張偉杰，汪國勝，2，郭 勇

(1.湖南科技大學 機電工程學院， 湖南 湘潭 411201； 2.中國北方車輛研究所， 北京 100072)

1 引言

坦克裝甲車輛行駛路況復雜惡劣，從而導致其懸掛系統(tǒng)振動劇烈，再加上車體重量較大，且與路面多點接觸，因此具有巨大的能量回收潛力，如果能夠高效率回收懸掛振動能量，將其用于主動懸掛以及車內(nèi)其他電氣系統(tǒng)，可以有效提升坦克裝甲車輛的能源利用效率，進而提升車輛續(xù)航能力等綜合性能。饋能懸掛系統(tǒng)在實現(xiàn)高性能減振的同時能夠回收懸掛系統(tǒng)振動產(chǎn)生的能量，因此對坦克裝甲車輛進行饋能懸掛系統(tǒng)研究具有重要的意義。

國內(nèi)外學者對饋能懸掛系統(tǒng)進行了探索性研究，并分析了各參數(shù)對其阻尼特性的影響。Okada等[1]提出了一種電磁饋能懸掛系統(tǒng)，采用直線電機來回收減振器的能量。Suda等[2]在采用滾珠絲杠式電磁阻尼器的基礎上，增加了行星增速機構來提高饋能，通過仿真證明車輛在C級路面以80 km/h的速度行駛時，能量回收功率可達15.3 W。Lei等[3]設計了一種電磁式饋能減振器，在懸掛速度為0.25～0.5 m/s時，饋能減振器可達到16～64 W的能量回收功率。喻凡等[4-6]提出了一種基于滾珠絲杠和永磁無刷電動機的主動懸掛作動器，通過研制樣機進行臺架試驗驗證了該結構的可行性，并對影響系統(tǒng)懸掛性能的外部參數(shù)進行了綜合分析以及優(yōu)化。于長森等[7-8]設計了一種齒輪齒條機構結合DV伺服電機的饋能懸掛系統(tǒng)，并且通過仿真分析了其主要參數(shù)對懸掛性能的影響。汪國勝等[9]針對特種車輛電磁饋能懸掛系統(tǒng)設計了半主動控制實現(xiàn)方案，通過仿真驗證其能量回收功率可達200 W以上。張玉新等[10-11]提出了一種機-電-液半主動懸掛系統(tǒng)，通過仿真和臺架試驗驗證了該懸掛系統(tǒng)的減振性能和饋能特性。試驗結果表明：該系統(tǒng)在0.52 m/s的速度，10 Ω外部負載條件下的平均能量回收功率為110.6 W。過學訊等[12-13]設計了一種具有整流回路的電液饋能式減振器，并綜合分析了各參數(shù)對其懸掛性能的影響，通過臺架試驗驗證在電流調(diào)整為30 A時能量回收功率為51.94 W。周創(chuàng)輝等[14]通過仿真以及臺架試驗進行了液電饋能式懸架靈敏度分析，并對液壓參數(shù)進行了優(yōu)化。

通過分析上述研究可知，目前的機-電饋能懸掛系統(tǒng)以及電-液饋能懸掛系統(tǒng)雖能實現(xiàn)能量回收，但其能量回收功率只能達到幾十瓦到幾百瓦，在考慮坦克裝甲車輛懸掛系統(tǒng)緊湊設計且不擴大體積的前提下，其遠遠無法滿足坦克裝甲車輛能量回收功率的需求。因此，本文提出了一種適用于坦克裝甲車輛的機-電-液饋能懸掛系統(tǒng)方案，根據(jù)系統(tǒng)工作原理建立系統(tǒng)數(shù)學模型并搭建仿真模型，通過仿真驗證機-電-液饋能懸掛系統(tǒng)的阻尼特性以及饋能特性，并分析主要系統(tǒng)參數(shù)對懸掛系統(tǒng)性能的影響。

2 機-電-液饋能懸掛系統(tǒng)工作原理

本文所研究的機-電-液懸掛系統(tǒng)主要由彈性元件、主動作動器和電氣控制系統(tǒng)等組成，其中主動作動器主要由旋轉液壓執(zhí)行器、液壓換向器、液壓變速/泵/馬達、能量回收單元等組成，其中能量回收單元包括永磁電機、能量回收回路以及電池，為便于分析可將永磁電機簡化為理想電機、內(nèi)電阻和內(nèi)電感，將電池等效為一個可變的外阻，其結構示意圖如圖1。

圖1 機-電-液懸掛系統(tǒng)結構示意圖Fig.1 Structural diagram of mechanical electro hydraulic suspension system

在半主動與被動工況下，作動器主要是將地面激勵轉化為電機旋轉并驅動電機發(fā)電，能量傳遞路線為：負重輪的振動→平衡肘反復擺動→作動器→花鍵連接套→永磁電機轉子旋轉→電能，此時永磁電機處于發(fā)電機狀態(tài)，通過電磁作用將動能轉化為電能供坦克裝甲車輛電器使用或儲存于車載電池中，完成能量回收；在主動工況下，作動器主要是將電能通過液壓介質轉化成機械能，驅動由葉片減振器改進而成的旋轉液壓執(zhí)行器動作，提高整個懸掛的控制力矩與控制效果，能量傳遞路線為：電能→永磁電機轉子旋轉→花鍵連接套→作動器→平衡肘擺動→負重輪運動，此時永磁電機處于電動機狀態(tài)，消耗電量主動做功將電能轉換為負重輪的動能，完成主動減振。該系統(tǒng)利用電氣控制系統(tǒng)完成能量管理控制以及懸掛被動、半主動和主動模式之間的切換，進一步提升懸掛系統(tǒng)減振性能和能量回收效果。

機-電-液饋能懸掛系統(tǒng)新型懸掛作動器由旋轉液壓執(zhí)行器、液壓換向器和液壓變速/泵/馬達等組成，可解決液壓整流、轉速匹配以及結構緊湊3個問題，其工作原理如圖2所示。其中液壓換向器在液壓回路中起換向作用，通過液壓整流實現(xiàn)從旋轉液壓執(zhí)行器流出的液壓油總能朝一個方向流入液壓變速/泵/馬達，進而驅動液壓變速/泵/馬達朝一個方向旋轉，帶動發(fā)電機發(fā)電。為了增加結構緊湊性，液壓換向器的4個單向閥分別布置在旋轉液壓執(zhí)行器中的2個隔板上，以實現(xiàn)4個腔室的兩兩互通換向，如圖3(a)所示。

圖2 機-電-液懸掛作動器工作原理示意圖Fig.2 Operating principle of mechanical electro hydraulic suspension actuator

圖3 機-電-液懸掛作動器示意圖Fig.3 Mechanical electro hydraulic suspension actuator

液壓變速/泵/馬達是一個可同時實現(xiàn)變速器、液壓泵和液壓馬達功能的裝置，懸掛主動做功時作為液壓泵使用，起減速增扭作用；半主動控制或被動模式時作為液壓馬達使用，起增速減扭作用。在液壓變速/泵/馬達結構設計中，中心輪、行星輪和偏心輸出軸組成一個少齒差行星齒輪傳動機構，當中心輪和行星輪齒數(shù)相差較小時，可獲得較大的傳動比，在被動/半主動工況下通過增速減扭不但能有助于減小后端永磁性發(fā)電機的體積、重量與輸出扭矩等設計要求，還可提高后端的電能量回收效率與回收功率。其傳動比i如式(1)所示：

(1)

式(1)中：ωH為偏心輸出軸轉速；ω2為行星輪轉速；Z1為中心輪齒數(shù)；Z2為行星輪齒數(shù)。

機-電-液懸掛作動器功能集中，結構緊湊，在不增加自身結構體積的前提下可減小后端永磁性發(fā)電機的體積，與此同時最大程度減少機械傳遞鏈路，液壓回路中的液壓油以及各彈性元件可有效緩沖反向沖擊，其效果圖如圖3所示。

3 機-電-液饋能懸掛系統(tǒng)模型

為分析機-電-液饋能懸掛系統(tǒng)的阻尼特性以及饋能特性，根據(jù)系統(tǒng)工作原理框圖，建立數(shù)學模型，并在AMEsim軟件中搭建仿真模型進行分析。

3.1 系統(tǒng)阻尼力

由圖2可知，從旋轉液壓執(zhí)行器流出的液壓油經(jīng)液壓換向器整流總能驅動液壓變速/泵/馬達單向旋轉，進而帶動永磁電機發(fā)電。通過研究單向閥、液壓管道、液壓馬達的壓降來建立液壓系統(tǒng)的數(shù)學模型。

單向閥的節(jié)流口相當于一個薄壁孔，因此可以根據(jù)薄壁小孔公式計算通過單向閥的流量，如式(2)所示:

(2)

因此，第i個單向閥兩端的壓降ΔPvalvei如式(3)所示：

(3)

假設在機-電-液饋能懸掛系統(tǒng)中所有油液在液壓管路中的流動均為層流狀態(tài)。忽略液壓管路局部壓力損失，只考慮沿程壓力損失，可得液壓管路的壓降ΔPpipe，如式(4)所示：

(4)

式(4)中：μ為油液動力黏度；dpipe和lpipe分別為液壓管路直徑與長度；Qpipe為液壓管路流量。

能量回收單元包括永磁電機、能量回收回路以及電池，為便于分析可將永磁電機簡化為理想電機、內(nèi)電阻和內(nèi)電感，將電池等效為一個可變的外阻，其等效模型示意圖如圖1所示。從旋轉液壓執(zhí)行器流出的高壓液壓油經(jīng)液壓換向器液壓整流后驅動液壓馬達，液壓馬達的轉速ωmotor和扭矩Tmotor可分別由式(5)和式(6)計算：

ωmotor=(2πQmotor/q)ηv2

(5)

Tmotor=(ΔPmotorq/2π)ηm

(6)

其中：ωmotor為液壓馬達轉速；Tmotor為液壓馬達扭矩；Qmotor為流過液壓馬達的流量；q為液壓馬達的排量；ΔPmotor為液壓馬達出入口壓降；ηv2和ηm分別為液壓馬達的容積效率和機械效率。

在半主動/被動工況下，發(fā)電機的轉速和扭矩分別如式(7)和式(8)所示：

ωgenerator=iωmotor

(7)

Tgenerator=Tmotor/i

(8)

其中：ωgenerator為發(fā)電機轉速；Tgenerator為發(fā)電機扭矩；i為少齒差行星齒輪傳動比。

發(fā)電機的輸出電壓Uemf和輸入扭矩Tgenerator分別如式(9)和式(10)所示：

Uemf=keωgenerator

(9)

(10)

其中：Uemf為發(fā)電機的輸出電壓；Tgenerator為發(fā)電機的輸入扭矩；ke和kt分別為發(fā)電機的電動勢常數(shù)和扭矩常數(shù)；Jg為發(fā)電機的轉動慣量，I為發(fā)電機的輸出電流。

根據(jù)基爾霍夫電壓定律，發(fā)電機輸出電壓可由式(11)表示：

(11)

式中：Lin和Rin分別為發(fā)電機的內(nèi)部電感和內(nèi)部電阻，電動機的內(nèi)部電感一般可忽略不計，Rex為發(fā)電機的外部電阻。

液壓馬達的出入口壓差與流量之間的關系如式(12)所示：

(12)

式中：ΔPmotor為液壓馬達出入口壓差；Qmotor為液壓馬達流量。

發(fā)電機轉子的慣性Jg可與液壓泵一起視為等效慣性。因此可將液壓泵的壓降簡化，如式(13)所示：

(13)

由旋轉液壓執(zhí)行器的工作原理知，減振器工作時葉片在殼體內(nèi)旋轉，理想情況下工作腔內(nèi)液體的總流量等于單位時間內(nèi)葉片所掃過的體積。葉片工作高度b的葉片一側流向另一側的液體流量Qvane可由式(14)計算：

(14)

式中：Qvane為旋轉液壓執(zhí)行器流量；b為葉片工作高度；rb為旋轉液壓執(zhí)行器連接臂的長度；v為外端切線速度；Dw為旋轉液壓執(zhí)行器外徑；Dn為旋轉液壓執(zhí)行器內(nèi)徑。

由圖2所示的液壓回路可得被動/半主動工況下液壓回路中液壓油流經(jīng)各元件的流量，如式(15)所示：

Qvalve=Qpipe=Qmotor=ηv1Qvane

(15)

式中：Qvalve為液壓油流經(jīng)液壓換向器的流量，可等效為流經(jīng)一個單向閥的流量；ηv1為旋轉液壓執(zhí)行器容積效率。

在半主動工況下，旋轉液壓執(zhí)行器內(nèi)油液壓力如式(16)所示：

(16)

系統(tǒng)的阻尼力FD如式(17)所示：

(17)

3.2 系統(tǒng)能量回收功率

發(fā)電機的輸出電流I可求解式(6)、式(8)、式(13)、式(14)得，如式(18)所示：

(18)

因此，機-電-液饋能懸架的能量回收功率如式(19)所示：

(19)

3.3 仿真模型

在AMEsim中考慮溫度作用，根據(jù)機-電-液懸掛半主動/被動控制原理，采用熱液壓泵/馬達元件模擬旋轉液壓執(zhí)行器和液壓變速/泵/馬達，用齒輪傳動模擬液壓變速/泵/馬達的增速效果，H橋布置熱液單向閥模擬液壓換向器，搭建機-電-液懸掛流、固、熱耦合模型?？紤]電磁耦合作用，選用end_Syschronous Machine模擬永磁發(fā)電機，利用Average 3 Phase Inverter模擬發(fā)電機三相整流，采用電感、電容、Boost橋電路模塊等搭建PWM控制整流模塊與升壓模塊、濾波電路與高壓電池組，搭建機-電-液懸掛被動或半主動控制模型。AMEsim模型中的輸入為旋轉液壓執(zhí)行器的轉速，輸出為液壓變速/泵/馬達的轉速，搭建完成機-電-液饋能懸掛系統(tǒng)流、固、熱、磁多場耦合分析模型。

液壓變速/泵/馬達的增速效果通過設置齒輪傳動裝置模擬，其傳動比按照少齒差行星齒輪傳動比公式(1)計算。系統(tǒng)的慣性力矩以及摩擦力矩等效加載至電機軸上，等效轉動慣量如式(20)所示：

(20)

式中：J為系統(tǒng)等效轉動慣量；Jy為旋轉液壓執(zhí)行器回轉部件等效轉動慣量；Jm為液壓變速/泵/馬達等效轉動慣量；i為少齒差行星齒輪 傳動比；i1為旋轉液壓執(zhí)行器回轉軸與永磁發(fā)電機回轉軸轉速比，i1=i·qy/qm(qy為旋轉液壓執(zhí)行器等效排量;qm為液壓變速/泵/馬達等效排量)；Jd為永磁電機回轉部件等效轉動慣量。

等效摩擦扭矩如式(21)所示：

(21)

式中:Tf為系統(tǒng)等效摩擦扭矩；Tfy為旋轉液壓執(zhí)行器所受阻力扭矩；Tfm為液壓變速/泵/馬達所受阻力扭矩；Tfd為永磁電機所受阻力扭矩;Tf和Tfy根據(jù)液壓元件的啟動壓力進行設定；Tfd由永磁電機機械效率η和額定扭矩Te確定，如式(22)所示：

Tfd=Te(1-η)

(22)

旋轉液壓執(zhí)行器和液壓變速/泵/馬達空腔起液壓油存儲作用，其作用通過液容模擬。

考慮泵/馬達間隙搭建Fluent模型分析得到進出口速度，算出葉片減振器以及泵/馬達排量，根據(jù)設計尺寸，分析計算得出各主要參數(shù)理論數(shù)值如表1所示。

表1 系統(tǒng)主要參數(shù)

4 系統(tǒng)性能分析

4.1 懸掛系統(tǒng)外特性分析

饋能懸掛系統(tǒng)是一種具有能量回收功能的特殊懸掛，其首要作用仍然是減振隔振，提高坦克裝甲車輛的行駛平順性，在此前提下研究其饋能特性才具有實際意義?；诖罱ǖ腁MEsim流、固、熱、磁多場耦合分析模型，分析在不同正弦激勵頻率以及不同轉角幅值下懸掛系統(tǒng)的阻尼特性。

當正弦激勵頻率為0.5 Hz，旋轉液壓執(zhí)行器轉角幅值由±10°～±50°變化時，系統(tǒng)的示功特性圖以及速度特性曲線如圖4所示；當旋轉液壓執(zhí)行器轉角幅值為±50°，正弦激勵頻率由0.5～5.0 Hz變化時，最大懸掛速度在0.69～6.91 m/s內(nèi)變化，系統(tǒng)的示功特性圖以及速度特性曲線如圖5所示。旋轉液壓執(zhí)行器轉角幅值在±10°～±50°變化時，系統(tǒng)最大阻尼力由9.95 kN增大至30.21 kN，阻尼力增大2.04倍，系統(tǒng)的最大阻尼力隨轉角幅值的增大而增大，在不同的外部激勵下，懸掛系統(tǒng)阻尼力特性曲線圓滑，機-電-液饋能懸掛系統(tǒng)具有良好的阻尼特性。

圖4 不同轉角幅值下系統(tǒng)阻尼特性曲線Fig.4 Damping characteristics of system at different angular amplitudes

圖5 不同頻率下系統(tǒng)阻尼特性曲線Fig.5 Damping characteristics of system at different frequencies

4.2 參數(shù)對懸掛系統(tǒng)性能的影響

仿真模型所取參數(shù)是經(jīng)計算得出的理論數(shù)據(jù)，但坦克裝甲車輛行駛路況復雜多變，所選參數(shù)在不同路況下并不一定是最優(yōu)參數(shù)。參數(shù)選取時要同時兼顧減振性能與饋能能力，分析主要參數(shù)變化對系統(tǒng)性能的影響，為接下來進行參數(shù)優(yōu)化以達最佳綜合性能提供重要指導作用。

根據(jù)機-電-液饋能懸掛系統(tǒng)數(shù)學模型，選取對系統(tǒng)性能影響較大的旋轉液壓執(zhí)行器排量、液壓泵/馬達排量、少齒差行星齒輪傳動比和液壓泵/馬達容積效率4個參數(shù)，將其數(shù)值較初始值變化10%，參數(shù)取值范圍如表2所示，其他參數(shù)不變。為清晰顯示所選參數(shù)對系統(tǒng)阻尼特性與饋能特性的影響規(guī)律，以轉角幅值為±50°，激勵頻率為0.5 Hz的低頻正弦位移激勵的理想工況為例進行分析，正弦激勵為0.5 Hz時最大懸掛速度為0.69 m/s。一個周期的能量回收效率如式(23)所示：

(23)

式中：η為一個周期的能量回收效率；p為充電功率；Tfd為旋轉液壓執(zhí)行器輸出扭矩；ω為旋轉液壓執(zhí)行器轉速；T為滿行程運動周期。

表2 參數(shù)取值范圍

如圖6所示，旋轉液壓執(zhí)行器排量與系統(tǒng)阻尼力和系統(tǒng)能量回收功率成正相關，在旋轉液壓執(zhí)行器排量由3 000～5 400 ml·r-1變化時，系統(tǒng)最大阻尼力由23.01 kN增大到37.77 kN，系統(tǒng)平均能量回收功率由4 989.3 W增大到8 519.2 W；如圖7所示，液壓變速/泵/馬達排量與系統(tǒng)阻尼力和能量回收功率成反比，在液壓變速/泵/馬達排量由310～470 ml·r-1變化時，系統(tǒng)最大阻尼力由39.57 kN降低到24.16 kN，系統(tǒng)平均能量回收功率由8 412.6 W降低至4 755.6 W；如圖8所示，液壓變速/泵/馬達傳動比與系統(tǒng)阻尼力和系統(tǒng)能量回收功率成正比，在液壓變速/泵/馬達傳動比由9.2～13.8變化時，系統(tǒng)最大阻尼力由23.12 kN增大到37.87 kN，系統(tǒng)平均能量回收功率由8 613.2 W增大到4 912 W。三者對系統(tǒng)的能量回收效率影響不大，在正弦激勵頻率為0.5 Hz的理想工況下，可達到50%以上的平均能量回收效率。

圖6 旋轉液壓執(zhí)行器排量對系統(tǒng)性能影響曲線

圖7 液壓泵/馬達排量對系統(tǒng)性能影響曲線Fig.7 The influence of hydraulic variable speed/pump/motor displacement on system performance

圖8 少齒差行星齒輪傳動比對系統(tǒng)性能影響曲線Fig.8 The influence of hydraulic variable speed/pump/motor increase ratio on system performance

在工作過程中由于泄露會導致液壓變速/泵/馬達容積效率降低，在不同液壓變速/泵/馬達容積效率下，系統(tǒng)的阻尼特性與饋能特性如圖9所示，具體數(shù)值如表3所示。液壓泵/馬達容積效率對系統(tǒng)的阻尼特性影響不大，在容積效率在0.95減少到0.55時，系統(tǒng)最大阻尼力由30.61 kN降低至25.08 kN。液壓泵/馬達容積效率對懸掛系統(tǒng)饋能特性有較大影響，在容積效率由0.95～0.55變化時，系統(tǒng)平均能量回收功率由7 335.0 W降低至3 278.3 W，平均能量回收效率由61.37%降低至36.49%，系統(tǒng)平均能量回收功率和平均能量回收效率隨泵/馬達容積效率的降低而顯著下降。液壓泵/馬達容積效率是保證饋能懸掛系統(tǒng)高能量回收功率的關鍵參數(shù)，設法降低液壓泵/馬達泄漏，提高容積效率是保證機-電-液饋能懸掛系統(tǒng)高饋能功率的關鍵。

表3 不同液壓泵/馬達容積效率下系統(tǒng)主要參數(shù)

圖9 液壓泵/馬達容積效率對系統(tǒng)性能影響曲線Fig.9 The influence of hydraulic variable speed/pump/motor volumetric efficiency on system performance

4 結論

1) 新型懸掛作動器的主要結構液壓換向器和液壓變速/泵/馬達成功解決了液壓整流以及轉速匹配難題，實現(xiàn)功能高度集中，達到結構緊湊的目標，系統(tǒng)內(nèi)的彈性元件可緩沖反向沖擊；

2) 在不同的起伏路面激勵振幅以及激勵頻率下懸掛系統(tǒng)示功特性曲線圓滑，最大阻尼力隨路面激勵振幅的增大而增大，具有良好的阻尼特性；

3) 旋轉液壓執(zhí)行器排量、液壓變速/泵/馬達排量以及少齒差行星齒輪傳動比是影響系統(tǒng)阻尼特性的主要參數(shù)，旋轉液壓執(zhí)行器排量和少齒差行星齒輪傳動比與系統(tǒng)阻尼力成正比，液壓變速/泵/馬達排量與系統(tǒng)阻尼力成反比，三者對系統(tǒng)的能量回收效率影響不大，在0.5 Hz低頻激勵的理想工況下均可以50%以上的能量回收效率達到較高能量回收功率；

4) 液壓變速/泵/馬達容積效率是影響系統(tǒng)饋能特性的主要參數(shù)，系統(tǒng)能量回收功率和能量回收效率隨液壓變速/泵/馬達容積效率的降低而顯著下降，在低頻正弦激勵工況下容積效率在0.95～0.55時，系統(tǒng)平均能量回收效率由61.37%降低至36.49%，減小變速/泵/馬達泄漏提高容積效率是保證機-電-液饋能懸掛系統(tǒng)高效能量回收的關鍵。