|广州番禺登高车出租|广州番禺登高车出租公司|广州番禺登高车公司|      ▩没有带头羊,  羊群难过河:   没有带头骡,  马帮难得驮 ▩   不同轴距单边转向工况的登高车液压系统压力特性??        结果显示：（1）随着轴距增大，启动加速阶段左泵高压侧最大压力先增加而后逐渐减小，这说明单边转向左侧车轮承受的负载也是先增加后减小的，增加轴距会导致单边转向负载增大，从而导致转向困难。（2）随着轴距的增大，稳定转向阶段左泵高压侧压力均值呈现逐渐增加而后降低的趋势，当轴距为1120mm时负载最大，因而此时左侧液压系统能提供的驱动力也最大，当轴距增加到1520mm时，可以看出左侧A口压力降低，此时左侧系统提供的驱动力也随之降低。（3）单边右转向时，右泵在稳定转向阶段高压侧压力均值呈现逐渐增大趋势，因为单边转向时，右侧车轮是静止的，所以当增加轴距后会导致单边转向阻力矩增大，从而导致单边转向困难。

    在未达到发动机最大功率的情况下，液压系统流量与负载的变化无关，所以轮距增大此时对系统流量特性不产生影响。在负载增大使得发动机到达掉速区间时，受行走系统DA阀作用，行走系统左泵（对应左侧车轮）流量会降低。这种情况下，由于轮距增大能够有利于行走系统转向，所以有利于左泵流量特性的稳定，宏观上变小为单边转向转向速度的稳定。功率特性是间接获得量，在液压系统中由压力、流量乘积得到，所以功率特性是两者的共同作用。仿真结果显示，随着轮距增大系统总功率在稳定转向阶段呈逐渐增加而后降低趋势，由于单边转向右侧流量为零，故右侧功率也为零。但是由于单边转向时，右侧马达会变为泵工况，出现寄生功率。当右侧马达压力增加后会导致右侧系统寄生功率增加。 不同轮距单边转向工况登高车液压系统功率在各个子系统分配情况的对比。单边转向右侧车轮不提供驱动功率，发动机输出功率分配给行走系统左泵、工作泵和空调等其他附件。根据上面的分析可知，各系统消耗的功率百分比也可以验证上述分析的规律。结果显示：

   （1）随着轴距增大，启动加速阶段右泵高压侧最大压力逐渐增大，这说明双边转向左侧车轮承受的负载特性随轴距增大而增大。（2）随着轴距的增大，稳定转向阶段右泵高压侧压力波动明显增大，当轴距增大到1320时右泵稳定压力平稳，波动减小。（3）但是随着轴距的增加左泵在稳定转向阶段高压侧压力均值呈现逐渐增大趋势。并且压力波动增大，这说明轴距的增大改变了设备的轴荷分布，使得左侧液压系统负载增大。同时可以看出在制动阶段左泵系统压力明显增大，不利于系统制动。 设备所受负载为达到发动机最大功率的情况下，发动机不会掉速，故液压系统流量与负载的变化无关，所以轴距增大此时对系统流量特性不产生影响。在负载增大使得发动机到达掉速区间时，受行走系统DA阀作用，行走系统左泵（对应左侧车轮）流量会降低。功率特性是间接获得量，在液压系统中由压力、流量乘积得到，所以功率特性是两者的共同作用。仿真结果显示，当轴距为920mm时，右泵的峰值功率最大。随着轴距增大系统总功率在稳定转向阶段呈逐渐增大趋势，这说明增大轴距会增加发动机的装机功率。 不同轮距双边转向工况登高车液压系统功率在各个子系统分配情况的对比。此时发动机输出功率分配给行走系统左泵、右泵、工作泵和其他附件。由此可知，右泵的功率消耗比较大，并且随着轴距的增大右泵的功率消耗也随之增加。轴距增大右泵功率增加，左泵功率也增加，从系统功率的分配百分比中也体现了这一点。

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            多物理场耦合分析模型通用性验证,    通过以上的各关键参数分析，可以知道其对整车性能有着至关重要的影响。为了进一步验证该多物理场耦合分析模型的通用性，利用该模型对另一款滑移转向工程设备进行仿真分析。为了证明仿真结果正确可信，对该车进行了试验测试。本部分将从两个工况验证仿真模型的正确性。额定转速单边右转向：工况输入条件及试验条件如前所述，在此不再详述。仿真与试验结果。 左泵驱动左行走马达输出扭矩，带动左侧轮胎克服地面摩擦力，进行运动，而右侧行走泵处于中位，右侧行走马达处于制动工况，故左右两侧存在速度差，整车绕慢速侧转动。为单边右转向时行走液压系统压力仿真与试验曲线，转向开始时左侧马达高压侧压力可以到达19.49MPa，单边转向稳定阶段，左侧马达高压侧均值为16.34MPa，右侧马达高压侧均值12.99MPa。在此工况下，设备转动半径比双边转向大，并且系统靠左侧泵提供驱动牵引力，右侧系统不提供牵引力。由曲线可以看出左侧行走马达在启动加速阶段波动明显，可知此时左侧承受的负载变化波动导致。通过试验测试可知：转向初始阶段，左侧行走马达压力峰值可达18.21MPa，右侧行走马达压力峰值可达11.03MPa，左侧行走马达经过2.7s压力达到峰值，右侧行走马达经过2.58s达到压力峰值。转向稳定阶段，左侧行走马达高压侧压力14.69MPa，右侧行走马达高压侧11.03MPa，通过仿真与试验的对比可知，左侧行走马达稳定压力相差1.65MPa，右侧行走马达压力相差1.96MPa。单边转向工况试验与仿真比较表明，联合仿真试验测试无论是从数值上，还是变化趋势上都比较接近。双边转向：以额定转速空载双边右转向为例，左行走泵控制左行走马达正转，右行走泵控制117右行走马达反转，使得登高车左右两侧的行驶方向相反，大小相等，整车实现原地转向。转向开始时左右两侧马达高压侧压力可以到达22.8MPa，双边转向稳定阶段，左侧马达高压侧均值为16.7MPa，右侧马达高压侧均值12.8MPa，并且左侧驱动轮压力震荡明显。在此工况下，每个驱动轮的转矩、滑移率与滑转率都不相同，并且左右两侧转矩方向相反，左侧转矩为正，右侧转矩为负。

         通过以上分析可知，在双边转向过程中系统压力波动与超调量较大，此时轮胎与地面的相互作用复杂，导致液压驱动系统承受巨大的交变负载作用，此时转向阻力最大。转向初始阶段，左右两侧行走马达压力可达20.11MPa，左侧行走马达经过1.81s压力达到峰值。右侧行走马达经过1.79s达到压力峰值21.33MPa，转向稳定阶段，左侧行走马达高压侧压力15.28MPa，右侧行走马达高压侧17.51MPa，通过仿真与试验的对比可知，两侧马达最大压力相差1.42MPa，左侧行走马达稳定压力相差2.01MPa，右侧行走马达压力相差1.4MPa。双边转向工况试验与仿真比较表明，联合仿真曲线在转向初级阶段的持续时间、两侧系统压力等方面都与试验测试比较无论是趋势还是数值上都比较接近。

       根据理论分析可知，影响设备动态性能的因素有多，故利用多物理场耦合模型分析了影响滑移转向设备的关键因子。分别改变设备的重心位置、轮距与轴距大小，对设备进行动力学分析。得到改变设备几何参数后，系统的运动学特性、负载特性、功率特性。并通过功率分布曲线分析了各子系统的功率占比。为了进一步验证多物理场耦合分析模型的通用性，最后利用该模型对另一款设备进行了仿真分析，并通过试验测试进行了验证。

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