七軸全地面起重機(jī)電液助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗分析*

杜 恒,洪 越,劉曉陽(yáng),舒 月,李雨錚

(1.福州大學(xué) 機(jī)械工程及自動(dòng)化學(xué)院,福建 福州 350108;2.福州大學(xué) 流體動(dòng)力與電液智能控制福建省高校重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,福建 福州 350108)

0 引 言

隨著全球能源問題與環(huán)境問題的日益突出,重型車輛/起重機(jī)的節(jié)能逐步成為工業(yè)和軍事領(lǐng)域密切關(guān)注的焦點(diǎn)。但由于電液助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)存在高能耗、低效率的問題,因此對(duì)重型車輛/起重機(jī)的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗進(jìn)行分析是很有必要的,可以為以后的節(jié)能方案研究提供理論依據(jù)。近年來,許多學(xué)者針對(duì)液壓系統(tǒng)及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的能耗研究做了大量的工作[1-4]。

重型車輛/起重機(jī)多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)由多組閥控雙串聯(lián)助力缸液壓系統(tǒng)組成,所以可借鑒一般液壓系統(tǒng)研究方法。學(xué)者們已經(jīng)在這方面做了許多寶貴的研究。MANRING N D等人[5]通過對(duì)開放式四通閥控制雙桿雙作用線性對(duì)稱缸模型的研究,分析了閥控液壓系統(tǒng)效率并且獲得對(duì)稱缸的無量綱效率圖,得到了線性液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)效率相當(dāng)?shù)偷慕Y(jié)論。該研究為典型的閥控缸能耗分析提供了方法。ZIMMERMAN J D等人[6]基于挖掘機(jī)的典型工作循環(huán),分析了有關(guān)負(fù)載敏感挖掘機(jī)液壓系統(tǒng)的能耗,并進(jìn)一步分析了挖掘機(jī)各種操作過程下的能量消耗以及各部分的能量分配,如執(zhí)行機(jī)構(gòu)、控制閥、液壓泵等。

以上針對(duì)常見液壓系統(tǒng)的研究方法對(duì)分析多軸電液助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)提供了很好的借鑒作用。

在研究影響轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗的因素方面,DAHER N等人[7]基于重型車輛轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的閥控單缸模型,分析了轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的能耗,發(fā)現(xiàn)傳統(tǒng)閥控液壓系統(tǒng)的能量損失主要集中在閥口處。李九靈等人[8]基于電液助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng),研究了各主要參數(shù)在不同路況下的能耗變化規(guī)律,進(jìn)而找到了對(duì)電液助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)(EHPS)系統(tǒng)能耗起最大影響的關(guān)鍵參數(shù);WELLENZOHN M等人[9]對(duì)液壓、電液、電動(dòng)3種不同類型轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)進(jìn)行了分析,并分析了3種轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的能耗。但是上述研究都是針對(duì)單軸的轉(zhuǎn)向系統(tǒng),并未從整車的角度分析多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的能耗特性。

車輛的能耗分析應(yīng)以某一駕駛循環(huán)為基準(zhǔn),我國(guó)常用的車輛能耗測(cè)試循環(huán)為新歐洲駕駛循環(huán)(new European driving cycle,NEDC)與全球輕型車測(cè)試循環(huán)(world light vehicle test cycle,WLTC)[10-13]。在車輛轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的能耗分析中,駕駛循環(huán)還應(yīng)包含轉(zhuǎn)向信息。但是,現(xiàn)有常用的駕駛循環(huán)并沒有包含轉(zhuǎn)向信息,難以直接用于分析轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗。因此,基于NEDC,加入與之匹配的轉(zhuǎn)向循環(huán),可以組成一個(gè)分析轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗的駕駛循環(huán)。

在分析單軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗之后,研究學(xué)者結(jié)合車輛行駛工況對(duì)多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行了研究。江浩斌等人[14]設(shè)計(jì)了一種新型電控液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)(electronically controlled hydraulic power steering,ECHPS)系統(tǒng),在怠速、加速、高速直行、低速轉(zhuǎn)角等的工況下,仿真分析了ECHPS系統(tǒng)的功耗。GUPTA V V等人[15]基于城市駕駛循環(huán),對(duì)比了EHPS系統(tǒng)與發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的能耗,并在車輛中進(jìn)行了試驗(yàn)測(cè)試,得到了轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的能耗。YU L Y等人[16]根據(jù)實(shí)際車輛的行駛情況,并考慮了轉(zhuǎn)角及轉(zhuǎn)向阻力信號(hào),從而測(cè)得了車輛在低速和高速行駛下轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的能耗情況。

以上研究對(duì)不同工況下車輛轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的能耗進(jìn)行了很有價(jià)值的分析,但并未考慮泵源壓力等油源因素對(duì)多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗和效率的影響。

針對(duì)以上問題,以七軸起重機(jī)為對(duì)象,筆者通過分析單軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型,建立單軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗模型,基于單軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模型與Ackerman轉(zhuǎn)向定理,推導(dǎo)出多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的能耗模型,并為轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)一個(gè)能耗測(cè)試循環(huán),以分析起重機(jī)在行駛工況下多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的能耗特性,通過仿真驗(yàn)證上述對(duì)起重機(jī)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗的分析;最后設(shè)計(jì)一種適用于起重機(jī)多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的多級(jí)壓力源切換的轉(zhuǎn)向節(jié)能方案。

1 多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗建模

在重型車輛/起重機(jī)多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中,由于各轉(zhuǎn)向軸結(jié)構(gòu)與工作原理一致,且相互獨(dú)立互不影響,筆者基于電液助力式轉(zhuǎn)向系統(tǒng),先通過分析其機(jī)械結(jié)構(gòu)和液壓系統(tǒng)的原理,建立單軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型與能耗模型,再根據(jù)Ackerman轉(zhuǎn)向定理分析各軸轉(zhuǎn)角關(guān)系,聯(lián)立各軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗模型,便可得到多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗模型。

1.1 電液助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型

電液助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)示意圖如圖1所示。

圖1 電控液壓助力式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)示意圖1—輪胎;2—轉(zhuǎn)向節(jié);3—伺服比例閥;4—車橋;5—轉(zhuǎn)向助力缸;6—轉(zhuǎn)向橫拉桿;7—轉(zhuǎn)向節(jié)臂

電液助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要是通過檢測(cè)轉(zhuǎn)角信號(hào)來控制液壓系統(tǒng),為轉(zhuǎn)向系統(tǒng)提供壓力和流量,驅(qū)動(dòng)機(jī)械機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)向。其主要工作過程為:

液壓系統(tǒng)接收轉(zhuǎn)角信號(hào),通過伺服比例閥控制串聯(lián)的雙轉(zhuǎn)向助力缸的驅(qū)動(dòng)力和速度,驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu),再通過轉(zhuǎn)向節(jié)和輪轂實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向。

由于該電液轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模型推導(dǎo)已在之前發(fā)表的論文中進(jìn)行詳細(xì)描述[17],在此筆者不對(duì)系統(tǒng)機(jī)械模型和液壓模型進(jìn)行贅述,只給出推導(dǎo)結(jié)果。

1.1.1 機(jī)械模型

圖1中,右側(cè)輪胎繞主銷轉(zhuǎn)動(dòng)的轉(zhuǎn)角為β,左側(cè)為α。筆者以右側(cè)輪轉(zhuǎn)角為自變量β,根據(jù)拉格朗日動(dòng)力學(xué)方程,可以得到電液伺服轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中機(jī)械部分的動(dòng)力學(xué)方程:

(1)

1.1.2 液壓模型

通過推導(dǎo),可以獲得電液轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的液壓模型:左右轉(zhuǎn)向助力缸驅(qū)動(dòng)力、雙轉(zhuǎn)向助力缸的流量連續(xù)方程和閥口流量方程。

其中,雙轉(zhuǎn)向助力缸的驅(qū)動(dòng)力可以表示為:

(2)

伺服比例閥的閥口流量方程為:

(3)

雙轉(zhuǎn)向助力缸的流量連續(xù)性方程為:

(4)

式中:p1,p2—伺服比例閥A、B口的壓力;a,A—轉(zhuǎn)向助力缸有桿腔與無桿腔的面積;r—助力缸活塞面積比;q1,q2—流入和流出雙轉(zhuǎn)向助力缸的流量;Cd—閥口的流量系數(shù);w—閥口的面積梯度;xv—閥芯位移;ρ—液壓油的密度;ps—泵源壓力;xL,xR—左、右側(cè)轉(zhuǎn)向助力缸的位移;Cip,Cep—轉(zhuǎn)向助力缸內(nèi)泄漏與外泄漏系數(shù);Vt—有桿腔和無桿腔的總?cè)莘e;βe—有效體積彈性模量。

1.2 單軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗模型

為研究轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的能耗特性,需要對(duì)其能耗情況以及各部分能量損失進(jìn)行分析。其中,轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的能量損失包括閥口節(jié)流損失、助力缸泄漏損失、助力缸內(nèi)的摩擦損失、油液壓縮損失等。因此,基于前文所搭建的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型,筆者建立轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的總能耗模型及各部分能量損失模型,并對(duì)其進(jìn)行分析。

1.2.1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗模型

轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗也即轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的輸入能量。一般情況下,轉(zhuǎn)向系統(tǒng)都采用恒壓源進(jìn)行供能。因此,可以由轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的泵源壓力與流量得到轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的輸入能量:

(5)

式中:Pin—轉(zhuǎn)向系統(tǒng)輸入功率。

1.2.2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)閥口節(jié)流損失模型

轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的閥口節(jié)流損失主要是由于流量流經(jīng)閥口時(shí)導(dǎo)致壓力損失,進(jìn)而造成能量損失,閥口節(jié)流損失與閥口間壓差有關(guān)。因此,閥口節(jié)流損失可以通過泵源壓力pS,伺服比例閥A、B口壓力(p1和p2),以及系統(tǒng)工作流量(q1和q2)得到。

轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的閥口節(jié)流損失能量為:

(6)

式中:Ploss—轉(zhuǎn)向系統(tǒng)閥口節(jié)流損失功率;pT—回油口壓力。

1.2.3 助力缸的泄漏損失模型

助力缸的泄漏可分為從高壓腔向低壓腔的內(nèi)泄漏,以及液壓缸向系統(tǒng)外部的外泄漏。液壓缸的泄漏會(huì)造成系統(tǒng)的能量損失,其損失量與液壓缸的壓力和流量有關(guān)。

液壓缸的泄漏流量可表示為:

(7)

(8)

所以助力缸的泄漏損失功率可以表示為:

Pleak=q1leakp1+q2leakp2

(9)

助力缸的泄漏損失能量為:

(10)

1.2.4 助力缸內(nèi)的摩擦損失模型

液壓助力缸的摩擦損失是由于活塞和油液與液壓缸壁之間的摩擦造成的,與液壓缸的阻尼系數(shù)和活塞的移動(dòng)速度有關(guān)。

因此,可以得到助力缸的摩擦損失功率:

(11)

助力缸的摩擦損失能量為:

(12)

式中:BP—助力缸的阻尼系數(shù)。

1.2.5 油液壓縮損失模型

在助力缸活塞運(yùn)動(dòng)時(shí),助力缸內(nèi)的有桿腔與無桿腔的體積發(fā)生變化,對(duì)油液產(chǎn)生壓縮,從而造成系統(tǒng)的容積損失。

因油液壓縮造成的流量變化為:

(13)

油液壓縮損失功率可以表示為:

PC=q1Cp1+q2Cp2

(14)

油液壓縮損失能量為:

(15)

筆者根據(jù)式(5,6,10,12,15),建立轉(zhuǎn)向系統(tǒng)仿真模型,分析轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗及各部分能量損失情況;設(shè)定泵源壓力為15 MPa,給右側(cè)輪轉(zhuǎn)角以正弦輸入。

系統(tǒng)的相關(guān)參數(shù)如表1所示。

表1 系統(tǒng)的相關(guān)參數(shù)值

在上述工況下,通過仿真得到的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗和各部分能量損失的對(duì)比情況如圖2所示。

圖2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗及各部分能量損失對(duì)比

通過計(jì)算可得,閥口節(jié)流損失約占轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗73.3%,助力缸泄漏損失比重約為1.6%,助力缸摩擦損失比重不足1%,油液壓縮損失比重約為1.1%。

由此可見,與閥口節(jié)流損失相比,轉(zhuǎn)向系統(tǒng)其他部分的損失量很小,可以忽略不計(jì)。因此,探索影響轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗與效率的主要因素,可忽略次要因素的影響。

1.3 多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗模型

在得到單軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗模型之后,筆者針對(duì)車輛行駛的不同工況,分析各軸轉(zhuǎn)角之間的關(guān)系。通過聯(lián)立各軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗模型,得到多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的能耗模型。

此處以某七軸全地面起重機(jī)為例。

一般會(huì)根據(jù)車速的不同,起重機(jī)選擇不同的轉(zhuǎn)向模式。常見的轉(zhuǎn)向模式示意圖如表2所示。

表2 不同轉(zhuǎn)向模式的示意圖

根據(jù)每種轉(zhuǎn)向模式的特點(diǎn),筆者分別對(duì)起重機(jī)多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗模型進(jìn)行建模。

1.3.1 最小轉(zhuǎn)彎半徑轉(zhuǎn)向模式

最小轉(zhuǎn)彎半徑轉(zhuǎn)向模式以第1軸右輪轉(zhuǎn)角為輸入信號(hào),調(diào)節(jié)第2軸至第7軸轉(zhuǎn)向。

根據(jù)參考相關(guān)文獻(xiàn)[18],筆者建立七軸全地面起重機(jī)的轉(zhuǎn)向運(yùn)動(dòng)二自由度動(dòng)力學(xué)模型,如圖3所示。

圖3 多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)二自由度動(dòng)力學(xué)模型

筆者提出以下假設(shè):

(1)忽略車輪滾動(dòng)阻力、空氣阻力等影響;

(2)忽略懸架的作用;車身只作平行于地面的平面運(yùn)動(dòng),即沿z軸的位移、繞y軸的俯仰角和繞x軸的側(cè)傾角均為零;

(3)輪胎工作在線性區(qū),側(cè)偏力和側(cè)偏角成正比;

(4)忽略轉(zhuǎn)向盤、轉(zhuǎn)向器等對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)影響,直接把第一軸右側(cè)車輪轉(zhuǎn)角作為輸入。

車輛受外力沿Y軸合力和繞Z軸轉(zhuǎn)矩和為:

(16)

式中:M—整車質(zhì)量;ay—在Y軸方向上車輛質(zhì)心處的慣性加速度;Fi—第i軸輪胎受到的側(cè)偏力;φi—第i軸輪胎側(cè)偏角;ki—第i軸的輪胎綜合側(cè)偏剛度;βi—第i軸的右側(cè)輪的轉(zhuǎn)角;Iz—整車?yán)@Z軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量;ψ—車輛轉(zhuǎn)向時(shí)的橫擺角,車輛縱軸與坐標(biāo)系X軸的夾角;Li—質(zhì)心到第i軸的距離,在質(zhì)心之前為正,質(zhì)心之后為負(fù)。

其中:

Fi=kiφi

(17)

(18)

因此,可將多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)二自由度動(dòng)力學(xué)模型表示成如下形式:

(19)

設(shè)γ為車輛的方向角,則車輛角速度為:

(20)

由此可得車輛的向心加速度:

(21)

設(shè)ξi是第i軸車輪的實(shí)際速度與X軸的夾角,則有:

(22)

由式(22)可得到輪胎側(cè)偏角為:

(23)

根據(jù)Ackerman轉(zhuǎn)向定理,可以得到各軸與第一軸的轉(zhuǎn)向角關(guān)系:

(24)

式中:li—各軸到瞬心在X軸投影點(diǎn)的距離。

li=Li-Δ

(25)

式中:Δ—質(zhì)心到瞬心在X軸投影的距離。

采用小轉(zhuǎn)角近似,可將式(24)簡(jiǎn)化為:

(26)

(27)

根據(jù)零質(zhì)心側(cè)偏角,即δ=0,式(27)可得到質(zhì)心和瞬心之間的距離為:

(28)

將式(28)代入式(26),即可得各軸轉(zhuǎn)角βi。

1.3.2 中軸鎖定不轉(zhuǎn)向模式

該轉(zhuǎn)向模式第四、五軸鎖定不轉(zhuǎn)向,通過調(diào)節(jié)第一、二、三、六、七軸實(shí)現(xiàn)車輛的轉(zhuǎn)向。

設(shè)第i軸與第一軸之間的距離為ki(i=2,3,4,5,6,7),L為瞬時(shí)中心到右側(cè)輪的距離。

由于第四、第五軸鎖定不轉(zhuǎn)向(β4=β5=0,α4=α5=0),車輛轉(zhuǎn)向的瞬時(shí)中心水平線處于第四軸與第五軸的中間位置,所以可以得到各軸到瞬時(shí)中心水平線的距離為:

(29)

根據(jù)Ackerman轉(zhuǎn)向定理,可得轉(zhuǎn)向模式二下各轉(zhuǎn)向軸轉(zhuǎn)角與第一軸轉(zhuǎn)角之間的關(guān)系:

(30)

1.3.3 后軸鎖定不轉(zhuǎn)向模式

該轉(zhuǎn)向模式下后四軸鎖定不轉(zhuǎn)向,僅通過前三軸實(shí)現(xiàn)車輛轉(zhuǎn)向。

由于后四軸鎖定不轉(zhuǎn)向(β4=β5=β6=β7=0,α4=α5=α6=α7=0),車輛的瞬時(shí)轉(zhuǎn)向中心水平線處于第五軸與第六軸的中間位置。

該轉(zhuǎn)向模式二下各軸到瞬時(shí)中心水平線的距離為:

(31)

同理,根據(jù)Ackerman轉(zhuǎn)向定理,可以得到轉(zhuǎn)向模式三下各軸的轉(zhuǎn)角關(guān)系:

(32)

此處仍以某七軸全地面起重機(jī)為參考對(duì)象[19，20]。

其整車質(zhì)量為26 082 kg,各轉(zhuǎn)向軸的輪胎綜合側(cè)偏剛度為350 kN/rad,根據(jù)其實(shí)際情況及轉(zhuǎn)向的參數(shù)作用規(guī)律,選定其轉(zhuǎn)向參數(shù),各軸到質(zhì)心的距離:L1=6.15 m,L2=4.5 m,L3=2.85 m,L4=0.15 m,L5=-1.8 m,L6=-4.5 m,L7=-6.15 m。

基于單軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗模型,并結(jié)合上述3種轉(zhuǎn)向模式下各轉(zhuǎn)向軸之間的轉(zhuǎn)角關(guān)系,可以建立起重機(jī)多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的能耗模型,以進(jìn)行多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗特性的研究。

2 多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗仿真分析

為了分析車輛行駛時(shí)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗,筆者通過構(gòu)建包含轉(zhuǎn)向信息的能耗測(cè)試駕駛循環(huán),并在MATLAB/Simulink中建立多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗仿真模型,以探索多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗的主要影響因素的變化規(guī)律。

2.1 行駛工況下多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗仿真建模

車輛行駛的NEDC駕駛循環(huán)如圖4所示。

圖4 NEDC駕駛循環(huán)

基于圖4的NEDC駕駛循環(huán),可以分析七軸全地面起重機(jī)其多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)正常行駛工況下的能耗情況。在仿真分析中,起重機(jī)可根據(jù)NEDC駕駛循環(huán)中的車速信息來切換其轉(zhuǎn)向模式,以模擬實(shí)際起重機(jī)的行駛轉(zhuǎn)向情況。

但是NEDC駕駛循環(huán)中僅包含了車速信息,并沒有轉(zhuǎn)角信號(hào),難以直接用于分析轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗。因此,筆者根據(jù)車輛在行駛過程中轉(zhuǎn)向的特點(diǎn),設(shè)計(jì)了與之匹配的轉(zhuǎn)向角度循環(huán),從而構(gòu)建一個(gè)可用于轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗分析的新型駕駛循環(huán)系統(tǒng)。

標(biāo)準(zhǔn)駕駛循環(huán)下第一軸轉(zhuǎn)角信號(hào)如圖5所示。

圖5 標(biāo)準(zhǔn)駕駛循環(huán)下第一軸轉(zhuǎn)角信號(hào)

該轉(zhuǎn)向信號(hào)的轉(zhuǎn)向時(shí)間約占總時(shí)間的30%,且最大轉(zhuǎn)向角度可達(dá)20°。同時(shí),考慮到通常駕駛過程會(huì)經(jīng)常性地微調(diào)方向盤,即產(chǎn)生頻繁的小角度轉(zhuǎn)向,因此該轉(zhuǎn)向信號(hào)還包含了頻率為0.1 Hz、幅值為2°的小轉(zhuǎn)角循環(huán)。

為分析起重機(jī)行駛過程中的能耗特性,基于多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗模型與能耗測(cè)試駕駛循環(huán),筆者通過MATLAB/Simulink建立了多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗仿真模型,如圖6所示。

圖6 多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗Simulink仿真模型

該模型包含輸入信號(hào)、各轉(zhuǎn)向軸轉(zhuǎn)角關(guān)系、單軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗部分以及七軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗累加部分,其中輸入信號(hào)部分由第一軸轉(zhuǎn)角信號(hào)和車速信號(hào)組成。

在多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗的研究中,需得到輪胎轉(zhuǎn)向阻力矩,而目前并沒有行駛工況下的轉(zhuǎn)向阻力矩模型。由于轉(zhuǎn)向阻力矩與車速有著密切關(guān)系,且隨車速的提高而變小。因此,可將原地轉(zhuǎn)向阻力矩作為參考,假定起重機(jī)在低速行駛時(shí)的轉(zhuǎn)向阻力矩與原地轉(zhuǎn)向阻力矩相同,中速行駛時(shí)轉(zhuǎn)向阻力矩為其1/2,高速行駛時(shí)的轉(zhuǎn)向阻力矩為其1/4。

筆者應(yīng)用PACEJKA H[21]提出原地轉(zhuǎn)向阻力矩的數(shù)學(xué)模型,如圖7所示。

圖7 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)原地轉(zhuǎn)向阻力矩

2.2 多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗影響因素分析

筆者以圖4與圖5組成的新型標(biāo)準(zhǔn)循環(huán)為多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的輸入信號(hào),以圖6的阻力矩模型模擬起重機(jī)在行駛過程中,低、中、高速時(shí)的轉(zhuǎn)向阻力矩,對(duì)多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗的影響因素進(jìn)行分析。

2.2.1 泵源壓力對(duì)能耗的影響

由前文對(duì)單軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)各部分能量損失的分析可知,泵源壓力是影響轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗的主要因素。為探究泵源壓力對(duì)多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的能量損耗和效率的影響規(guī)律,要在不同泵源壓力下,對(duì)多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的能量損耗情況進(jìn)行分析。

筆者設(shè)定泵源壓力為20 MPa、17.5 MPa、15 MPa、12.5 MPa和10 MPa,以上述七軸起重機(jī)為研究對(duì)象(系統(tǒng)其他參數(shù)的設(shè)置如表1所示),通過仿真得知不同泵源壓力下多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗情況。

不同泵源壓力下,多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗和能量損失如圖8所示。

圖8 不同泵源壓力下多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗與能量損失

能耗與能量損失的數(shù)據(jù)對(duì)比如表3所示。

表3 不同泵源壓力下轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗情況

由仿真結(jié)果可知:當(dāng)泵源壓力以2.5 MPa的差值從20 MPa遞減至10 MPa時(shí),轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的能量消耗和能量損失也都以約300 kJ的差值遞減。這是由于在相同的負(fù)載工況下,系統(tǒng)為克服負(fù)載所需要的能量是一定的,所以在不同泵源壓力下,轉(zhuǎn)向系統(tǒng)總能量消耗與能量損失的差值也即系統(tǒng)的有用功基本相同。但由于做的有用功是一樣的,多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)平均效率的降低卻是呈現(xiàn)非線性變化關(guān)系。

由表3可知：降低泵源壓力可以減少行駛時(shí)多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的能耗和能量損失,提高平均效率,且選擇越小的泵源壓力,其平均效率提升程度將愈發(fā)明顯。因此,為減少多軸車輛轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的能耗,可通過設(shè)計(jì)一套新的節(jié)能方案,使轉(zhuǎn)向系統(tǒng)泵源壓力適應(yīng)負(fù)載的變化,從而達(dá)到節(jié)能的目的。

但泵源壓力不僅對(duì)系統(tǒng)的能耗特性有重要影響,同時(shí)還影響著系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)控制性能。而筆者著重分析的是多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的能耗,因此,兼顧能耗與動(dòng)態(tài)控制性能將是下一步研究的重點(diǎn)。

2.2.2 轉(zhuǎn)向模式對(duì)能耗的影響

起重機(jī)在不同轉(zhuǎn)向模式下行駛時(shí),由于車速的不同,轉(zhuǎn)向阻力矩也存在顯著差異。通過圖6得到的原地轉(zhuǎn)向阻力矩模型,可以模擬低、中、高速3種不同工況下的轉(zhuǎn)向阻力矩。

筆者設(shè)定泵源壓力為15 MPa,以上述七軸起重機(jī)為研究對(duì)象(系統(tǒng)其他參數(shù)的設(shè)置如表1所示),以圖5第一軸轉(zhuǎn)角信號(hào)作為輸入信號(hào),通過仿真分析得到不同轉(zhuǎn)向模式下轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的能耗情況。

不同轉(zhuǎn)向模式下,多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗和能量損失圖如圖9所示。

圖9 不同轉(zhuǎn)向模式下多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗與能量損失

圖9中,3種轉(zhuǎn)向模式分別對(duì)應(yīng)起重機(jī)低速、中速和高速的轉(zhuǎn)向行駛模式。

3種工況下,轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗和能量損失對(duì)比如表4所示。

表4 3種工況下轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗情況

由表4可知,3種轉(zhuǎn)向模式的平均效率分別為28%、23%和13%。起重機(jī)在低速行駛時(shí)多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的平均效率最大,這是由于低速時(shí)的轉(zhuǎn)向阻力矩比中高速時(shí)的大,在相同泵源壓力下系統(tǒng)對(duì)負(fù)載做了更多的有用功;隨著車速的增加,轉(zhuǎn)向阻力矩逐漸減小,為克服負(fù)載所做的有用功隨著減小,則平均效率逐漸減低。

因此,在滿足車輛負(fù)載需求和行駛靈活性的情況下,可以通過設(shè)計(jì)不同的轉(zhuǎn)向模式以匹配不同的行駛工況,進(jìn)而減少行駛時(shí)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的能耗。

3 多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)多級(jí)壓力源節(jié)能研究

在重型車輛實(shí)際行駛過程中,各軸間的轉(zhuǎn)向負(fù)載因轉(zhuǎn)向模式以及轉(zhuǎn)向角度的不同存在著差異,所以當(dāng)系統(tǒng)由高轉(zhuǎn)向負(fù)載切換至低轉(zhuǎn)向負(fù)載工況,或轉(zhuǎn)向模式切換成部分軸鎖定不轉(zhuǎn)向的模式時(shí),恒壓式供油方式將造成大量的輸入能量浪費(fèi)。

針對(duì)這一核心問題,筆者提出了一種多級(jí)壓力源的轉(zhuǎn)向方案,各軸可以隨負(fù)載和轉(zhuǎn)向模式的變化進(jìn)行分級(jí)調(diào)壓。

3.1 多級(jí)壓力源系統(tǒng)工作原理

基于“STEAM”系統(tǒng)[22],筆者設(shè)計(jì)了起重機(jī)多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的多級(jí)壓力源的節(jié)能系統(tǒng)。該系統(tǒng)通過轉(zhuǎn)向泵、蓄能器和閥矩陣等組成多條壓力支路,多級(jí)壓力源系統(tǒng)液壓原理圖如圖10所示。

圖10 多級(jí)壓力源多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)液壓原理圖1—內(nèi)燃機(jī);2—?jiǎng)恿Ρ?3—單向閥;4—電磁卸荷閥;5—高壓蓄能器;6—中壓蓄能器;7—二位二通伺服比例閥;8—開關(guān)閥矩陣;9—電磁開關(guān)閥;10—馬達(dá);11—輔助泵

該多級(jí)壓力源切換系統(tǒng)包括3條壓力支路,為高壓支路(high pressure,HP)、中壓支路(medium pressure,MP)和零壓支路(tank pressure,TP),壓力支路由轉(zhuǎn)向泵、蓄能器、單向閥、電磁卸荷閥、閥矩陣組成。

為保證系統(tǒng)有足夠的驅(qū)動(dòng)能力,每條壓力支路的壓力選取應(yīng)滿足該支路驅(qū)動(dòng)的最大轉(zhuǎn)向負(fù)載時(shí)的壓力要求。壓力支路主要是通過蓄能器來保持系統(tǒng)的壓力,動(dòng)力泵為蓄能器補(bǔ)充油液、提供能量,并且單向閥3—1將動(dòng)力泵與蓄能器隔開,防止油液反向流回動(dòng)力泵。而在轉(zhuǎn)向系統(tǒng)工作時(shí)主要有兩條壓力支路,系統(tǒng)通過開關(guān)閥矩陣8來選擇驅(qū)動(dòng)負(fù)載的壓力支路。當(dāng)開關(guān)閥矩陣中的8—1、8—7、8—13號(hào)開關(guān)閥處于開啟狀態(tài)則系統(tǒng)切換至高壓支路,動(dòng)力泵2提供的能量通過由同軸串聯(lián)的馬達(dá)10與輔助泵11為核心元件組成的變壓?jiǎn)卧?為高壓蓄能器5補(bǔ)充油液,此時(shí)電磁開關(guān)閥處于關(guān)閉狀態(tài);當(dāng)開關(guān)閥矩陣中的8—2、8—8、8—14號(hào)開關(guān)閥開啟,系統(tǒng)切換中壓支路,動(dòng)力泵2為中壓蓄能器6補(bǔ)充油液。

由開關(guān)閥組成的閥矩陣如圖11所示。

圖11 多級(jí)壓力源系統(tǒng)開關(guān)閥矩陣示意圖

動(dòng)力泵在工作過程中有兩種工作狀態(tài),分別為供能和卸荷狀態(tài),主要通過控制泵出口處電磁卸荷閥4的通斷來切換動(dòng)力泵的工作狀態(tài)。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)工作時(shí),通過蓄能器保持壓力支路中的壓力,此時(shí)需要?jiǎng)恿Ρ孟驂毫χ分械男钅芷餮a(bǔ)充油液,此時(shí)動(dòng)力泵處于供能狀態(tài)。當(dāng)壓力支路中的蓄能器達(dá)到設(shè)定的壓力值,電磁卸荷閥開啟,動(dòng)力泵處于卸荷狀態(tài),由蓄能器維持壓力支路的壓力。

由于蓄能器在工作時(shí)不斷向壓力支路輸出油液會(huì)使蓄能器內(nèi)的壓力下降,需要?jiǎng)恿Ρ脤?duì)其進(jìn)行油液補(bǔ)充。為避免頻繁切換動(dòng)力泵的工作狀態(tài),并保證壓力支路中能正常驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)向軸,可設(shè)定壓力支路的壓力閾值:壓力支路的壓力值小于設(shè)定值與壓力閾值差值,則動(dòng)力泵處于供能狀態(tài);當(dāng)壓力支路中的壓力值大于設(shè)定值與壓力閾值和值,電磁卸荷閥開啟,動(dòng)力泵為卸荷狀態(tài)。

該多級(jí)壓力源轉(zhuǎn)向系統(tǒng)具有多條壓力支路,而工作時(shí)壓力支路是根據(jù)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的轉(zhuǎn)向負(fù)載范圍來選擇的,不同轉(zhuǎn)向負(fù)載范圍匹配不同的壓力支路,以提高系統(tǒng)輸入能量與負(fù)載的匹配性。

當(dāng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)處于高轉(zhuǎn)向負(fù)載工況時(shí),通過控制由開關(guān)閥組成的閥矩陣的狀態(tài)來實(shí)現(xiàn)高壓支路的切換,經(jīng)伺服比例閥驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)向助力缸從而實(shí)現(xiàn)車輛轉(zhuǎn)向;而當(dāng)轉(zhuǎn)向負(fù)載較小時(shí),則通過閥矩陣控制中壓支路接入系統(tǒng)實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向。

3.2 多級(jí)壓力源系統(tǒng)壓力組合

轉(zhuǎn)向助力缸在驅(qū)動(dòng)車輪轉(zhuǎn)向時(shí),轉(zhuǎn)向負(fù)載方向與助力缸的方向相反,根據(jù)轉(zhuǎn)向負(fù)載選擇不同的壓力支路,因此,其進(jìn)口壓力p1與出口壓力p2有9種不同的壓力組合。

各種壓力組合對(duì)應(yīng)了轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的不同工況,其工況可分為:非轉(zhuǎn)向工況、左轉(zhuǎn)向工況以及右轉(zhuǎn)向工況。其中,非轉(zhuǎn)向工況的壓力組合為零壓-零壓(tank-tank,T-T)、中壓-中壓(medium- medium,M-M)、高壓-高壓(high-high,H-H)3種壓力組合;左轉(zhuǎn)向工況的壓力組合為中壓-零壓(medium-tank,M-T)、高壓-零壓(high-tank,H-T)、高壓-中壓(high-medium,H-M)3種壓力組合;右轉(zhuǎn)向工況的壓力組合為零壓-中壓(tank-medium,T-M)、零壓-高壓(tank-high,T-H)、中壓-高壓(medium-high,M-H)3種壓力組合。

多級(jí)壓力源系統(tǒng)下,轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的工作狀態(tài)如圖12所示。

圖12 多級(jí)壓力源系統(tǒng)下轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的工作狀態(tài)

多級(jí)壓力源系統(tǒng)轉(zhuǎn)向工況中,不同壓力組合的選擇也是根據(jù)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的轉(zhuǎn)向工況和轉(zhuǎn)向模式:在轉(zhuǎn)向負(fù)載高的工況下,左轉(zhuǎn)向選擇H-T壓力組合,右轉(zhuǎn)向選擇T-H壓力組合;在轉(zhuǎn)向負(fù)載較低的工況下,左轉(zhuǎn)向選擇M-T壓力組合,右轉(zhuǎn)向選擇T-M壓力組合。

其中,H-T、M-T、T-M、T-H這4種轉(zhuǎn)向組合又為轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的普通模式,多級(jí)壓力源系統(tǒng)中的特點(diǎn)為單條壓力支路的能量消耗。當(dāng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)選擇H-M和M-H的壓力組合時(shí),多級(jí)壓力源系統(tǒng)處于能量再生模式,一條壓力支路為能量消耗模式,另一條壓力支路為能量回收模式。該模式適用于路面等級(jí)變化頻繁且轉(zhuǎn)向負(fù)載變化廣的工況。

當(dāng)重型車輛行駛于公路路面時(shí),轉(zhuǎn)向負(fù)載的變化主要與車輛的行駛速度有關(guān),低速行駛時(shí)轉(zhuǎn)向負(fù)載大,隨著車速的提高,轉(zhuǎn)向負(fù)載也隨之增大。因此,在公路行駛工況下,多級(jí)壓力源主要采用普通模式進(jìn)行工作。在低車速行駛時(shí),選擇H-T與T-H壓力組合;在中、高速行駛時(shí),選擇M-T與T-M壓力組合。

而在路面等級(jí)變化頻繁、負(fù)載范圍變化廣的工況,多級(jí)壓力源系統(tǒng)應(yīng)采用能量再生模式,既能通過高壓支路提供足夠的驅(qū)動(dòng)力,又可以通過中壓支路回收多余的能量。

該多級(jí)壓力源系統(tǒng)具有多條不同壓力設(shè)定值的壓力支路,各壓力支路根據(jù)轉(zhuǎn)向負(fù)載的區(qū)間,設(shè)定不同的泵源壓力值來匹配多執(zhí)行器的工況要求,在大轉(zhuǎn)向負(fù)載工況時(shí)切換至高壓支路,實(shí)現(xiàn)強(qiáng)驅(qū)動(dòng)能力;在轉(zhuǎn)向負(fù)載較小時(shí),可切換至中壓力支路,從而可以實(shí)現(xiàn)多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的節(jié)能。

4 結(jié)束語(yǔ)

七軸全地面起重機(jī)電液助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)存在能耗高的問題,為此,在考慮了油源因素對(duì)多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗和效率影響的基礎(chǔ)上,筆者對(duì)起重機(jī)多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的能耗特性進(jìn)行了研究。

筆者以七軸全地面起重機(jī)多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)為研究對(duì)象,分析了各種行駛工況下多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的能耗特性,并對(duì)其進(jìn)行了仿真分析,最后提出了一種多級(jí)壓力源的轉(zhuǎn)向方案。

研究結(jié)論如下:

(1)通過對(duì)電液伺服轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析,建立了單軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗模型。通過分析可知,在轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能量損失的幾個(gè)部分中,閥口節(jié)流損失是影響最大的因素,因此在分析轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗時(shí),可忽略其他次要的因素;

(2)設(shè)計(jì)了一個(gè)與NEDC駕駛循環(huán)相匹配的轉(zhuǎn)角循環(huán),進(jìn)而可用于分析行駛工況下多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的能耗;并基于Ackerman轉(zhuǎn)向原理得到各軸轉(zhuǎn)角關(guān)系,聯(lián)立各軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗模型，得到行駛工況下的多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗模型;分析了影響多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能耗的兩個(gè)因素(泵源壓力和轉(zhuǎn)向模式)，可以得出結(jié)論，即降低泵源壓力可以降低車輛行駛時(shí)多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的能耗,提高平均效率,且泵源壓力越小,平均效率提升越明顯;起重機(jī)在低速行駛時(shí)多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的平均效率最大,其轉(zhuǎn)向阻力矩隨車速變化而變化,車速越低轉(zhuǎn)向阻力矩越大,則系統(tǒng)對(duì)負(fù)載的做功越多,平均效率越高;

(3)提出了一種可進(jìn)行壓力源切換的多級(jí)壓力源節(jié)能系統(tǒng),各軸可實(shí)現(xiàn)隨負(fù)載和轉(zhuǎn)向模式的變化進(jìn)行分級(jí)調(diào)壓,從而可以實(shí)現(xiàn)多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的節(jié)能。

在接下來的工作當(dāng)中,筆者將針對(duì)設(shè)計(jì)的多級(jí)壓力源節(jié)能方案進(jìn)行深入的分析,并通過實(shí)驗(yàn)對(duì)此進(jìn)行驗(yàn)證。