晁智強(qiáng)， 寧初明， 李華瑩， 黃 勇， 韓壽松

(陸軍裝甲兵學(xué)院車輛工程系， 北京 100072)

搶救車是一種具有裝卸和戰(zhàn)場搶修等多種功能的裝甲保障車輛，其作業(yè)裝置具有質(zhì)量大、慣性大和負(fù)載變化復(fù)雜等特點。由于傳統(tǒng)設(shè)計方法和理念的限制，在設(shè)計時多以靜態(tài)特性分析為主，而對動態(tài)特性分析相對較少，且搶救車閥控液壓系統(tǒng)普遍存在發(fā)熱量大、能耗高和效率低等問題[1- 3]。隨著現(xiàn)代戰(zhàn)爭的日益精細(xì)化和戰(zhàn)場任務(wù)的多樣化，要求保障車輛在有限資源條件下盡可能實現(xiàn)部隊?wèi)?zhàn)斗力保障的最大化。因此，有必要對搶救車作業(yè)裝置液壓系統(tǒng)的能耗特性進(jìn)行研究，以精準(zhǔn)分析定位能量耗損的位置和占比情況，從而為升級改進(jìn)搶救車、降低系統(tǒng)的能耗和提高裝備的工作效率提供理論依據(jù)。

當(dāng)前，對工程機(jī)械等重型機(jī)械液壓系統(tǒng)能耗分析多以單獨的數(shù)字仿真研究為主，且大部分是從機(jī)構(gòu)優(yōu)化的角度出發(fā)。而裝置在作業(yè)的過程中，液壓系統(tǒng)的能耗則是系統(tǒng)能耗的主要來源，單純的數(shù)字仿真研究無法準(zhǔn)確有效地模擬作業(yè)裝置的負(fù)載和質(zhì)心位置等隨速度和作業(yè)姿態(tài)的變化情況。如：AMESim雖然能夠構(gòu)建相對完整的液壓系統(tǒng)，但其要模擬機(jī)械結(jié)構(gòu)的運(yùn)動則需與ADAMS等多體動力學(xué)仿真軟件進(jìn)行聯(lián)合，才能更加真實有效地模擬一套完整機(jī)液系統(tǒng)的實際作業(yè)情況，因此存在不同程度的軟件間數(shù)據(jù)傳輸和多系統(tǒng)調(diào)用問題，這必然對系統(tǒng)的仿真速度和效果有所影響[4- 5]。

SimulationX[6- 8]是德國ITI有限公司基于modelica語言開發(fā)的一款用于多學(xué)科領(lǐng)域的高級建模仿真平臺。該軟件不僅包含強(qiáng)大的標(biāo)準(zhǔn)元件庫(如1D 力學(xué)、3D 多體系統(tǒng)、動力傳動系統(tǒng)和控制等領(lǐng)域的元件庫)，還可利用其圖形化二次開發(fā)平臺Type Designer來創(chuàng)建新的模型元件庫。SimulationX將多領(lǐng)域?qū)W科的模型高效地集成于同一系統(tǒng)中，使其可在很大程度上簡化不同領(lǐng)域具體結(jié)構(gòu)間相對運(yùn)動的仿真計算，為機(jī)、電、液等復(fù)雜系統(tǒng)之間的聯(lián)合仿真研究提供了更方便快捷的手段?？紤]到搶救車作業(yè)過程中，液壓執(zhí)行元件速度和位移變化負(fù)載對液壓系統(tǒng)能耗的作用，以及盡可能減小系統(tǒng)仿真的計算量，消除多系統(tǒng)調(diào)用的影響，筆者選用SimulationX構(gòu)建搶救車作業(yè)裝置機(jī)械結(jié)構(gòu)和液壓系統(tǒng)的仿真模型，將搶救車作業(yè)裝置機(jī)械結(jié)構(gòu)模型和液壓系統(tǒng)仿真模型進(jìn)行耦合，進(jìn)而分析研究搶救車作業(yè)過程中的液壓系統(tǒng)能耗特性。

1 搶救車作業(yè)裝置液壓系統(tǒng)工作原理

搶救車作業(yè)裝置液壓系統(tǒng)主要用于驅(qū)動作業(yè)裝置來完成戰(zhàn)場搶修和物資裝卸等戰(zhàn)場保障任務(wù)。本文選用的搶救車作業(yè)裝置液壓系統(tǒng)(簡稱“液壓系統(tǒng)”)為全回轉(zhuǎn)式液壓起吊裝置，屬于典型的傳統(tǒng)閥控液壓系統(tǒng)，其工作原理如圖1所示。液壓系統(tǒng)中主要元部件的作用為：主換向閥為并聯(lián)油路多路閥，它由用于控制伸縮、起升、變幅、回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)動作的4個三位六通換向閥組成；油路中的平衡閥用于使變幅機(jī)構(gòu)和吊臂伸縮機(jī)構(gòu)工作平穩(wěn)可靠；溢流閥3主要用于限速，其設(shè)定開啟壓力為6 MPa，溢流閥4可使伸縮、起升、變幅、回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)免于超載，其設(shè)定開啟壓力為11 MPa；中心回轉(zhuǎn)接頭用于溝通上下車液壓系統(tǒng)，使各油道的連接不受轉(zhuǎn)臺與下車相對運(yùn)動的影響。

該液壓系統(tǒng)的工作過程為：當(dāng)主換向閥處于中位工況時，來自液壓定量泵的油液經(jīng)由多路閥直接流回油箱；當(dāng)主換向閥位于左位或右位工況時，搶救車通過發(fā)動機(jī)將動力傳遞給液壓定量泵，為系統(tǒng)提供所需的動力，油液由液壓定量泵直接流向主換向閥，再供給執(zhí)行元件驅(qū)動執(zhí)行機(jī)構(gòu)完成相應(yīng)的任務(wù)。

2 模型的構(gòu)建

2.1 液壓系統(tǒng)主要元部件數(shù)學(xué)模型

2.1.1 液壓定量泵與多路閥數(shù)學(xué)模型

搶救車作業(yè)裝置液壓系統(tǒng)主要由一臺液壓定量泵(液壓泵)作為動力，其流量主要取決于發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速，則液壓泵的實際輸出流量[9- 10]

Qp=wn·c·Dp·ηm·ηv，

(1)

式中：wn為發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速；c為發(fā)動機(jī)與液壓泵之間的轉(zhuǎn)速比；Dp為液壓泵排量；ηm、ηv分別為液壓泵的機(jī)械效率和容積效率。

忽略液壓油中包含的氣體以及管路的彈性變形，液壓泵的出口壓力

(2)

液壓泵的輸出功率

P1=pp·Qp,

(3)

液壓泵旁路通油道與相對應(yīng)的多路閥旁路通道相串聯(lián)，則經(jīng)過每個通道的流量[11]

(4)

式中：i=PA，PB，AT，BT，為多路閥閥口通道；V1為液壓泵出口管路的容積；Qact為流向執(zhí)行元件的流量；Qby為旁路流量；Qrp為經(jīng)溢流閥流量；Cd為流量系數(shù)；Am為當(dāng)量旁路流通面積；ρ為液壓油的密度；Δpi為多路閥2個閥口間的壓差。

2.1.2 液壓馬達(dá)數(shù)學(xué)模型

搶救車作業(yè)裝置的旋轉(zhuǎn)負(fù)載系統(tǒng)包括回轉(zhuǎn)系統(tǒng)和起升系統(tǒng)，分別采用回轉(zhuǎn)馬達(dá)和起升馬達(dá)驅(qū)動，且2個液壓馬達(dá)均為定量型式，因此二者的建模過程基本一致，這里僅以回轉(zhuǎn)馬達(dá)為例進(jìn)行數(shù)學(xué)建模分析。

液壓馬達(dá)的2個容腔分別與多路閥的A、B閥口相連接，忽略管路中液壓油的流動阻力，則液壓馬達(dá)的輸出轉(zhuǎn)矩T、流量Qsm，液壓馬達(dá)兩腔的壓力pm1和pm2分別為[12]

T=(pm1-pm2)·Dm·η1-Jm·εm-Bm·ωm,

(5)

Qsm=Dm·ωm·η2,

(6)

(7)

(8)

式中：Dm為液壓馬達(dá)排量；ωm為轉(zhuǎn)臺回轉(zhuǎn)角速度；εm為轉(zhuǎn)臺的回轉(zhuǎn)角加速度；Bm為液壓馬達(dá)阻尼系數(shù)；Jm為等效轉(zhuǎn)動慣量；Vm1、Vm2分別為液壓馬達(dá)兩腔與多路閥之間管路的容積；Qm1、Qm2分別為液壓馬達(dá)兩腔的溢流流量；η1、η2分別為液壓馬達(dá)的機(jī)械效率和容積效率。

回轉(zhuǎn)馬達(dá)有效功率為

Psm=T·ωm。

(9)

2.1.3 液壓缸數(shù)學(xué)模型

搶救車作業(yè)裝置直線負(fù)載系統(tǒng)包括變幅系統(tǒng)和伸縮系統(tǒng)，它們分別由變幅油缸和伸縮油缸提供動力。這2個油缸為典型的雙作用液壓缸，由于其建模過程相似，因此僅以變幅油缸為例進(jìn)行分析。液壓缸有桿腔和無桿腔分別與多路閥的A、B閥口相連，忽略管路中液壓油的流動阻力，則變幅油缸的輸出力F、流入無桿腔的流量Qd1和流出有桿腔的流量Qd2，液壓缸無桿腔壓力pd1和有桿腔壓力pd2分別為[13]

(10)

(11)

(12)

(13)

(14)

式中：Ff為變幅油缸活塞與缸體的摩擦力；Li為變幅油缸的內(nèi)泄漏系數(shù)；Bd為變幅油缸阻尼系數(shù)；A1和A2分別為變幅油缸無桿腔和有桿腔的有效工作面積；M活塞質(zhì)量；l分別為活塞桿位移；Vd1和Vd2分別為變幅油缸無桿腔和有桿腔與多路閥之間管路的容積；Qr1和Qr2分別為變幅油缸無桿腔和有桿腔的溢流流量。

變幅油缸有效功率為

(15)

2.2 仿真模型

首先，在Creo中完成搶救車作業(yè)裝置的機(jī)械結(jié)構(gòu)建模，如圖2所示；然后，將此模型導(dǎo)入SimulationX中，根據(jù)數(shù)學(xué)模型建立液壓系統(tǒng)仿真模型，如圖3所示；最后，根據(jù)搶救車的元部件參數(shù)完成仿真模型中各模塊的參數(shù)設(shè)置。

3 液壓系統(tǒng)能耗特性分析

搶救車的工況具有一定周期性特點，因此根據(jù)搶救車的實際作業(yè)工況設(shè)定了一個工作周期的標(biāo)準(zhǔn)工作流程，如圖4所示，以此作為仿真研究的基本工作流程。根據(jù)歸一化后一個工作周期的控制信號(如圖5所示)，分別對空載和重載(400 kg)工況下的系統(tǒng)特性進(jìn)行分析。本文以液壓泵的輸出能量作為系統(tǒng)總能耗。不同負(fù)載工況下液壓系統(tǒng)執(zhí)行機(jī)構(gòu)的速度和主要元部件功率變化規(guī)律相差不大，因此本文主要對空載工況下液壓系統(tǒng)執(zhí)行機(jī)構(gòu)的速度和功率變化情況進(jìn)行分析，然后再對不同負(fù)載工況下主要元部件的能耗占比情況進(jìn)行分析。

圖6為空載工況下?lián)尵溶囎鳂I(yè)裝置各執(zhí)行機(jī)構(gòu)速度和功率變化曲線?？梢钥闯觯?/p>

1) 回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)中，左、右轉(zhuǎn)速分別約為0.3、0.32 rad/s，其右轉(zhuǎn)速稍大。這主要是因為：右轉(zhuǎn)過程中吊臂有一定傾角，使得回轉(zhuǎn)馬達(dá)驅(qū)動的負(fù)載相對減小，主油路壓力也相應(yīng)減小，進(jìn)而使得溢流閥3的開口變小，更多的油液流向了回轉(zhuǎn)馬達(dá)的高壓腔。

2) 起升機(jī)構(gòu)中，收、放繩速度基本穩(wěn)定在0.165 m/s。

3) 變幅機(jī)構(gòu)中，舉臂速度從0.036 5 m/s增加到0.040 5 m/s，這是因為舉臂過程中吊臂傾角逐漸增大，變幅油缸的負(fù)載相對減小，從而使得無桿腔的壓力相對變小，進(jìn)而降低了主油路壓力，使得溢流閥3的開口變小，更多的油液直接流進(jìn)了變幅油缸無桿腔；落臂速度從0.015 m/s增加到0.016 5 m/s，這是因為負(fù)載對變幅油缸的作用力隨著吊臂傾角的減小逐漸增強(qiáng)，使得有桿腔所需壓力相對減小，進(jìn)而降低了主油路壓力，使得溢流閥3的開口變小，更多的油液直接流進(jìn)了變幅油缸有桿腔。

4) 伸縮機(jī)構(gòu)中，伸、收臂速度基本分別穩(wěn)定在0.072、0.033 m/s。

5)執(zhí)行機(jī)構(gòu)的功率變化規(guī)律與速度變化規(guī)律基本一致，但各執(zhí)行機(jī)構(gòu)在工作過程中均出現(xiàn)了負(fù)功率狀態(tài)。由式(9)、(15)可知：這主要是因為負(fù)載作用力與執(zhí)行機(jī)構(gòu)運(yùn)動方向相一致。這部分負(fù)功率是能量回收的重點，而在搶救車的閥控系統(tǒng)中卻被轉(zhuǎn)化成“熱能”損失掉了。

圖7為空載工況下液壓系統(tǒng)各主要部分功率變化曲線。可以看出：液壓系統(tǒng)的泵輸出功率始終遠(yuǎn)大于執(zhí)行機(jī)構(gòu)的有效功率;多路閥損失功率和溢流等其他損失功率占較大比例。

造成液壓系統(tǒng)損失功率較大的原因主要為：

1) 溢流閥3的開啟壓力相對較小，當(dāng)液壓系統(tǒng)工作時溢流閥3部分開啟，大量油液經(jīng)由溢流閥3直接回流到油箱，造成較大功率損耗(從黑色局部放大圖可以看出，液壓系統(tǒng)的溢流等其他損失功率遠(yuǎn)大于執(zhí)行機(jī)構(gòu)有效功率)；

2) 當(dāng)液壓系統(tǒng)工作時，多路閥損失功率較大，甚至部分階段的多路閥損失功率大于執(zhí)行機(jī)構(gòu)有效功率，使得多路閥旁路節(jié)流損失較大；

3) 當(dāng)液壓系統(tǒng)不工作時，油液則直接經(jīng)由多路閥流回油箱(由紅色局部放大圖可以看出，泵輸出功率基本上等于其他損失功率(多路閥中位工況損失功率))，因而造成了大量的功率損耗。

圖8為空載、重載工況下液壓系統(tǒng)能耗分布圖?？梢钥闯觯涸诳蛰d、重載工況下，多路閥損失能耗分別占據(jù)了液壓系統(tǒng)總能耗的13.72%、10.06%，執(zhí)行機(jī)構(gòu)有效能耗分別占據(jù)了液壓系統(tǒng)總能耗的15.62%、10.35%，溢流等其他損失能耗分別占據(jù)了液壓系統(tǒng)總能耗的70.66%、79.59%。

與空載工況下相比，重載工況下液壓系統(tǒng)執(zhí)行機(jī)構(gòu)有效能耗占液壓系統(tǒng)總能耗的比例有所下降，這主要是因為：隨著液壓系統(tǒng)負(fù)載的增大，主油路壓力也相應(yīng)增大，進(jìn)而使得溢流閥3的開口變大，更多的油液經(jīng)由溢流閥3直接流回油箱，導(dǎo)致溢流損失增大，從而使得執(zhí)行機(jī)構(gòu)有效能耗相對減小。

重載工況下執(zhí)行結(jié)構(gòu)有效能耗雖然相對變小，但空載、重載工況下的多路閥損失能耗占比和執(zhí)行機(jī)構(gòu)有效能耗占比相當(dāng)，且系統(tǒng)的總能耗損失占據(jù)系統(tǒng)能量的80%以上。因此，有必要采取相應(yīng)的液壓節(jié)能措施來降低液壓系統(tǒng)多路閥損失和溢流等其他損失，以提高液壓系統(tǒng)的能量利用率和工作效率。

4 節(jié)能對策

通過上述2種工況的能耗對比分析可知：搶救車作業(yè)裝置中有大量能量耗散于溢流閥和多路閥，僅有一小部分的系統(tǒng)輸出能量作用于執(zhí)行機(jī)構(gòu)，且被耗散的這部分能量有相當(dāng)一部分是潛在的可回收能量，即系統(tǒng)具有較大的能量回收再利用潛力。因此，筆者提出以下措施，用于閥控液壓系統(tǒng)的節(jié)能系統(tǒng)改造：

1) 取消閥控液壓系統(tǒng)中用于限流、限速的溢流閥3及用于節(jié)流調(diào)速控制的多路閥，采用閉式容積調(diào)速系統(tǒng)替代現(xiàn)有的開式閥控液壓系統(tǒng)，以減小甚至消除系統(tǒng)的溢流損失和節(jié)流損失，從而有效降低系統(tǒng)能耗；

2) 對閥控液壓系統(tǒng)中旋轉(zhuǎn)和直線負(fù)載端的潛在可回收能量進(jìn)行回收再利用，即采用合適的儲能元件與主泵組成混合動力源，并制定切實有效的能量管理策略，實現(xiàn)主泵輸出能量與回收能量的高效切換，以減少液壓系統(tǒng)的主泵輸出能量，降低系統(tǒng)的總能耗，從而有效提高系統(tǒng)能量利用率。

5 結(jié)論

通過分析搶救車作業(yè)裝置液壓系統(tǒng)的工作原理，建立了該液壓系統(tǒng)的數(shù)學(xué)和仿真模型，并對其在設(shè)定的標(biāo)準(zhǔn)工作流程下空載、重載工況的能耗特性進(jìn)行了研究。結(jié)果表明：搶救車作業(yè)裝置液壓系統(tǒng)在空載工況下的執(zhí)行機(jī)構(gòu)速度和功率變化規(guī)律基本一致；在空載、重載工況下，多路閥損失能耗和溢流等其他損失能耗始終占液壓系統(tǒng)總能耗較大比例；與空載工況下相比，重載工況下的液壓系統(tǒng)執(zhí)行機(jī)構(gòu)的有效能耗較小。

針對液壓系統(tǒng)能耗特性分析結(jié)果，筆者提出了有針對性的節(jié)能對策，以降低液壓系統(tǒng)能耗和提高系統(tǒng)能量利用率。