动机的转速比、增大电动机磁通量及电枢电阻等, 使曲线B趋于平坦, 改善机组在太阳辐照度低时的工作状态;反之, 如增加水泵和电动机的转速比或减少电动机磁通量及电枢电阻, 使曲线B变得陡峭, 将改善机组在太阳辐照度高时的工作状况。但电动机水泵机组加工装配完成后, 要改变其参数是很困难的。另外改变太阳能电池组件中电池组件的串并联方式, 可使曲线A接近曲线B, 但由于一定功率的方阵其组件的数目有限, 可供选择的串并联组合数不多, 所以这种方法只有在方阵的组件数较多时才有意义。

通过多次的试制与试验, 总结出两种可供实际操作的提高独立光伏水泵系统性能匹配的方法。

3.1 采用太阳跟踪器

对于小功率 (100～300W) 的光伏系统, 采用了自制的单轴太阳跟踪系统, 这是一套价格低廉、结构简单、不需外力控制的热驱动太阳能跟踪系统, 这套系统由热敏介质、集热器、联通器、阻尼器、复位装置等构成, 可实现跟踪精度小于5℃。

通过试验得知, 在相同的太阳光照情况下, 与固定式安装相比, 带跟踪系统的小型光伏网阵能够从早到晚实现太阳的跟踪, 可把一天中的太阳能有效利用小时数由原来的7～8h提高到10～11h, 如图2所示。

3.2 制造专用水泵

对于常规的水泵机组, 转速一般较稳定, 一般情况下额定输入功率能得到满足, 高效区较窄。但对光伏水泵机组来说, 太阳能电池组件的输出功率随时都在变化, 要保证水泵在一个额定点工作, 不仅困难, 而且不经济。所以, 根据水力学特性研发了具有低比转速、大包角的专用离心式水泵叶轮 (见图3) , 使机组由一个高效点变成一个高效区间, 实现了光伏水泵在变速状况下仍具有较宽高效区的工作特性。

4 项目应用情况

光伏提水产品完成后, 在内蒙古四子王旗的巴音敖包进行了示范点的建设, 主要产品有PVP-250光伏提水系统和PVP-1200光伏提水系统 (水泵技术指标:流量2m3/h, 扬程60m;配套光电板:材料选择单晶硅;额定功率1200W;最大功率点电流5.2A;最大功率点电压150V;使用寿命25年) 。

与PVP-250光伏泵配套的光伏提水系统主要用于解决人畜饮水, 总出水量为5m3/d, 能解决160人或830只羊的饮水问题。

其中与PVP-1200光伏泵配套的光伏提水系统主要用于解决人畜饮水及小面积农田及人工草场灌溉, 总出水量为2m3/h, 能解决10亩小面积农田及人工草场灌溉问题。

5 结论

变速器齿轮激光焊缝与性能匹配研究 篇2

1 试验条件与试验方法

1.1 试验材料与样品、试件

试验材料为20Cr Mn Ti齿轮钢, 材料规格为Φ85 mm圆棒料, 其化学成分见表1。将圆棒料切割下料后按齿轮现生产工艺进行等温正火, 组织为铁素体和珠光体。设计、加工制造相应试样用于试验。

根据变速器结构特点, 选择热加工变形较大的某变速器第四速齿轮总成进行激光焊接试验, 加工制造接合齿与齿轮试件, 并进行相关尺寸检测。

1.2 试验设备

试验采用的主要焊接设备为国产低阶模5 k W二氧化碳激光器及相应加工机, 反射式聚焦结构导光系统和可倾数控回转工作台;应用的检验、检测及热处理设备主要包括:金相显微镜、显微硬度计、低倍显微镜、扫描电子显微镜、电子万能拉力机、静态扭转试验机、齿轮渗碳热处理设备和强力喷丸设备。

1.3 试验方法

(1) 预处理试验

激光焊接前, 对试样及试件进行清洗, 去除油污、铁锈及其他杂质;齿轮试件焊接前采用热压工艺压装在一起, 形成激光焊接所需要的结构形式。焊接后对齿轮总成进行渗碳热处理、喷丸、磨端面、磨内孔等后续加工处理。

(2) 激光焊接试验

齿轮总成焊接结构为端接接头, 相当于形成轴向焊缝。激光焊接时将试件装夹在激光加工机工作台 (回转台) 上, 激光器输出波长10.6μm低阶模激光束, 通过氦-氖激光准直装置将聚焦激光束定位于焊缝中心, 进行激光焊接试验。焊接过程中用氮气或氦气保护熔池和光学元件。

焊接试验后, 用放大镜及低倍显微镜检验焊缝表面状态, 研究焊缝的表面质量。用线切割机沿焊缝横截面切取试样, 制成检验样品以用于金相组织及相关分析。

1.4 性能试验

(1) 硬度试验

用显微硬度计对焊缝、热影响区、基体的硬度及其分布情况进行检测。在焊缝横截面上测显微硬度, 在每个试样上测2个系列点。一个系列点是从焊缝表面到焊缝底部, 沿焊缝中心测硬度, 称之为焊缝纵向硬度, 见图1;另一系列点, 在焊缝深度1/3且平行焊缝上表面处测硬度, 称之为焊缝横向硬度, 见图2。

(2) 拉伸试验

用铣削及线切割方法, 将6 mm×40 mm×200mm的焊接试样加工成如图3所示的拉伸样品, 为提高试验的可靠性, 加工拉伸样品时, 将每条焊缝的两端去掉, 拉伸样品中的焊缝为焊缝的中间区段。

在拉伸试验机上进行拉伸试验, 记录样品的断裂位置, 测定其强度极限载荷, 计算得出抗拉强度值。

(3) 扭转试验

设计、制造了扭转试验样品、试件和卡具, 将样品、试件装卡在扭转试验机上进行试验, 检验其失效方式、扭转载荷等。

1.5 尺寸检测

根据变速器齿轮装配与使用要求, 确定了焊接齿轮总成尺寸检测种类。对焊接前、焊接后、渗碳热处理后的齿轮总成有关尺寸进行检测, 研究其变形情况。

根据变速器产品开发与试制生产的实际情况, 结合该变速器的结构特点, 认为其齿轮总成接合齿的变形较大, 因此主要针对接合齿进行变形尺寸检测和变形研究。如图4所示, 以齿轮总成底面为基准面, 以接合齿外侧平面为测量面, 检测测量面高度变化来反映齿轮总成的变形程度。每件接合齿外侧平面上沿圆周检测4点, 取平均值。

2 试验结果与分析

2.1 焊深试验

为使焊缝深度达到试验要求, 进行了大量工艺试验, 确定了各焊深下的临界参数。激光焊缝深度可达6 mm, 根据试验需要和不同齿轮总成传递扭矩的要求, 可形成不同深度的激光焊缝。通过相应参数控制, 达到控制焊缝形状的目的, 获得横截面上焊缝宽度较均匀的激光焊缝, 激光焊缝剖面见图5。部分激光焊接试验参数见表2, 表2中列出的是焊深5~6 mm的试验参数。

2.2 焊缝成形

正常焊缝表面状态应完整、较均匀和光滑, 见图6;焊件整体间隙较大时, 焊缝表面易造成明显塌陷, 焊缝整体塌陷见图7;焊件局部间隙过大时, 则此处焊缝明显塌陷, 焊缝局部塌陷见图8。实际焊接试验时, 要对接合齿与齿轮的焊接配合量进行控制, 防止出现上述缺陷。

激光焊缝横截面形状与电子束焊类似, 都体现了高能束焊的特点。但与电子束焊缝比, 激光焊缝熔合线较平缓, 类似抛物线形, 根部较平滑 (图1) , 因此在变速器齿轮的两种束焊工艺中, 要根据其焊缝成形情况, 制定焊接工艺, 以满足焊接性能要求。

2.3 焊缝性能研究

(1) 焊缝硬度分析

对20号、21号样品的焊缝硬度进行了分析。20号样品是激光焊接后、渗碳热处理之前的状态, 21号样品在激光焊接后进行了渗碳热处理, 两条焊缝深度都为4 mm。

在渗碳热处理之前, 焊缝纵向硬度分布较均匀;焊缝在渗碳热处理之后, 表面渗碳层硬度高, 随着纵向深度增加, 硬度较平缓下降后保持稳定。焊缝纵向硬度分布见图9。

在渗碳热处理之前, 焊缝横向硬度分布均匀, 波动小, 从焊缝到热影响区及基体, 硬度平稳下降;在渗碳热处理之后, 焊缝横向硬度与基体硬度一致。焊缝横向硬度分布见图10。

试验获得的激光焊缝硬度均匀, 满足后续试验需要。

(2) 拉伸试验

拉伸样品焊接时尺寸为6 mm×40 mm×100mm, 激光对焊, 形成所需的激光焊缝。激光焊接主要参数:激光功率4 000~5 000 W, 焊接速度1.3~3.1 m/min。焊接样品焊接后加工成拉伸样品, 样品焊缝分为2种, 一种为正常焊缝, 另一种为有缺陷的焊缝。拉伸试验结果见表3。正常焊缝样品拉伸试验后母材断裂样 (图11) , 断裂位置在母材, 表明焊缝强度高于母材。焊缝缺陷明显且缺陷尺寸较大的样品, 在拉伸试验时焊缝处断裂, 说明焊缝缺陷使焊缝的承载能力降低。因此, 焊接时应降低缺陷数量, 减小缺陷尺寸, 直至消除缺陷。

(3) 扭转试验

对样品和试件进行了扭转试验。试验的样品都在母材处开裂, 焊缝未扭裂, 因此仅对3号、4号、5号样品进行了扭转试验, 试验结果见表4。试件的扭转试验结果见表5, 有2件在焊缝处扭裂, 且最大扭矩在10 k N·m以上;其他3件不在焊缝处扭裂, 其最大扭矩在9.4 k N·m以上。图12为锥体扭断的试件。试验结果表明, 激光焊缝扭转承载能力满足齿轮总成设计要求。

2.4 焊深与扭矩分析

根据变速器各速齿轮总成的扭矩试验要求及拉伸试验、扭转试验结果, 分析了各速齿轮总成的焊缝最小焊深。取分析结果的最高焊深, 并考虑相关因素, 可给出变速器各速齿轮总成的焊深要求。本试验采用的变速器, 由拉伸试验、扭转试验结果和其第一速齿轮总成的要求扭矩, 按上述方法进行焊深分析, 得出其最小焊深为3.94 mm, 可给出其第一速齿轮总成的焊深要求为≥4 mm。分析认为, 各速齿轮总成的要求焊深值应与性能匹配, 满足齿轮总成承受扭矩要求, 同时要考虑降低焊接的能量输入, 减小齿轮总成变形, 降低生产成本。

2.5 变形研究

采用不同的激光焊接工艺参数和焊接结构对接合齿与齿轮进行焊接, 形成齿轮总成, 检测相应尺寸, 分析齿轮总成试件变形。检测方法及尺寸检测种类见1.5节。

(1) 修改结构试件与原结构试件变形量比较

结合实际情况, 对部分试件的焊接结构进行了修改, 以减小焊接变形。图13是在激光功率4 000 W、焊接速度2.2 m/min参数条件下的焊件变形图。其中27号、29号为变结构试件, 32号为原结构试件。从图13中可看出, 变结构试件的焊接变形量和渗碳热处理后 (即热后) 总变形量明显小于原结构试件。

改变激光焊接工艺参数, 进一步进行了试件结构试验。在激光功率4 000 W、焊接速度2.9 m/min参数条件下对变结构试件进行焊接, 其中22号、28号为修改焊接结构试件, 36号为原结构试件, 3套试件依次焊接。结构变化试件、焊接参数变化试件变形见图14。图14表明, 在焊接速度增加后, 激光焊接变形和热后总变形都有所减小;与图13比较可看出, 结构变化与参数变化结合可进一步减小齿轮总成的激光焊接变形与热后总变形。

激光功率为4 000 W, 焊接速度为2.9 m/min参数条件下有13件试件, 其中22、28为变结构试件, 其余为原结构试件。相同焊接条件下试件变形量见图15。图15表明, 相同激光焊接技术条件下, 原结构齿轮总成的焊接变形量及热后总变形量整体明显高于变结构齿轮。改变结构使齿轮总成激光焊接变形量、热后总变形量明显减小。

(2) 不同焊深试件变形量比较

分别对3 mm、4 mm、5 mm焊深的齿轮总成平均变形量进行了分析。不同焊深试件变形曲线见图16。从图16可看出, 焊深越大, 试件焊接变形量和热后总变形量越大。因此, 适当减小焊接深度, 可减小齿轮总成的变形量。

(3) 同一焊深不同焊接参数试件变形比较

焊深为3 mm的试件, 根据激光焊接工艺参数不同可分为4组, 见表6。3mm焊深试件变形量见图17。从图17可看出, 变结构试件的变形量小于原结构试件, 并且在变结构试件中焊接功率相同时, 焊速越高变形越小。焊深为3 mm的原结构齿轮试件焊接参数改变对变形量影响不显著。

4 mm焊深试件激光焊接参数见表7。4 mm焊深试件变形量见图18。由图18可以看出, 焊速提高, 齿轮变形量减小。

焊深为5 mm的样件中, 根据焊接工艺参数不同可分为2组, 见表8。5 mm焊深试件变形量见图19。图19同样表明, 相同焊深时, 焊接速度提高, 可使齿轮总成变形减小。

综合上述分析, 可认为相同焊深条件下, 提高激光焊接速度, 优化齿轮焊接结构, 均可减小齿轮总成的变形量。

(4) 试件焊接变形与渗碳热处理变形比较

本试验中, 对焊接变形与渗碳热处理变形进行了比较分析。3 mm焊深齿轮总成试件焊接变形占总变形平均百分比为46%;4 mm焊深的试件该值为63%;5 mm焊深的试件该值为66%。试件激光焊接与渗碳热处理变形比较见图20, 从图20可以看出, 激光焊接变形占总变形平均百分比在3 mm焊深时最小, 5 mm焊深时最大。说明随焊深增加, 与渗碳热处理变形相比, 焊接变形逐渐成为试件变形的主要因素, 在齿轮总成变形控制中要加以关注。因此, 随着焊深增加, 应综合考虑变形影响因素, 制定相应措施, 减小齿轮总成变形, 并注意使焊深、扭矩、变形控制合理匹配。

2.6 齿轮总成激光焊接

采用本试验确定的激光焊接工艺和相应焊缝深度、焊缝形状、齿轮承受扭矩、焊接变形等控制方法, 对选定的变速器总成进行批量激光焊接, 经过齿轮压装、激光焊接、渗碳热处理、后续机加工等主要工序, 形成焊缝质量较高的齿轮总成产品, 达到试验目的。

激光焊接的齿轮总成见图21。

3 结论

a.通过激光焊接工艺试验, 获得焊缝深度、焊缝形状可控的齿轮总成激光焊缝。

b.激光焊缝纵向硬度、横向硬度分布均匀。在拉伸试验时, 焊缝正常的样品在母材断裂, 焊缝强度较高;焊缝缺陷明显的样品在焊缝断裂。在实际焊接中, 应避免缺陷对焊缝强度的影响。扭转试验表明, 齿轮焊缝承载能力完全满足齿轮传递扭矩要求。

c.根据齿轮传递扭矩、拉伸和扭转试验结果, 综合分析, 可给出各速齿轮总成的焊深要求。

d.变形试验表明:焊深增加, 试件变形增大;在相同焊深条件下, 提高焊接速度, 优化焊接结构, 均可减小试件变形;随着焊深增加, 焊接变形与渗碳热处理变形相比, 焊接变形逐渐成为试件变形的主要因素。

e.采用试验确定的激光焊接工艺和相关因素控制方法, 完成焊缝质量较高的齿轮总成产品制造, 达到试验目的。

摘要：针对汽车变速器齿轮总成激光焊缝深度 (焊深) 、焊缝形状、焊缝强度、焊接齿轮扭矩、焊接变形等进行试验。研究了焊深与齿轮扭矩、变形的关系及变形控制问题。结果表明, 焊深增加, 齿轮承受扭矩增加, 同时变形增大, 变形规律发生变化。根据齿轮总成结构和性能要求, 制定相应措施, 使焊深、扭矩、变形控制合理匹配。

性能匹配 篇3

螺纹连接的可靠性和维修拆装时的便利性较卡环结构优良,且传动效率较其他螺纹高,因而立柱、千斤顶缸口和导向套结构趋于采用螺纹连接,且多采用矩形螺纹结构。但其强度比同螺距的其他螺纹要低,且制造较困难,对中精度低,磨损后造成轴向和径向间隙较大,因而一般用于力的传递,例如千斤顶、小型压力机等[1,2,3,4,5]。

目前液压支架导向套矩形螺纹牙型尚未标准化,且加工刀具也尚未标准化,因而致使刀具商提供的刀具参数参差不齐。在矩形螺纹加工过程中,刀具存在切削断屑性能不佳(不断屑,缠刀)、前刀面磨损较快(黏刀,月牙洼磨损)、崩刃、后刀面磨损(沟槽磨损)等问题,致使刀具使用寿命偏低,刀具损耗量较大,加工效率较低,在一定程度上制约了生产的正常进行。

切削用量是金属切削过程中的重要因素。它不仅关系到生产效率、生产成本和加工质量,而且还关系到切削力的变化。且上述各因素之间也存在着相互影响和制约的关系。所以,切削用量的选择需综合考虑多方面因素,合理调节或控制各种制约切削用量的因素,并使之达到最佳组合。基于以上原因,从矩形螺纹加工刀具切削参数匹配和性能优化等方面进行研究,以求选用到合适的切削参数和加工刀具,从而提高矩形螺纹加工效率,降低其加工成本。

1 存在问题及原因分析

待加工的矩形螺纹导向套如图1所示,材质为27Si Mn,热处理状态为调质。

导向套常用材质为27Si Mn、30Cr Mo、42Cr Mo和40Cr等。由于塑性较好,因而在矩形螺纹加工中均存在不断屑、缠刀的现象,在刀尖位置易产生积屑瘤,加速刀具磨损,缩短刀具寿命。同时矩形螺纹的加工还存在其他情况(表1)。

为避免积屑瘤产生,减少刀具的非正常磨损,提高刀具寿命,应该从刀具的选择、切削参数的匹配和改善材质切削性能等方面着手分析[6,7,8,9,10]。

2 切削参数匹配

以单因素法调整A、B刀片进给量和转速,并制订适应矩形螺纹加工的槽宽及牙型标准(图2)。

A刀片在转速70 r/min、轴向进给量0.1 mm时,加工矩形螺纹最为稳定。再提高转速,槽底表面会出现颤纹(图3)。

B刀片在转速70 r/min、进给量为0.2 mm时,表面质量逐渐变差;然后当转速提高到140 r/min、进给量为0.1 mm时,表面质量开始下降,出现颤纹。切削速率提高5%,刀具寿命会锐减20%。经过多次调整,综合考虑生产节拍和加工成本等因素,确定了加工导向套矩形螺纹的最佳切削参数:转速120 r/min、进给量0.12 mm,表面加工质量较为光滑(图4)。

3 涂层及切削参数计算

3.1 刀片涂层

A刀片涂层为Ti N,颜色为金黄色,涂层厚度为8~12μm,涂层硬度比Ti C低,但导热性好,摩擦因数比Ti C小,抗月牙磨损性能较好,较之Ti C不易产生脆性相,涂层较厚。

B刀片涂层为Ti Al N,颜色紫黑色,耐热性能优越,高温硬度好,涂层材料开始分解的温度比其他涂层高[11,12,13]。

通过试验对比,B刀片在切削加工中性能优越,除了在刀面上显示出热波纹和正常的机械磨损外,前刀面和后刀面没有出现涂层的剥落和刀片基体的挤压崩刃现象。其切削质量和加工效率明显优于A矩形螺纹刀片。

3.2 材料切除率、切削力及切削功率

材料切除率在一定程度上反映了切削加工的效率,且在一定的切削厚度下,材料切除率越高,所消耗的功率也越大。已知切削功率,可按下列公式计算材料切除率Q、切削功率PC和切削力FC[14,15]:

切削厚度:

材料切除率:

切削功率:

切削力:

式中,Q为材料切除率;νC为切削速度。

已知切削参数:①两刀片主偏角均为92°。②车削直径为315 mm的合金钢工件外圆。③切削用量。ap=0.1 mm,f=0.1 mm/r,n=70 r/min;ap=0.12 mm,f=0.1 mm/r,n=120 r/min。

按式(1)、(2)、(3)、(4)及已知条件求解得:

切削厚度:hD1=0.1 mm,hD2=0.12 mm;材料切除率:Q1=692.5 mm3/min;Q2=1 424.6 mm3/min。

查图5[15],以hD1=0.1 mm切削厚度时,切削功率为(7.2~10.2)×10-5k W·min/mm3,考虑到材料为中等强度,故取pC1=8.7×10-5k W·min/mm3,于是切削功率PC1=pC1×Q1=0.063 k W。

以hD2=0.12 mm切削厚度时,切削功率为(6.8~9.8)×10-5k W·min/mm3,考虑到工件为中等强度,故取pC2=8.3×10-5k W·min/mm3,于是切削功率PC2=pC2×Q2=0.118 k W。

计算切削力:

经计算,FC1=54.57 N;FC2=59.62 N。

计算表明矩形螺纹刀片B提高至最佳切削速度120 r/min(转速再提高会因机床刚度不足,造成表面质量降低),切削力增加9%,材料切除率提高105.7%,提高了矩形螺纹的加工效率。

实测A刀片加工矩形螺纹时间为325 s,B刀片加工矩形螺纹时间为193 s,缩短了132 s,效率提高40.6%,与理论计算结果吻合。

4 评价结果

设备型号为长城CKS7950,材质为27Si Mn,毛料状态为调质,具体评价结果见表2。

(1)由表2可知,B刀片价格比A刀片低65元/片;B刀片加工数量比A刀片多24件/片;B刀片加工成本比A刀片降低48.3%,B刀片生产效率比A刀片提高40.6%。

(2)以单因素法确定加工矩形螺纹的最佳切削参数:A刀片转速70 r/min、轴向进给量0.1 mm;B刀片转速120 r/min、进给量0.12 mm。

5 结语

性能匹配 篇4

关键词：纯电动汽车,动力系统,参数匹配,建模仿真,整车性能

随着有限燃料能源的过度使用以及过度依赖,所带来的环境污染是亟需解决的世界性难题。燃油汽车的改制能够缓解这一问题的恶化,燃油汽车的改制就是对现有的内燃机汽车的动力系统和控制系统等做出相应的改变,使内燃机部分或者完全变为纯电动汽车, 依次来降低能源消耗和环境污染。纯电动汽车与内燃机汽车不同,其是以蓄电池或电容器为动力源驱动电机使车辆行驶,因而无需消耗化石能源。面对节能环保的要求,电动汽车逐渐成为研究热点,其具有低污染、低能耗、能量利用效率高等优点,使其在环境保护和能源可持续利用等方面具有明显的优势[1,2,3,4]。

在燃油汽车改装技术革新方面,不同研究人员提出了不同的改装方案,张卫刚等[5]为了分析燃油汽车与纯电动汽车之间的异同,试探性地将一辆轻型客车改制成纯电动试验车来探索研究纯电动汽车的设计方法和相关关键技术。王芳[6]通过对比分析不同电动机的工作特性,将永磁直流电动机作为动力源,并对电动机的控制策略进行了研究。此外,对电动汽车的电机及传动系的布置及设计给出了改进方案。钱立军[7]主要对电动汽车的几种动力驱动方案进行了阐述,分析了纯电动汽车的动力分配以及电机控制策略,并给出了突破制约电动汽车改制的车身和底盘技术路线。上述汽车改装技术都是试探性的将燃油汽车改制成纯电动汽车,均建立在理论研究层面上,未对改制后的电动汽车进行相应的参数匹配以及动力学仿真分析。为此,本文借助汽车专业仿真软件Advisor对改装后的纯电动试验车的续驶里程、最高车速、加速性能和爬坡等性能做了相关分析,仿真结果显示,改制后的电动汽车的性能可以满足设计要求和使用条件。

1纯电动汽车的基本结构

电动汽车的车身、底盘和电器设备与传统汽车并无太大差异,因此电力驱动控制系统才是电动汽车区别于传统汽车的关键,其性能也决定着电动汽车的整体性能。纯电动汽车的基本结构可划分为电源系统、 电力驱动控制系统和辅助系统3部分[8],如图1所示。

2整车参数及性能要求

2.1整车参数

整车参数对车辆的性能影响较大,本车的整车参数如表1所示。

2.2性能指标

根据电动汽车国家标准,提出电动汽车动力性评价指标,如表2所示。

3电动汽车动力系统参数匹配

3.1电机参数匹配设计

纯电动汽车的电机选择必须能满足整车动力性要求[9],以满足纯电动汽车在各种工况下行驶时的动力需求。

( 1) 驱动电机额定功率的选择。

1) 根据最高车速确定。根据汽车行驶 功率平衡方程所确定的功率为

式中,G为整车重力; f为滚动阻力系数; μamax为最高行驶车速; CD为迎风阻力系数; A为迎风面积; ηt为传动系总效率。

2) 根据最大爬坡度确定

其中,α = arctani,i为坡度。此时汽车正在以较低的速度爬坡,该坡度为汽车所能爬的最大坡度。

3) 根据加速性能确定。汽车的加速 行驶时所 需的功率为

其中,δ 表示旋转质量的换算系数,在此 δ = 1. 04。综上可得额定功率为

式中,λ 为电机过载系数。

( 2) 驱动电机峰值功率的选择。由于驱动电机的过载系数较高,峰值功率通常是额定功率的3倍以上[10],但电机不能长时间工作在最大功率状态下。由式( 4) 可得峰值功率为

3.2传动系统参数设计

由于电动汽车电机本身的转矩范围较窄,因此难以满足在不同的工况下的转矩要求[11]。通过选择合适传动比的变速器可较好地解决这一问题,同时还使得电机在高效率范围内运转,有利于减轻电机和电源的负荷,减少功率损失。

( 1) 传动系速比的上限。当汽车的车速达到最大时,电机转速也需要达到最大值,可以得到传动比上限[12]为

式中,∑i为总传动比; nmax为电机最高转速; R为车轮半径; umax为最高车速; i0为主减速器的传动比; ig为变速器的传动比。

( 2) 传动系速比的下限。当汽车行驶在最大爬坡度上时需要电机以最大扭矩工作,此时可得传动系速比的下限[13]为

其中,Fimax为最大行驶阻力; Tmax为电机最大输出扭矩。

3.3蓄电池组参数匹配设计

蓄电池组是纯电动汽车的能量源,其功率和电压需要适应电机的要求,蓄电池的容量还需要满足续驶里程的要求。

( 1) 机最大功率确定蓄电池组的数量。电动汽车运行过程中,蓄电池可提供的功率必须能够满足电机峰值功率的要求[14]。单个蓄电池的最大功率为

式中,E为电池单体的电动势; Rint为等效内阻。

蓄电池的数量为

式中,Pbmax为单体电池能够达到的最大功率,当电机达到最大功率时,ηe表示工作效率; ηec为电机控制器的工作效率。

( 2) 根据续驶里程确定蓄电池组的数量。已知车辆的续驶里程为100 km,所需总能量为

式中,Wess为所需总能量; Uess为蓄电池组的电压; C为单个电池组的所容纳的能量; n为电池数量; We为单个电池组额定能量。

电动汽车匀速行驶所消耗的能量为

式中,ua为速度,行程为S。其中

由于纯电动汽车行驶所需要的能量全部由蓄电池组提供,因此蓄电池组的能量不得小于车辆行驶过程中所消耗的能量,铅酸蓄电池的SOC一般介于0. 3 ~ 0. 8之间,放电深度为80% ,所以可得

蓄电池的数量

式中,ξsoc是电池在放电时的放电深度,其亦可表征该蓄电池在生命周期不同阶段的性能。

根据式( 9) ~ 式( 15) 可确定蓄电池组数量为

4电动汽车动力系统选型

4.1电机参数的选择

根据功率平衡方程式( 1) ,若要使车辆满足uamax= 70 km / h,则驱动电 机至少应 满足额定 功率Pel= 33. 2 k W。车辆所要求的最大爬坡度为20% ,由爬坡时的功率平衡方程式( 2) ,当车辆以ua= 15 km / h爬坡时,电机达到Pmi= 52. 3 k W。

车辆起步加速时,由车辆加速过程的功率平衡方程式,可得到驱动电机所需功率与加速时间的关系曲线,如图2所示。由曲线可知,起步加速时间越短,所需电机的功率就越大,当电机的最大功率为60. 84 k W时,即可满足车辆加速性能的要求。

最终根据) ,由电机过载系数 λ 取值范围 为2 ~ 4,可得Pe= Pel= 33. 2 k W。 根据计算结果以及与市场上在售电机比较,初步确定使用包头长安永磁电机有限公司研制的ZYCD 45永磁直流电 机,该电机Pe= 40 k W,最大功率为Pmax= 60 k W。

4.2传动系统参数的选择

为了简化传动系统的设计,本文选用原车主减速器和变速器作为传动变速机构,然后根据所选电机和整车性能要求,对原车传动系统的传动比进行检验校核。

( 1) 传动系统中主减速器传动比的确定。变速器的4挡为直接挡即ig4= 1,为满足最高车速的要求,由式( 6) 和式( 7) 可得i0≤7. 928,主减速器的传动比为i0= 6. 17符合要求。

( 2) 传动系统中变速器传动比的确定。变速器的最大传动比应满足最大爬坡度的要求,根据式( 8) 可以求出ig1≥2. 496,所选变速器的一档传动比ig1= 5. 568,符合要求。

为了提高整车操作的方便性以及考虑到汽车的动力性,变速器各档位间传动比应大致上符合等比级数。 但由于在实际生活中高档位利用的机会较多,所以高档位相邻两档间间隔应适当地安排小一点的传动比, 具体参数如表3所示。

4.3蓄电池参数的选择

考虑到制造成本以及各种蓄电池性能的优劣,选择铅酸蓄电池作为能量源[15]。拟选用淄博明泰电器科技有限公司生产的6 - DG - 120A型铅酸蓄电池,其参数如表4所示。

考虑到电机的峰值功率,由式( 9) 求出单个蓄电池的最大输出功率为2. 832 k W,进而由式( 10) 得到蓄电池组的数量n = 21. 19,取整得22。考虑到续驶里程,根据式( 15) 可得,当车辆以平均速度 = 35 km/h行驶完100 km时,需要23. 02块蓄电池,即所需块数为24。综上所述,比较两种情况下所需蓄电池组数量后,取较大值24作为电池数量。

5整车性能仿真及结果分析

Advisor作为Mathworks公司基于Matlab / Simulink开发的汽车仿真软件,有着广泛的应用,用户可使用该软件提供的车辆结构的基本模型对车辆进行建模[16]。此外根据所研究的后轮驱动纯中型客车相关动力系统参数,在Advisor整车模型上进行了二次开发,从而建立起后驱电动汽车整车和相关模块的模型,如图3 ~ 图5所示。

5.1动力性能仿真

整车设计对动力性能指标提出了要求,因此需要对动力性各指标进行仿真,得到当汽车在加速行驶过程中其速度变化曲线,再根据速度变化得到车辆加速度。该车Vmax= 78. 5 km / h,能够满足动力性能指标中最高车速设计要求; 起步时从静止加速到30 km/h所用时间为7. 9 s,从静止加速到50 km/h所用时间为19 s,能够满足加速性能设计要求; 车辆在15 km / h车速下能够达到的坡度为22% ,可达到动力性能指标中最大爬坡度设计要求。

5.2典型工况仿真

为了使仿真能够真实地反映汽车在不同运行环境下车辆各部分的性能状态,需要考虑到实际运行过程中频繁的加速、减速、怠速和停车等状况。因此本文选择国际上比较准确的( 美国城市工况) 与( 欧洲城市工况) 作为复合仿真工况,在复合工况下对纯电动中型客车的性能进行仿真试验,能够很好地反应出纯电动中型客车在市区道路和城郊道路上的运行状况。

( 1) 图6为车辆仿真模型在下得到的仿真结果。

( 2) 图9 ~ 图11为车辆仿真模型在CYC_ECE_ EUDC下得到的仿真结果。

通过以上两种典型工况的仿真结果可得到车辆的实际运行状况、电池SOC变化和电机的运行状况。从图中可看出,除了最高车速局部不满足要求之外,其他部分均能符合要求。图7和图11中,蓄电池SOC值整体变化比较平稳,加速阶段下降明显,曲线上升段为制动能量回收状态,此时电机回馈发电。由以上分析可知,纯电动中型客车动力系统的匹配参数均能较好地满足行驶工况的要求。整个过程中车辆运行、蓄电池荷电状态变化平稳,电机在合理的范围内运转,提供车辆所需要的功率和扭矩,为后续整车道路试验提供了数据参考。

5.3续驶里程仿真

续驶里程仿真结果如图12所示,车速曲线、SOC值变化曲线和行驶距离变化曲线。

由仿真结果可知: 纯电动汽车在载重750 kg、速度为40 km/h时,续驶里程能够超过100 km,能够满足纯电动中型客车经济性设计要求。

6结束语

性能匹配 篇5

随着基础建设及交通运输需求的不断加大,重型车辆逐渐成为研究热点[1]。作为汽车车身与车轴的弹性连接件,悬架系统主要实现车轮与车架之间的力矩传递, 通过缓和、衰减路面激励对车桥及车身带来的冲击、振动,保持车辆良好的平顺性、行驶稳定性及道路友好性[2]。随着我国居民生活水平的提高,人们对重型车辆性能提出了更高的要求。空气悬架是以空气弹簧为主要弹性元件,由于其具有刚度可变、高度可控、自振频率低、隔声性能好和高频振动吸收率高等特点,近些年逐渐成为应用及研究热点[3]。

当前,国内空气悬架技术还存在诸多待解决的问题,由于空气弹簧的强非线性,对空气悬架参数匹配的研究一般是推导数学模型进行仿真分析,往往数学公式中一个参数的错误就会导致仿真结果与真实情况大相径庭[4]。本文应用AMESim对空气悬架重型车辆进行建模及参数匹配研究,借助软件对于动力学系统的建模优势,分析空气悬架阻尼系统的改变对车辆各方面性能的影响,推导出空气悬架系统参数匹配相应结果。为国内空气悬架的研究提供一种新的思路,充实重型车辆空气悬架领域的研究。

1 空气悬架建模

因重型货车要经常性的出现在各种道路环境复杂的场所,比如矿山、工厂、码头等,特别是用于长途运输的重型货车,由于线路长、国家道路建设实力的有限性,可能要多次行驶在不同的路面。基于这种情况考虑,本论文重点研究重型货车在满载行驶时空气悬架的参数匹配。

1.1 空气弹簧参数确定

以某型号重型货车为参考模型,其参数如表1所示。对于前悬架,左右两边各一个空气弹簧,在满载工作状况下,前悬架每个空气弹簧最大承受载荷为4260÷2=2130(kg);后悬架每个空气弹簧的最大承受载荷为15660÷4=3915(kg)。根据前后悬架载荷计算值,结合贵州轮胎集团有限公司的《前进牌橡胶空气弹簧使用手册》,选定前空气弹簧型号为IT15M-0(其载荷范围为:840kg~3430kg),后空气弹簧型号为IT19F-7 (其载荷范围为:1540kg~4210kg),查《前进牌橡胶空气弹簧使用手册》分别得到各自的位移载荷曲线。

对于前悬架的空气弹簧,设空气弹簧初始内压为0.5MPa,当载荷在1735kg~2130kg范围内波动时, IT15M-0型空气弹簧位移与载荷近似成线性正比,即空气弹簧在此范围内刚度基本保持不变。对于后悬架空气弹簧,设空气弹簧初始内压为0.8MPa,当载荷在1612kg~3915kg范围内波动时,IT19F-7型空气弹簧位移与载荷亦近似成线性正比,空气弹簧刚度值基本保持不变。

1.2 减振器

对于某种确定的车型来说,汽车载重量以及总质量为已知,空气弹簧一旦确定,就要根据车辆的对行驶平顺性、操纵稳定性以及道路友好性的要求确定减振器参数,使之与空气弹簧更好的匹配[5]。

若只考虑减振器与空气弹簧的匹配问题,汽车振动系统可以简化为单质量系统振动模型,其中m为汽车悬挂质量,由车身、车架及其上的总成质量构成,C为减振器的阻尼系数,k为空气弹簧的刚度,三者组成汽车悬架系统。q是路面输入不平度函数。根据振动学相关理论可知悬架相对阻尼比,则

对于内部没有摩擦的弹性元件,通常悬架阻尼比取。对于前空气悬架满载时,m=2130kg,k=260000N/m,则;对于后空气悬架满载时m = 3 9 1 5 k g , k = 3 5 0 0 0 0 N / m ,则。取前悬架阻尼:11766N.s/m、18826N.s/m,后悬架阻尼:18508N.s/m、29613N.s/m进行空气悬架参数匹配研究。根据上述参数,设计并建立空气悬架三维模型,如图1所示。

1.3 空气悬架物理建模

结合重型货车具体参数,提取前述三维模型相关参数,在AMESim中建立其二分之一车辆模型[6],设置AMESim仿真参数如表1所示,仿真分析车辆在行驶时的各项参数。对于车辆行驶平顺性、操纵稳定性以及道路友好性的评价,本研究分别采用座椅加速度、悬架动挠度及车轮动载荷来对应评价上述目标性能[7]。

2 路面输入

据统计,我国高等级公路路面谱基本在A、B、C三级范围之内,其中B、C级路面所占比重较大。本文针对C级路面,采用白噪声激励模拟法,按照随机路面输入模型,单个车轮受到的随机路面激励时域数学模型可用如下滤波方程描述:

上式中:q(t)为单轮所受随机路面激励,w(t)为白噪声,α为所选路面参考空间频率,v为车速。

采用有利函数参数估计法来估算路面等级对应的参考空间空间频率,对各等级路面所对应的空间频率估计值。对式(1)作拉普拉斯变换,得到其传递函数为:

根据传递函数,在AMESim中建立随机路面激励仿真框图,建立C级路面车速为60km/h的路面谱。

3 参数匹配研究

仿真分析重型货车在C级路面、车速v=60km/h满载工作状况下,不同悬架阻尼匹配时车辆各方面性能的变化,得到座椅加速度、前后悬架动挠度以及前后轮胎动载荷曲线。出于对比性考虑,对于所需考量的三项参数,选择性列出其中当前悬阻尼11766N·s/m、后悬阻尼18508N·s/m时的曲线图,如图3(a)、图4、图6所示, 以及当前悬阻尼18826N·s/m、后悬阻尼29613N·s/m时的曲线图,如图3(b)、图5、图7所示。

图4 满载时悬架动挠度(前阻尼11766N·s/m、后阻尼18508N·s/m)

图8 满载时悬架动挠度(前阻尼18826N·s/m、后阻尼29613 N·s/m)

为更好对比其他参数不变情况下的阻尼值匹配对车辆性能的影响,本研究选取不同的前后阻尼值,作出了相应的平均值表格,如表2所示。分析图3~图6及表2可知,在其他条件不变的情况下,悬架阻尼值的增大会导致座椅加速度的增大,车辆行驶平顺性降低;悬架动挠度随悬架阻尼值的增大而减小,车辆操纵稳定性提高; 车轮动载荷随悬架阻尼值的增大而增大,车辆道路友好性降低。

图6 满载时车轮动载荷(前阻尼11766N·s/m、后阻尼18508N·s/m)

图7 满载时车轮动载荷(前阻尼18826N·s/m、后阻尼29613 N·s/m)

4 结论

在其他条件不变的情况下,重型货车悬架阻尼值的增大会导致座椅加速度的增大,车辆行驶平顺性降低; 悬架动挠度随悬架阻尼值的增大而减小,车辆操纵稳定性提高;车轮动载荷随悬架阻尼值的增大而增大,车辆道路友好性降低。因此在道路较好、车辆满载时,应适当调低阻尼值,以获得更好的行驶平顺性与道路友好性。

摘要：根据车辆动力学模型简化原则,确定某重型货车前后悬架空气弹簧刚度及减振器参数,并建立相应三维模型。根据三维模型参数,在AMESim中建立二分之一车辆模型,并利用滤波白噪声法建立了C级路面激励。通过计算,对前后悬架不同阻尼值下的悬架参数进行匹配研究,分析了空气悬架阻尼值的改变及匹配对车辆行驶平顺性、操纵稳定性以及道路友好性的影响。

性能匹配 篇6

随着科学技术的进步和大型露天矿山建设的需要,液压挖掘机逐渐向高速、高压、大斗容、大功率发展。目前,国外对于大型液压挖掘机的研制技术比较成熟,而国内在大吨位的液压挖掘机领域还处于起步阶段,并且在研究设计方法与仿真技术方面,大多只关注液压挖掘机的某一个或某几个方面的研究,缺乏整体性能的研究手段[1,2]。

刘静等[3]利用ADAMS软件和Matlab软件建立挖掘机的机械、液压等子模型,利用参数关联和模型集成技术,建立了挖掘机虚拟样机技术,其通过一系列数学微分方程和代数方程对液压系统模型进行求解,但由于液压系统的高复杂性和非线性,因而求解难度大。秦成[4]、时培成等[5]利用ADAMS建立挖掘机器人的机械、液压子系统模型,从而建立挖掘机液压与机械一体化的虚拟样机模型,但ADAMS的液压模块的功能不完善,无法准确建立复杂的液压泵变量机构与多路阀控制模型,所以不能准确分析挖掘机液压系统的特性与作业效率、能耗[6]等。另外,对于挖掘机挖掘阻力模型的研究,由于挖掘过程的复杂性,很难对挖掘阻力进行直接分析,也没有准确的经验公式可循[7,8]。

为克服以上研究方法的不足,本研究提出多学科协同仿真方法,以液压仿真软件AMESim为基础仿真平台,利用ADAMS软件建立机械系统模型,并从离散元仿真软件EDEM的模拟挖掘过程中得到准确的挖掘阻力模型,从而为大型正铲液压挖掘机的性能匹配和优化设计提供有效的模型理论和技术参考。

1协同仿真原理

在挖掘机的设计过程中,为验证和优化所开发机型液压系统与工作装置负载的各项性能匹配参数,本研究基于AMESim与ADAMS仿真软件,建立了机液协同仿真模型,协同仿真原理如图1 所示。

首先,笔者在ADAMS中建立挖掘机的机械仿真模型,进行运动学分析验证; 然后,基于AMESim建立液压系统模型,并以复合控制泵的实际参数变化验证所建立模型的准确性; 最后,通过协同仿真接口模块,将AMESim液压系统中测得液压缸的速度值输入到ADAMS机械动力学模型中,并将ADAMS中负载力的变化及机构的转动惯量转化为每个液压缸上所受的力,反馈至AMESim中液压系统中的液压缸模型中,从而通过实时的数据交换,将挖掘机的液压系统与机械仿真模型耦合起来。

同时,笔者在EDEM中建立实际工况下的矿石料堆模型,以模拟整个挖掘过程,测试铲斗所受到矿石的总阻力,将得到的挖掘阻力文本数据导入ADAMS中,并以加载力的方式添加到挖掘机铲斗机构上,从而能够为协同仿真提供可靠的挖掘阻力模型。

2建模与仿真

2. 1 ADAMS动力学建模

考虑到ADAMS建模功能较弱以及挖掘机物理样机的复杂性[9],本研究对挖掘机工作装置的销、板等结构进行简化,并利用UG软件建立挖掘机各部件具有质量和转动惯量等物理特征的的三维实体模型和装配图,然后将模型转成parasolid文件导入ADAMS中,添加约束和和运动关系,并根据挖掘轨迹定义载荷,各执行油缸与马达的液压驱动力随挖掘机运动和负载的变化而变化,在ADAMS中通过函数VARVAL获取各执行部件的液压力数据,实现各执行器的驱动,所建立的动力学模型仿真模型如图2 所示。

1—铲斗;2—斗杆;3—动臂;4—转台机构;5—动臂油缸;6—斗杆油缸;7—铲斗油缸;8—开斗油缸

2. 2 EDEM挖掘阻力模型

在挖掘机液压系统的设计过程中,实际挖掘阻力是验证液压系统的各性能参数匹配是否合理的重要模型依据[10]。大型正铲挖掘机的挖掘对象主要是爆破后的矿石或岩石( 非均质各向异性材料) ,在实际挖掘过程中由于随机因素较多和情况复杂,导致挖掘过程中的载荷情况复杂。这里利用离散元仿真软件EDEM模拟挖掘过程的负载,阻力模型如图3 所示。

笔者根据离散元素法建立矿石颗粒模型[11],通过导入真实颗粒的CAD模型准确描述颗粒形状大小,并添加力学性质、物料性质和其他物理性质的参数,最后在EDEM中模拟挖掘工况,测量挖掘轨迹上铲斗的受力,从而能够得到准确可靠的挖掘阻力。

2. 3 基于AMESim平台的协同仿真

挖掘机液压系统主要由主泵、主控制阀和执行器等构成。本研究在AMESim仿真软件中分别建立上述液压元件子模型,并通过接口控制模块ADAMS/Controls,构建了全系统机液协同仿真模型。

2. 3. 1 复合控制泵建模

该型挖掘机采用某型号液压泵,液压系统压力流量特性只与主泵的外特性有关,而与主泵的内部结构无关。所以笔者只关心变量泵的外部特性对液压系统的影响,而对变量泵的内部变量实现过程和其效率变化过程并不关注。因此可以根据液压泵的外特性建立主泵的简化模型。主泵控制方式为恒功率曲线控制,并具有压力切断功能,调速方式为容积调速,以保证挖掘机工作时系统在各工况下的工作效率和节能要求。

恒功率控制时主泵出口流量Qh与泵出口压力P之间的关系为:

压力切断控制时泵出口流量Qq与泵出口压力P之间的关系为:

式中: Qmax,Qmin—泵出口最大、最小流量,L/min; W—主泵调定功率,kW; PS—恒功率控制的启调压力,MPa; PC—压力切断阀控制压力,MPa。

当恒功率控制信号、压力切断控制信号以及手柄控制控制信号共同作用在主泵的调节器上,泵的流量在三者控制下取小值Q。其数学模型为:

式中: Qp—手柄控制时泵的出口流量,L/min。

根据上述液压泵的数学模型,本研究在AMESim中建立主泵的仿真模型并进行封装,以手柄最大摆角信号输入,仿真输出主泵的压力与流量关系,与试验测试结果对比,验证了所建立复合控制泵模型的准确性。

2. 3. 2 协同仿真模型

由于篇幅限制,挖掘机液压系统中的其他子模型建立过程从略[12]。本研究在ADAMS中定义输入、输出状态变量,生成ADAMS与AMESim两软件的接口,在挖掘机AMESim液压模型中,加载接口模块,所建立的全系统机液协同仿真模型如图4 所示。

1—液压油;2—电动机;3—减速装置;4—液压泵;5—变量机构;6—输入信号;7—溢流阀;8—背压阀;9—多路阀组;10—动臂液压缸;11—斗杆液压缸;12—铲斗液压缸;13—开斗液压缸;14—回转马达;15—负载力;16—速度传感器;17—协同仿真接口模块

3仿真结果与分析

3. 1 典型工作循环分析

各液压缸位移曲线如图5 所示。由图5 可知,挖掘机调整挖掘初始姿态后,从6.5 s开始斗杆挖掘,挖掘持续时间6 s后结束,流量最大时速度达到0.28 m/s,并调整铲斗姿态,保持最佳挖掘后角。挖掘结束后,动臂开始满斗举升,动臂液压缸7. 5 s后伸至最长,速度达到0. 22 m/s,并调整铲斗,以免物料洒落,此时回转马达使回转机构运动,到达指定卸载位置。30 s后开斗缸打开,物料卸载,卸载完毕,开斗关闭,并进入下一工作循环。

整个挖掘工作循环过程分析结果表明,液压系统的液压泵、多路阀、液压缸的参数与压力变化、工作装置各液压缸的伸长回缩速度、挖掘时间、流量分配情况等均符合实际挖掘需求,并验证了挖掘机所设计液压系统的各元件( 变量泵、多路阀、液压缸等) 参数匹配的合理性。

3. 2 不同负载工况液压系统参数匹配分析

挖掘机工作过程中的挖掘阻力随挖掘姿态和矿石颗粒大小的变化而变化,并因影响液压系统的各向性能参数。挖掘机不同负载下的EDEM挖掘阻力曲线如图6 所示。

挖掘机斗杆挖掘工况时,挖掘机初始的挖掘姿态位置分别为铲斗进入矿石料堆的深度变化,即从负载1 到负载4 铲起的矿石厚度逐渐增加,挖掘阻力相对增大,并可以看到挖掘过程中挖掘阻力波动较大,并随斗杆液压缸的不断伸长,阻力开始减少,是因为3 s后掘削的矿石颗粒层变薄,此时动臂也开始逐步提升。

挖掘机不同负载下的斗杆液压缸的压力变化如图7 所示。从图7 中负载1 到负载4 的压力曲线变化可以看出,斗杆液压缸压力随负载的增加有变大的趋势,因矿石颗粒大小不同导致的挖掘过程阻力的变化,使得压力有一定的波动和振荡,但能够保持在限定压力32 MPa的合理范围内,此时动臂液压缸闭锁,动臂上、下浮动范围很小,没有溢流现象。

液压泵的输出功率以输出压力、流量关系计算得出,挖掘速度的调节由恒功率控制液压泵的输出流量来确定。当负载1 较小时,泵以最大流量输出,速度基本恒定,但挖掘过程负载变化较大,导致功率有明显的波动。研究结果表明,挖掘机液压系统流量调节方式、功率变化等满足实际挖掘工况需求,并为进一步改进和优化液压系统与工作装置提供技术思路。

4结束语

( 1) 本研究提出了完善的协同仿真方法,并在EDEM中建立了挖掘阻力模型。仿真结果表明: 机液协同仿真模型较真实的模拟挖掘机的工作负载和挖掘工况,为液压系统的性能匹配及优化提供设计参考模型。

( 2) 本研究对比不同挖掘负载的仿真结果,所设计的液压系统能够适应复杂的挖掘负载工况,液压泵功率变化及其它液压元件的各向性能参数匹配合理,且挖掘效率及速度变化等性能均满足实际挖掘需求。

性能匹配 篇7

1 基于FFT校频的分段匹配滤波数学模型

基于FFT的分段匹配滤波器利用FFT完成频偏捕获,同时利用分段匹配滤波完成PN码捕获。FFT处理可以将码相位和载波频率二维搜索简化成载波频偏搜索,完成载波频率较正。分段匹配滤波将接收信号与本地PN码分段处理,用同一本地PN码的不同段分别与各段接收数据进行相关计算,通过减小实际处理的序列长度从而减小载波频偏对相关值大小的影响。其理论基础是两个序列的卷积等效于一个序列与另一个序列的分段序列卷积后求和,即对两个序列x(n)和y(n),有undefined,其中undefined表示均分的x(n)第m段序列。

1.1 FFT校频模型

数据符号与PN码同步的扩频方式下,数据调制对捕获性能影响可以忽略,接收信号一般模型可表示为:

其中A为信号幅度,c(t)为发送PN码,τ≜fd/fc为PN码多普勒频偏系数,其中fc为载波频率,fd为多普勒频偏,ts为PN码发送时刻,θ为载波相位,n0(t)为噪声。扩频码的捕获就是对ts和fd联合估计的过程。

为了分清各种参数对PN码捕获的影响,我们先将接收信号尽量简化。由于PN码相位差和频偏对相关值的影响耦合很小,可以将两者分开考虑,假设接收信号中的扩频码与本地扩频码相位是同步的,只考虑频偏影响,并且先不考虑噪声。这时用fs对接收信号进行采样,得到的采样信号可用等效低通形式表示为

如图2所示,输入数据r(n)被分成P段,分别与均分成同样段数的每段长为M的本地PN码c(n)相乘。假设PN码为单位双极性码,则得到第i段相关值为:

把zi(n)用分段数i表示,对n求和得:

undefined

将P段数据zi看作一个新的序列,对其进行N点FFT变换(N≥P)并取模值:

undefined

对(5)式根据最大模值可以得到对应的多普勒频偏fd从而完成校频。此时取最大值undefined,则归一化峰值可以表示为:

undefined

1.2 PN码捕获模型

校频后调整本地载波频率重新采样得到r′(n),其与不同相位的本地PN码相关完成码相位捕获。在分段数为P的匹配滤波器,码相位判决时是用不同码相位对应的相关值的非相干累加输出作为判决量。为后面讨论的需要,接收信号加入高斯白噪声,即

undefined

(7)式中ni表示信道高斯噪声n0通过滤波器后得到噪声,其通过线形滤波器后仍服从同样参数的高斯分布。

2 基于FFT的分段匹配滤波器性能分析

2.1 频偏对PN码捕获的影响

接收信号与本地PN码相乘用归一化表示为:

z(n)=r(n)c(n)=exp(j2πfdn/fs). (8)

假设匹配滤波器长度为L,其归一化相关值输出可以用频偏表示为:

undefined

从(9)式可知当频偏为信息码元速率整数倍时,相关峰值下降为0。实际上对匹配滤波器输出GMP(fd),我们仅判断第一零点前的值。当L越大,第一个零点的频偏fd=1/LTc越小,说明序列越长,相关峰值受fd影响越显著,导致无法得出正确判决结果。这里fd就是系统可处理的最大频偏。通过分段可以有效减少判决的序列长度,降低频偏影响。

2.2 栅格误差对PN码捕获的影响

从(6)式可以看出校频时的FFT是整数运算,求最大模值对应的undefined时会造成栅格误差。这种栅格误差对最终扩频码捕获的影响,可以从频域搜索角度分析。因为搜索时是按频谱分辨率Fp=fs/MP步进,则对应频率误差Δf=fd-int(fd/Fp)的取值范围应该是0～Fp/2。这时可以借助(9)式分析栅格误差对PN码捕获的影响。

将fd用Δf代替,取L=1 024,Tc=1/20 000进行计算,结果如图4,可以看出当实际频偏恰为两整数频偏中间值时,即频偏估计偏差达到Fp/2时,用于扩频码捕获的相关峰下降到0.65以下,扩频捕获抗干扰能力变差。减小这种误差的常用方法是序列填零,即增加FFT变换点数,提高频谱分辨率。

2.3 分段数对校频的影响

从2.1的分析已知,序列分段可以减小相关序列长度,进而减小频偏误差对相关峰值的影响。下面我们分析不同分段数的滤波器其频偏与校频归一化峰值的关系。

对判决频偏的(6)式,在fd取 0～80 kHz,输入信号长度L=200,fs=1.6 MHz,K取0～7时,分别计算分段数为8段和64段的校频归一化相关峰值。结果如图5所示,图形的包络是我们进行判决的量,其理想情况下应该是恒定直线,即不同频偏条件下用于判决的相关值是一样的。包络的起伏由栅格误差造成。可以看出,在分段数为8时,相关值包络随频偏增大逐渐降低。当分段数增大为64时,相关值包络趋于恒定,即通过增加分段数,可以提高校频能力。

2.4 噪声对PN码捕获的影响

前面假定的输入是没有噪声的情况,现在分析高斯白噪声情况下分段匹配滤波器的捕获性能。 由(6)式可以看出,如果环境噪声为高斯白噪声的话,这种非相干累加同时也放大了噪声功率,使相关增益下降。因此在噪声确定的情况下,存在一个最佳的累加段数,使频偏抵消的增益和噪声的增加达到一个临界值,此时信噪比增幅为最大。

对(7)式取fd=8 kHz,L=200,fs=1.6 MHz,k=intNXfd/fs,N=1 024,假设n0为均方为0,方差为0.001的高斯白噪声,分段数p取1～200代入(6)式,计算结果如图6。可以看出分段数为40时相关峰最大,此时频偏增益和噪声增益达到最佳平衡。由于栅格效应,曲线起始处和中间部分点有跳跃,提高N的取值可以减小这种影响。

3 结论

基于FFT校频的分段匹配滤波器设计主要是FFT点数、分段数的选取。一般工程中都是凭经验调整这两个参数使捕获性能达到设计要求,缺乏定量指导。本文证明在确定高斯噪声环境下,运算花销相同时存在使扩频增益最佳的分段数和FFT点数组合,因此可以根据信道条件估计出滤波器参数的范围。

摘要：为了对动态PN码捕获中使用的分段匹配滤波器的设计进行指导,在建立其数学模型的基础上,分析了分段数、FFT点数与载波频偏对滤波器性能的影响。结果表明,增加分段数可以减小载波频偏对相关峰的影响;增加FFT点数可以提高频偏校正的精度;在环境噪声为高斯白噪声情况下,存在最佳的分段数和FFT点数组合,可以用最小运算量达到最佳捕获效果。

关键词：PN码捕获,多普勒频移,分段匹配滤波,快速傅立叶变换

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