基于SimulationX的抢救车作业装置液压系统能耗特性

晁智强， 宁初明， 李华莹， 黄 勇， 韩寿松

(陆军装甲兵学院车辆工程系， 北京 100072)

抢救车是一种具有装卸和战场抢修等多种功能的装甲保障车辆，其作业装置具有质量大、惯性大和负载变化复杂等特点。由于传统设计方法和理念的限制，在设计时多以静态特性分析为主，而对动态特性分析相对较少，且抢救车阀控液压系统普遍存在发热量大、能耗高和效率低等问题[1- 3]。随着现代战争的日益精细化和战场任务的多样化，要求保障车辆在有限资源条件下尽可能实现部队战斗力保障的最大化。因此，有必要对抢救车作业装置液压系统的能耗特性进行研究，以精准分析定位能量耗损的位置和占比情况，从而为升级改进抢救车、降低系统的能耗和提高装备的工作效率提供理论依据。

当前，对工程机械等重型机械液压系统能耗分析多以单独的数字仿真研究为主，且大部分是从机构优化的角度出发。而装置在作业的过程中，液压系统的能耗则是系统能耗的主要来源，单纯的数字仿真研究无法准确有效地模拟作业装置的负载和质心位置等随速度和作业姿态的变化情况。如：AMESim虽然能够构建相对完整的液压系统，但其要模拟机械结构的运动则需与ADAMS等多体动力学仿真软件进行联合，才能更加真实有效地模拟一套完整机液系统的实际作业情况，因此存在不同程度的软件间数据传输和多系统调用问题，这必然对系统的仿真速度和效果有所影响[4- 5]。

SimulationX[6- 8]是德国ITI有限公司基于modelica语言开发的一款用于多学科领域的高级建模仿真平台。该软件不仅包含强大的标准元件库(如1D 力学、3D 多体系统、动力传动系统和控制等领域的元件库)，还可利用其图形化二次开发平台Type Designer来创建新的模型元件库。SimulationX将多领域学科的模型高效地集成于同一系统中，使其可在很大程度上简化不同领域具体结构间相对运动的仿真计算，为机、电、液等复杂系统之间的联合仿真研究提供了更方便快捷的手段。考虑到抢救车作业过程中，液压执行元件速度和位移变化负载对液压系统能耗的作用，以及尽可能减小系统仿真的计算量，消除多系统调用的影响，笔者选用SimulationX构建抢救车作业装置机械结构和液压系统的仿真模型，将抢救车作业装置机械结构模型和液压系统仿真模型进行耦合，进而分析研究抢救车作业过程中的液压系统能耗特性。

1 抢救车作业装置液压系统工作原理

抢救车作业装置液压系统主要用于驱动作业装置来完成战场抢修和物资装卸等战场保障任务。本文选用的抢救车作业装置液压系统(简称“液压系统”)为全回转式液压起吊装置，属于典型的传统阀控液压系统，其工作原理如图1所示。液压系统中主要元部件的作用为：主换向阀为并联油路多路阀，它由用于控制伸缩、起升、变幅、回转机构动作的4个三位六通换向阀组成；油路中的平衡阀用于使变幅机构和吊臂伸缩机构工作平稳可靠；溢流阀3主要用于限速，其设定开启压力为6 MPa，溢流阀4可使伸缩、起升、变幅、回转机构免于超载，其设定开启压力为11 MPa；中心回转接头用于沟通上下车液压系统，使各油道的连接不受转台与下车相对运动的影响。

该液压系统的工作过程为：当主换向阀处于中位工况时，来自液压定量泵的油液经由多路阀直接流回油箱；当主换向阀位于左位或右位工况时，抢救车通过发动机将动力传递给液压定量泵，为系统提供所需的动力，油液由液压定量泵直接流向主换向阀，再供给执行元件驱动执行机构完成相应的任务。

2 模型的构建

2.1 液压系统主要元部件数学模型

2.1.1 液压定量泵与多路阀数学模型

抢救车作业装置液压系统主要由一台液压定量泵(液压泵)作为动力，其流量主要取决于发动机转速，则液压泵的实际输出流量[9- 10]

Qp=wn·c·Dp·ηm·ηv，

(1)

式中：wn为发动机转速；c为发动机与液压泵之间的转速比；Dp为液压泵排量；ηm、ηv分别为液压泵的机械效率和容积效率。

忽略液压油中包含的气体以及管路的弹性变形，液压泵的出口压力

(2)

液压泵的输出功率

P1=pp·Qp,

(3)

液压泵旁路通油道与相对应的多路阀旁路通道相串联，则经过每个通道的流量[11]

(4)

式中：i=PA，PB，AT，BT，为多路阀阀口通道；V1为液压泵出口管路的容积；Qact为流向执行元件的流量；Qby为旁路流量；Qrp为经溢流阀流量；Cd为流量系数；Am为当量旁路流通面积；ρ为液压油的密度；Δpi为多路阀2个阀口间的压差。

2.1.2 液压马达数学模型

抢救车作业装置的旋转负载系统包括回转系统和起升系统，分别采用回转马达和起升马达驱动，且2个液压马达均为定量型式，因此二者的建模过程基本一致，这里仅以回转马达为例进行数学建模分析。

液压马达的2个容腔分别与多路阀的A、B阀口相连接，忽略管路中液压油的流动阻力，则液压马达的输出转矩T、流量Qsm，液压马达两腔的压力pm1和pm2分别为[12]

T=(pm1-pm2)·Dm·η1-Jm·εm-Bm·ωm,

(5)

Qsm=Dm·ωm·η2,

(6)

(7)

(8)

式中：Dm为液压马达排量；ωm为转台回转角速度；εm为转台的回转角加速度；Bm为液压马达阻尼系数；Jm为等效转动惯量；Vm1、Vm2分别为液压马达两腔与多路阀之间管路的容积；Qm1、Qm2分别为液压马达两腔的溢流流量；η1、η2分别为液压马达的机械效率和容积效率。

回转马达有效功率为

Psm=T·ωm。

(9)

2.1.3 液压缸数学模型

抢救车作业装置直线负载系统包括变幅系统和伸缩系统，它们分别由变幅油缸和伸缩油缸提供动力。这2个油缸为典型的双作用液压缸，由于其建模过程相似，因此仅以变幅油缸为例进行分析。液压缸有杆腔和无杆腔分别与多路阀的A、B阀口相连，忽略管路中液压油的流动阻力，则变幅油缸的输出力F、流入无杆腔的流量Qd1和流出有杆腔的流量Qd2，液压缸无杆腔压力pd1和有杆腔压力pd2分别为[13]

(10)

(11)

(12)

(13)

(14)

式中：Ff为变幅油缸活塞与缸体的摩擦力；Li为变幅油缸的内泄漏系数；Bd为变幅油缸阻尼系数；A1和A2分别为变幅油缸无杆腔和有杆腔的有效工作面积；M活塞质量；l分别为活塞杆位移；Vd1和Vd2分别为变幅油缸无杆腔和有杆腔与多路阀之间管路的容积；Qr1和Qr2分别为变幅油缸无杆腔和有杆腔的溢流流量。

变幅油缸有效功率为

(15)

2.2 仿真模型

首先，在Creo中完成抢救车作业装置的机械结构建模，如图2所示；然后，将此模型导入SimulationX中，根据数学模型建立液压系统仿真模型，如图3所示；最后，根据抢救车的元部件参数完成仿真模型中各模块的参数设置。

3 液压系统能耗特性分析

抢救车的工况具有一定周期性特点，因此根据抢救车的实际作业工况设定了一个工作周期的标准工作流程，如图4所示，以此作为仿真研究的基本工作流程。根据归一化后一个工作周期的控制信号(如图5所示)，分别对空载和重载(400 kg)工况下的系统特性进行分析。本文以液压泵的输出能量作为系统总能耗。不同负载工况下液压系统执行机构的速度和主要元部件功率变化规律相差不大，因此本文主要对空载工况下液压系统执行机构的速度和功率变化情况进行分析，然后再对不同负载工况下主要元部件的能耗占比情况进行分析。

图6为空载工况下抢救车作业装置各执行机构速度和功率变化曲线。可以看出：

1) 回转机构中，左、右转速分别约为0.3、0.32 rad/s，其右转速稍大。这主要是因为：右转过程中吊臂有一定倾角，使得回转马达驱动的负载相对减小，主油路压力也相应减小，进而使得溢流阀3的开口变小，更多的油液流向了回转马达的高压腔。

2) 起升机构中，收、放绳速度基本稳定在0.165 m/s。

3) 变幅机构中，举臂速度从0.036 5 m/s增加到0.040 5 m/s，这是因为举臂过程中吊臂倾角逐渐增大，变幅油缸的负载相对减小，从而使得无杆腔的压力相对变小，进而降低了主油路压力，使得溢流阀3的开口变小，更多的油液直接流进了变幅油缸无杆腔；落臂速度从0.015 m/s增加到0.016 5 m/s，这是因为负载对变幅油缸的作用力随着吊臂倾角的减小逐渐增强，使得有杆腔所需压力相对减小，进而降低了主油路压力，使得溢流阀3的开口变小，更多的油液直接流进了变幅油缸有杆腔。

4) 伸缩机构中，伸、收臂速度基本分别稳定在0.072、0.033 m/s。

5)执行机构的功率变化规律与速度变化规律基本一致，但各执行机构在工作过程中均出现了负功率状态。由式(9)、(15)可知：这主要是因为负载作用力与执行机构运动方向相一致。这部分负功率是能量回收的重点，而在抢救车的阀控系统中却被转化成“热能”损失掉了。

图7为空载工况下液压系统各主要部分功率变化曲线。可以看出：液压系统的泵输出功率始终远大于执行机构的有效功率;多路阀损失功率和溢流等其他损失功率占较大比例。

造成液压系统损失功率较大的原因主要为：

1) 溢流阀3的开启压力相对较小，当液压系统工作时溢流阀3部分开启，大量油液经由溢流阀3直接回流到油箱，造成较大功率损耗(从黑色局部放大图可以看出，液压系统的溢流等其他损失功率远大于执行机构有效功率)；

2) 当液压系统工作时，多路阀损失功率较大，甚至部分阶段的多路阀损失功率大于执行机构有效功率，使得多路阀旁路节流损失较大；

3) 当液压系统不工作时，油液则直接经由多路阀流回油箱(由红色局部放大图可以看出，泵输出功率基本上等于其他损失功率(多路阀中位工况损失功率))，因而造成了大量的功率损耗。

图8为空载、重载工况下液压系统能耗分布图。可以看出：在空载、重载工况下，多路阀损失能耗分别占据了液压系统总能耗的13.72%、10.06%，执行机构有效能耗分别占据了液压系统总能耗的15.62%、10.35%，溢流等其他损失能耗分别占据了液压系统总能耗的70.66%、79.59%。

与空载工况下相比，重载工况下液压系统执行机构有效能耗占液压系统总能耗的比例有所下降，这主要是因为：随着液压系统负载的增大，主油路压力也相应增大，进而使得溢流阀3的开口变大，更多的油液经由溢流阀3直接流回油箱，导致溢流损失增大，从而使得执行机构有效能耗相对减小。

重载工况下执行结构有效能耗虽然相对变小，但空载、重载工况下的多路阀损失能耗占比和执行机构有效能耗占比相当，且系统的总能耗损失占据系统能量的80%以上。因此，有必要采取相应的液压节能措施来降低液压系统多路阀损失和溢流等其他损失，以提高液压系统的能量利用率和工作效率。

4 节能对策

通过上述2种工况的能耗对比分析可知：抢救车作业装置中有大量能量耗散于溢流阀和多路阀，仅有一小部分的系统输出能量作用于执行机构，且被耗散的这部分能量有相当一部分是潜在的可回收能量，即系统具有较大的能量回收再利用潜力。因此，笔者提出以下措施，用于阀控液压系统的节能系统改造：

1) 取消阀控液压系统中用于限流、限速的溢流阀3及用于节流调速控制的多路阀，采用闭式容积调速系统替代现有的开式阀控液压系统，以减小甚至消除系统的溢流损失和节流损失，从而有效降低系统能耗；

2) 对阀控液压系统中旋转和直线负载端的潜在可回收能量进行回收再利用，即采用合适的储能元件与主泵组成混合动力源，并制定切实有效的能量管理策略，实现主泵输出能量与回收能量的高效切换，以减少液压系统的主泵输出能量，降低系统的总能耗，从而有效提高系统能量利用率。

5 结论

通过分析抢救车作业装置液压系统的工作原理，建立了该液压系统的数学和仿真模型，并对其在设定的标准工作流程下空载、重载工况的能耗特性进行了研究。结果表明：抢救车作业装置液压系统在空载工况下的执行机构速度和功率变化规律基本一致；在空载、重载工况下，多路阀损失能耗和溢流等其他损失能耗始终占液压系统总能耗较大比例；与空载工况下相比，重载工况下的液压系统执行机构的有效能耗较小。

针对液压系统能耗特性分析结果，笔者提出了有针对性的节能对策，以降低液压系统能耗和提高系统能量利用率。