路面減速帶發(fā)電裝置設(shè)計(jì)與試驗(yàn)

何 仁，許 旸

(江蘇大學(xué) 汽車與交通工程學(xué)院，江蘇 鎮(zhèn)江 212013)

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路面減速帶發(fā)電裝置設(shè)計(jì)與試驗(yàn)

何 仁，許 旸

(江蘇大學(xué) 汽車與交通工程學(xué)院，江蘇 鎮(zhèn)江 212013)

為了將車輛通過(guò)道路減速帶時(shí)產(chǎn)生的振動(dòng)能量加以回收，設(shè)計(jì)了一種路面減速帶發(fā)電裝置。提出了發(fā)電裝置的設(shè)計(jì)方案，并介紹了其工作原理；建立了路面減速帶發(fā)電裝置的數(shù)學(xué)模型，確定了影響路面減速帶發(fā)電裝置回收能量的因素；以數(shù)學(xué)模型為基礎(chǔ)建立減速帶發(fā)電裝置的虛擬樣機(jī)并進(jìn)行仿真，確定了系統(tǒng)主要部件的型號(hào)與工作參數(shù)；通過(guò)搭建試驗(yàn)樣機(jī)并進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證了仿真結(jié)果的正確性。試驗(yàn)結(jié)果表明：路面減速帶能量回收裝置每次發(fā)電量在30 kJ左右，如果每天有30 000輛車經(jīng)過(guò)減速帶，則大概可以產(chǎn)生5 kW·h的電量，足夠給路邊照明設(shè)施進(jìn)行供電。

減速帶；發(fā)電裝置；液壓系統(tǒng)

路面減速帶發(fā)電裝置安裝在公路收費(fèi)站以及需要車輛減速慢行的路段，發(fā)電裝置吸收原本汽車經(jīng)過(guò)減速帶而浪費(fèi)的振動(dòng)能量，將能量收集起來(lái)并在需要時(shí)使用，既節(jié)能又達(dá)到使車輛減速的效果。方桂花等[1]將液壓囊安裝于減速帶下方，車輛經(jīng)過(guò)減速帶時(shí)擠壓液壓囊中的液壓油，液壓油帶動(dòng)液壓馬達(dá)并帶動(dòng)發(fā)電機(jī)發(fā)電，依據(jù)通過(guò)減速帶車輛的重力勢(shì)能估計(jì)了路面發(fā)電裝置的能量回收量，但沒(méi)有對(duì)具體的能量回收系統(tǒng)進(jìn)行參數(shù)設(shè)計(jì)?？追矅?guó)等[2]在減速帶下方布置液壓缸，在車輛經(jīng)過(guò)減速帶下壓減速帶的同時(shí)，將液壓缸中的液壓油直接擠向液壓馬達(dá)并帶動(dòng)發(fā)電機(jī)從而產(chǎn)生電能，文中建立了車輛通過(guò)減速帶時(shí)的1/4車輛振動(dòng)模型，并通過(guò)計(jì)算得出車輛在減速帶上行駛的最大載荷，以最大載荷作為作用力設(shè)計(jì)了路面減速帶發(fā)電裝置，但是沒(méi)有進(jìn)行試驗(yàn)以驗(yàn)證計(jì)算的正確性，計(jì)算所得的作用力與實(shí)際狀況比較可能有很大誤差。Dimitrios Horianopoulos等[3]在減速帶內(nèi)部安裝多個(gè)類似液壓缸的凸起，車輛經(jīng)過(guò)這種減速帶時(shí)車輪下壓使得腔內(nèi)的液體帶動(dòng)液壓馬達(dá)進(jìn)行發(fā)電，對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行了初步設(shè)計(jì)，但未進(jìn)行試驗(yàn)。綜合國(guó)內(nèi)外的研究狀況，對(duì)于路面減速帶發(fā)電裝置的研究集中在方案設(shè)計(jì)以及初步的元件參數(shù)選擇上。

本文所設(shè)計(jì)的路面減速帶發(fā)電裝置主要應(yīng)用于城市中車流量密集的地方。本文研究對(duì)象為基于液壓原理的減速帶發(fā)電系統(tǒng)，在明確路面減速帶發(fā)電裝置方案的基礎(chǔ)上，對(duì)發(fā)電裝置建立了數(shù)學(xué)模型，并借助虛擬樣機(jī)進(jìn)行仿真確定了裝置的部件參數(shù)與工作參數(shù)。最后搭建了路面減速帶發(fā)電裝置樣機(jī)進(jìn)行了試驗(yàn)，以驗(yàn)證仿真的正確性。

1 路面減速帶發(fā)電裝置工作原理

路面減速帶發(fā)電裝置主要由換能器、蓄能器、液壓馬達(dá)、發(fā)電機(jī)、電磁閥等組成。路面發(fā)電裝置原理如圖1所示。

1.減速帶; 2.換能器; 3.單向閥; 4.油箱; 5.發(fā)電機(jī); 6.油壓馬達(dá); 7.流量控制閥; 8.電磁閥; 9.地面; 10.壓力傳感器;11.蓄能器。

圖1 路面發(fā)電裝置原理示意圖

減速帶發(fā)電裝置安裝在城市中車流量密集且需要汽車減速的路段。減速帶下安裝有2個(gè)并聯(lián)的換能器，每個(gè)換能器設(shè)有出油管和回油管。油液通過(guò)出油管路到蓄能器，當(dāng)蓄能器中壓力達(dá)到設(shè)定值，壓力傳感器控制電磁閥開(kāi)啟，油液經(jīng)過(guò)液壓馬達(dá)，液壓馬達(dá)帶動(dòng)發(fā)電機(jī)發(fā)電，然后油液注入到油箱中。每次換能器都是通過(guò)回位彈簧的作用將油液重新吸入換能器中用以進(jìn)行下一次能量收集。

2 路面減速帶發(fā)電裝置數(shù)學(xué)模型

在車輛與減速相互作用時(shí)，車輛-換能器系統(tǒng)可以看成是由“車輛-減速帶-液壓系統(tǒng)”構(gòu)成的一個(gè)多自由度復(fù)雜振動(dòng)系統(tǒng)[4]。為了簡(jiǎn)化模型以提高求解效率，對(duì)振動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行如下簡(jiǎn)化：

1) 在車輛與減速帶相互作用過(guò)程中，車身幾乎沒(méi)有橫擺運(yùn)動(dòng)。車輛經(jīng)過(guò)減速帶時(shí)間很短，汽車的俯仰振動(dòng)基本上可以忽略，汽車在減速帶上的過(guò)程主要是豎直振動(dòng)。

2) 與減速帶的豎直運(yùn)動(dòng)相比，減速帶的水平運(yùn)動(dòng)忽略不計(jì)。

3) 減速帶寬度與車輛軸距相比很小，因此在作用過(guò)程中車輛前后軸的相互干涉忽略不計(jì)。

4) 在作用過(guò)程中，車輛除了輪胎懸架各組成部件外，其余的部件認(rèn)為是絕對(duì)的剛體。

綜上所述，車輛-換能器系統(tǒng)被簡(jiǎn)化為如圖2所示的3自由度模型。圖2中：m2為1/4汽車非簧載質(zhì)量；k1，c1為車輛懸架的剛度與阻尼；m1為簧載質(zhì)量；k2，c2為車輪剛度與車輪阻尼；m3為減速帶發(fā)電裝置換能器可移動(dòng)質(zhì)量；k3，c3為彈簧剛度和換能器液壓缸阻尼；F為系統(tǒng)對(duì)減速帶的作用力；x1為簧載質(zhì)量部分位移；x2為非簧載質(zhì)量部分位移；x3為車輪與減速帶接觸點(diǎn)的豎直位移。

圖2 車輛-減速帶振動(dòng)模型

根據(jù)牛頓定律，建立此系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)方程：

(1)

由于車輛與減速帶作用時(shí)間很短，因此根據(jù)氣體理想狀態(tài)方程：pVk=p′(V′)k，此過(guò)程為絕熱過(guò)程。以豎直向上為正方向，分析液壓系統(tǒng)對(duì)換能器的作用，則有：

(2)

式中：Δp為系統(tǒng)的管道壓力損失(Pa)；p1,p2為單向閥開(kāi)啟壓力(Pa)；p為充液前蓄能器壓力(Pa)；k為多變指數(shù)；V為蓄能器充液前氣體體積(m3)；m4為液壓系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)油液的等效質(zhì)量(kg)；c為液壓缸阻尼系數(shù)(N/(m/s))；x為液壓缸位移(m)；d為液壓缸缸徑(m)。

綜上所述，減速帶受到的車輪作用力主要與車速以及車輛質(zhì)量有關(guān)，液壓系統(tǒng)對(duì)減速帶的力由于壓力損失、單向閥開(kāi)啟壓力和系統(tǒng)壓力相比很小，油液質(zhì)量與換能器質(zhì)量相比很小且每次充入蓄能器的油液體積與蓄能器總體積相比很小，所以在液壓缸型號(hào)確定的條件下，充液時(shí)液壓系統(tǒng)對(duì)減速帶的力幾乎就取決于當(dāng)時(shí)的系統(tǒng)壓力與液壓缸阻尼。液壓缸阻尼無(wú)法改變，因此減速帶受力主要與不同車型、不同車速、不同液壓系統(tǒng)的壓力以及回位彈簧的剛度有關(guān)。

3 路面減速帶發(fā)電裝置虛擬樣機(jī)

根據(jù)以上對(duì)路面減速帶發(fā)電裝置的數(shù)學(xué)模型，本文考慮使用虛擬樣機(jī)技術(shù)進(jìn)行仿真研究。

3.1 換能器結(jié)構(gòu)

換能器結(jié)構(gòu)如圖3所示，包括減速帶1、鋼板2、限位塊3、回位彈簧4。換能器部件裝配過(guò)程如下：將減速帶通過(guò)鉚釘連接在鋼板上，與減速帶固定連接的鋼板通過(guò)6個(gè)回位彈簧支撐，減速帶下平面必須與地面齊平，減速帶、鋼板、回位彈簧的運(yùn)動(dòng)均被限制在豎直方向。出于車輛行駛的安全考慮必須安裝限位塊有效限制減速帶的位移。換能器的初步參數(shù)見(jiàn)表1。

表1 換能器參數(shù)

圖3 換能器模型

3.2 車輛-換能器模型的建立

由于研究重點(diǎn)在于輪胎與減速帶接觸過(guò)程的分析，所以簡(jiǎn)化了整車建模，如圖4所示。在ADAMS/view[5]中建立了車輛-換能器模型。本文由于減速帶布置在城市中車流量密集的地方，城市車輛中以整車質(zhì)量為1 500 kg左右的轎車占絕大多數(shù)，所以本文主要研究小轎車經(jīng)過(guò)減速帶時(shí)可回收的能量。本文選擇的小轎車參數(shù)如表2所示。

表2 車輛參數(shù)

圖4 車輛-換能器模型

3.3 發(fā)電裝置液壓系統(tǒng)模型

液壓系統(tǒng)模型如圖5所示.本文在AMEsim軟件[6]中建立了液壓系統(tǒng)模型。液壓系統(tǒng)由電磁閥進(jìn)行控制。電磁閥開(kāi)關(guān)控制方法:設(shè)定放液過(guò)程流量Q>0，當(dāng)Q≤0，即充液時(shí)，若此時(shí)蓄能器壓力大于設(shè)定的最高壓力則開(kāi)啟電磁閥，開(kāi)始釋放油液，此時(shí)Q>0，若檢測(cè)到壓力大于設(shè)定的最低壓力則保持電磁閥開(kāi)啟，否則關(guān)閉電磁閥。通過(guò)控制電磁閥的開(kāi)閉從而控制發(fā)電裝置收集和釋放能量的過(guò)程。液壓系統(tǒng)的部件參數(shù)暫且取默認(rèn)值，待下文確定。

為了精確地對(duì)路面發(fā)電裝置進(jìn)行建模，本文采用了AMEsim與ADAMS軟件聯(lián)合仿真，在ADAMS軟件中創(chuàng)立減速帶位移的測(cè)量函數(shù)作為ADAMS的輸出變量，減速帶的位移變量作為AMEsim中液壓缸位移的輸入變量，創(chuàng)建ADAMS的輸入變量力，F(xiàn)為AMEsim中液壓缸壓力的輸出變量。通過(guò)ADAMS的Control模塊將ADAMS中的車輛-換能器模型輸出為1個(gè)模塊，導(dǎo)入AMEsim中實(shí)現(xiàn)仿真。液壓系統(tǒng)模型見(jiàn)圖5。

圖5 液壓系統(tǒng)模型

4 路面減速帶發(fā)電裝置部件參數(shù)設(shè)計(jì)

路面發(fā)電裝置部件的型號(hào)與工作參數(shù)的選取直接關(guān)系到發(fā)電裝置能否正常工作以及能量回收效果。本文的路面減速帶發(fā)電裝置需要進(jìn)行選型的部件有液壓缸、回位彈簧、蓄能器、管道、發(fā)電機(jī)和液壓馬達(dá)，所需要確定的工作參數(shù)有系統(tǒng)工作壓力。

4.1 液壓缸

在確定液壓缸的結(jié)構(gòu)尺寸之前，需要對(duì)最大負(fù)載和工作壓力進(jìn)行估計(jì)。文獻(xiàn)[7]給出了車輛經(jīng)過(guò)不同寬度減速帶時(shí)車速與車輪最大加速度的關(guān)系，見(jiàn)圖6。

文獻(xiàn)[7]中給出的參數(shù)(1/4車輛簧載質(zhì)量為332.5 kg，非簧載質(zhì)量為45.4 kg)為一普通小轎車的參數(shù)，與本文所研究的車輛參數(shù)很相近，可以參考。

根據(jù)《中華人民共和國(guó)道路交通安全法實(shí)施條例》可以知道：機(jī)動(dòng)車在城市道路上行駛時(shí)，如果沒(méi)有標(biāo)志線則速度不可以超過(guò)30 km/h。根據(jù)城市公路限速標(biāo)準(zhǔn)，合理設(shè)計(jì)、布置減速帶可以使得絕大數(shù)車輛經(jīng)過(guò)減速帶的車速為10～20 km/h，所以本文以車速在10～20 km/h的小轎車為研究對(duì)象。

圖6 車輛經(jīng)過(guò)減速帶的最大加速度與車速的關(guān)系

由圖6可知：當(dāng)減速帶固定在路面上時(shí)，車輪最大加速度先增加后減小，則減速帶對(duì)車輛的作用力隨著車速的增加而呈現(xiàn)先增大后減小的趨勢(shì)，且本文減速帶規(guī)格確定為2 000 mm×380 mm×50 mm，介于圖6中兩曲線之間。不考慮車身的位移，在過(guò)減速帶最大車速20 km/h處車輛對(duì)減速帶的最大載荷為

Fmax=2m2(amax+g)+2m1g

(3)

得到Fmax=20 kN。本文選擇中低壓壓力范圍，則最大壓力為6.3 MPa。

在確定負(fù)載以及工作壓力之后，液壓缸的參數(shù)[8]需要通過(guò)如下計(jì)算得到：

4.1.1 液壓缸的缸徑

液壓缸以無(wú)桿腔作為工作腔：

(4)

在本文中減速帶在車輛輪胎力的作用下可移動(dòng)，且由于車輛并不是直接作用于液壓系統(tǒng)，而是通過(guò)減速帶作用于液壓系統(tǒng)，其中一部分力用作產(chǎn)生減速帶的加速度，所以實(shí)際直接作用于液壓系統(tǒng)的力小于Fmax，則液壓缸直徑選擇40 mm。

4.1.2 液壓缸桿徑

由液壓缸工作狀況可知，液壓缸桿主要受壓作用，所以根據(jù)計(jì)算推薦公式，活塞桿直徑d=0.5～0.7D，綜上d選擇22 mm。

活塞桿直徑按照式(5)進(jìn)行校核。

(5)

式中：σb為屈服強(qiáng)度(Pa)；n為安全系數(shù)。

液壓缸材料選擇45#鋼。45#鋼對(duì)應(yīng)的材料屈服強(qiáng)度不小于335 MPa。又由于液壓缸受沖擊力，取較大的安全系數(shù)10。代入式(5)可以得到活塞桿直徑需要大于19.4 mm，則液壓缸直徑選取在22 mm是合適的。

4.1.3 最大行程

由于減速帶行程限制為50 mm，則液壓缸的最大行程應(yīng)該大于50 mm，根據(jù)國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)選擇最大行程為80 mm。

4.1.4 液壓缸壁厚

由于本文液壓缸受沖擊載荷，壁較厚，所以不能采用薄壁公式進(jìn)行計(jì)算。厚壁計(jì)算公式如下：

(6)

式中：pt為液壓缸試驗(yàn)壓力(Pa)；[σb]為許用應(yīng)力(Pa)。

液壓缸壁厚δ必須大于5.8 mm，為了制造方便取液壓缸壁厚為6 mm。

4.2 系統(tǒng)壓力

減速帶振動(dòng)能量回收裝置中采用蓄能器進(jìn)行能量收集，這里認(rèn)為蓄能器中的氣體為理想氣體，且在一次換能器動(dòng)作過(guò)程前后由于時(shí)間很短，蓄能器處于絕熱狀態(tài)。則每次換能器動(dòng)作所吸收的能量為[9]

(7)

式中：V，V*為充液前后蓄能器氣體體積(m3)；p0為蓄能器充氣壓力(Pa)；V0為蓄能器總?cè)莘e(m3)；p為蓄能器氣體壓力(Pa)；k為氣體多變指數(shù)，絕熱過(guò)程k=1.4。

V*=V+2Ax，其中：A為液壓缸有效面積；x為液壓缸桿運(yùn)動(dòng)距離。2Ax<

Ep=2Axp

(8)

可見(jiàn)蓄能器能量收集的多少主要與換能器行程、換能器液壓缸有效面積和液壓系統(tǒng)壓力有關(guān)，而與蓄能器結(jié)構(gòu)參數(shù)關(guān)系不大。根據(jù)以上分析，對(duì)裝置能量回收量影響較大的因素主要為車速以及液壓系統(tǒng)設(shè)定壓力。

由圖7和8可知，在不同車速、相同液壓系統(tǒng)壓力下，車輛對(duì)減速帶的最大作用力隨著車速的增大而增大，車輛在減速帶上的作用時(shí)間隨著車速的增加而減小，減速帶位移呈現(xiàn)增大趨勢(shì)。根據(jù)式(8)從能量角度分析可得，在相同系統(tǒng)壓力作用下，相同車型在不同車速下，能量回收裝置可回收能量隨著車輛行駛速度增加而增大。

圖7 不同車速下的減速帶加速度

圖8 不同車速下的減速帶的位移

由圖9可知：在僅僅改變回位彈簧剛度的條件下，在車輛與減速帶相互作用期間，提高彈簧剛度使得減速帶最大位移有減小的趨勢(shì)，但是影響很小。在車輛離開(kāi)之后，減速帶回位時(shí)間隨著彈簧剛度的變大而縮短，彈簧剛度每增加1 N/mm，減速帶回位時(shí)間減少量減少。從圖9中看出剛度在大于3 N/mm之后再增加剛度回位時(shí)間也不會(huì)有很大減小，則選擇回位彈簧剛度為3 N/mm。由圖9可以看出：彈簧剛度在3 N/mm左右變動(dòng)對(duì)能量回收量的影響很微小。

圖9 不同彈簧剛度下的減速帶的位移

綜上分析，經(jīng)過(guò)路面減速帶發(fā)電裝置的車輛車速越高，可回收的最大能量越多。同時(shí)，回位彈簧剛度對(duì)能量回收量的影響很小，綜合考慮下選取3 N/mm的回位彈簧剛度較合適。

圖10、圖11為不同系統(tǒng)壓力下通過(guò)仿真得到的換能器位移與能量吸收量的關(guān)系。

圖10為在車速15 km/h下，不同的系統(tǒng)壓力對(duì)減速帶位移的影響。由圖10可知：增加系統(tǒng)壓力，位移隨之變小。 得出在不同壓力之下E3.4≈E4.4>E5.4，此時(shí)則需要具體研究各個(gè)壓力下?lián)Q能器能量轉(zhuǎn)換量的大小，從而保證單次轉(zhuǎn)換量較大。

圖10 不同系統(tǒng)壓力下的減速帶位移

圖11為系統(tǒng)壓力與換能器單次能量轉(zhuǎn)化量的關(guān)系，兩條曲線有相同的趨勢(shì)。曲線在低壓力時(shí)，回收的能量與壓力成線性關(guān)系，而后回收的能量開(kāi)始保持一段時(shí)間穩(wěn)定，之后又開(kāi)始下降。由車速與系統(tǒng)能量回收量的關(guān)系可知：隨著車速的增加，可回收能量增大。所以，車速在10～20 km/h時(shí)，相同壓力下可回收能量必定在兩曲線之間，且不同車速下能量回收量與系統(tǒng)壓力的關(guān)系變化曲線是相似的。又可以知道：在3.8～4.5 MPa，兩曲線的能量回收量都處于最大值附近，那么在這樣的系統(tǒng)壓力之下，車速為10～20 km/h的車輛經(jīng)過(guò)減速帶時(shí)可回收的能量都處于最大值附近。則依據(jù)回收能量最大化的目標(biāo)選擇系統(tǒng)壓力為3.8～4.5 MPa。

圖11 系統(tǒng)壓力與單次回收能量的關(guān)系

綜上所述，為了使得換能器單次能量吸收較大，選擇系統(tǒng)壓力在3.8～4.5 MPa。

4.3 蓄能器參數(shù)

由于蓄能器收集能量的過(guò)程較長(zhǎng)，可將這一過(guò)程看做等溫過(guò)程。蓄能器在等溫過(guò)程下的能量?jī)?chǔ)存公式為

(9)

蓄能器有效容積計(jì)算公式為[10]

(10)

式中：ΔV為蓄能器有效容積(m3);pmax為設(shè)定的最高壓力(Pa)；pmin為設(shè)定的最低壓力(Pa)。

由圖11可知換能器單次能量吸收量e在410～500 J。現(xiàn)擬定60輛車經(jīng)過(guò)減速帶，油液釋放一次，且取充氣壓力為3.5 MPa，則單次發(fā)電蓄能器中儲(chǔ)存的能量EA=2ne。

聯(lián)立式(9)與式(10)，可以得蓄能器的總體積：

82 L

(1)

從盡量減少蓄能器體積方面考慮，選擇蓄能器容積為82 L。

4.4 管道參數(shù)

經(jīng)過(guò)以上分析，明確了液壓缸參數(shù)與蓄能器的參數(shù)，還需要對(duì)液壓元件連接件管道進(jìn)行選擇。圖12為在最小系統(tǒng)壓力之下以最高車速經(jīng)過(guò)減速帶時(shí)液壓系統(tǒng)管道中流量的變化曲線。

由《工程流體力學(xué)》中對(duì)液壓系統(tǒng)流速的限定可以知道：此類液壓系統(tǒng)流體流速限制在5 m/s之下[11]。根據(jù)圖12可知此時(shí)最大流量約為180 L/min，則可以得出與液壓缸連接的管道直徑為27.57 mm，由此選取32 mm管道。相應(yīng)的與能器連接的管道由于集合了兩個(gè)管道的流量，則此管道通徑應(yīng)該大于37.8 mm。因此，這段管道選擇40 mm通徑。

4.5 發(fā)電機(jī)與液壓馬達(dá)

由文獻(xiàn)[12]可知：蓄能器處在等溫狀態(tài)時(shí)，放液過(guò)程能釋放更多的能量。為了使得蓄能器工作在等溫狀態(tài)，需要適當(dāng)?shù)乜刂品乓簳r(shí)間，初步規(guī)定放液時(shí)間為1 min，則發(fā)電機(jī)功率為

(12)

式中：η1,η2,η3為液壓馬達(dá)與發(fā)電機(jī)以及系統(tǒng)其他元器件的效率；t為放液時(shí)間(s)。計(jì)算可得P=450 W，則選用500 W的永磁交流發(fā)電機(jī)。

由于系統(tǒng)的最低工作壓力必須能使得液壓馬達(dá)與發(fā)電機(jī)正常工作，即T1≥T2[13]，其中：T1為液壓馬達(dá)轉(zhuǎn)矩；T2為發(fā)電機(jī)在額定工況下的轉(zhuǎn)矩。

(13)

式中：Δpm為液壓馬達(dá)進(jìn)出口壓力差(Pa)；Vm為液壓馬達(dá)排量(mL/r)；P為發(fā)電機(jī)額定功率(kW)；n為發(fā)電機(jī)額定轉(zhuǎn)速(r/min)。選擇20 mL/r的葉片馬達(dá)。

5 路面減速帶發(fā)電裝置實(shí)驗(yàn)

圖13(a)為路面減速帶發(fā)電裝置實(shí)驗(yàn)樣機(jī)。減速帶發(fā)電裝置主要包括換能器、液壓系統(tǒng)、相應(yīng)的電子控制系統(tǒng)。根據(jù)仿真模型的換能器結(jié)構(gòu)搭建出如圖13(b)所示的換能器。根據(jù)所建立的液壓系統(tǒng)以及相應(yīng)的控制要求，搭建了液壓系統(tǒng)并用PLC控制實(shí)現(xiàn)了對(duì)液壓系統(tǒng)的控制。

本次試驗(yàn)首先以測(cè)試該裝置換能器能量吸收量為目標(biāo)，當(dāng)車輛以不同車速經(jīng)過(guò)減速帶，測(cè)量換能器位移的變化情況，再通過(guò)測(cè)試不同壓力之下減速帶能量回收裝置中換能器回收能量的多少來(lái)確定系統(tǒng)壓力。

在不同的設(shè)定速度之下，本裝置在4.4 MPa系統(tǒng)壓力之下的位移曲線如圖14所示。通過(guò)與仿真進(jìn)行對(duì)比，發(fā)現(xiàn)減速帶位移量的仿真值與實(shí)驗(yàn)值之間差距在5%以下，則可以認(rèn)為仿真符合實(shí)際情況。造成減少的原因主要是機(jī)械損失與液壓系統(tǒng)損失，機(jī)械損失主要為減速帶導(dǎo)向機(jī)構(gòu)在運(yùn)動(dòng)中引起的摩擦損失，本文裝置中的導(dǎo)向桿做工比較粗糙，使得這部分摩擦損失相對(duì)于總損失有著不小的比例；液壓系統(tǒng)損失主要由于理論中忽略了液壓系統(tǒng)中三通接頭、多處彎管以及液壓缸出口這些結(jié)構(gòu)，在液壓系統(tǒng)中這些結(jié)構(gòu)會(huì)形成油液局部壓力損失，增大了整個(gè)系統(tǒng)的壓力損失。本文由于對(duì)流速進(jìn)行了控制，總體來(lái)說(shuō)能量損失不大。

圖15為各個(gè)壓力之下的減速帶位移量。為了研究不同系統(tǒng)壓力下?lián)Q能器能量轉(zhuǎn)換量的多少，還需要對(duì)數(shù)據(jù)進(jìn)行處理，得到能量關(guān)于系統(tǒng)壓力的曲線，并與仿真結(jié)果進(jìn)行對(duì)比。

圖15 不同壓力下減速帶位移

記錄下壓力與位移，繪制能量關(guān)于系統(tǒng)壓力的曲線，如圖16所示。通過(guò)圖16可以看出：最大能量回收量大約在3.7～4.4 MPa之間，與仿真所得3.8～4.5 MPa差距不大。最大可回收能量平均值大約減少4%左右。本實(shí)驗(yàn)同時(shí)確定了該系統(tǒng)的實(shí)際工作壓力設(shè)定在3.7～4.4 MPa。

為了保證發(fā)電機(jī)工作在較高的效率處，還需要保證發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)速為額定轉(zhuǎn)速。測(cè)量液壓系統(tǒng)壓力與發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)速的情況，確保實(shí)際中發(fā)電機(jī)工作在額定工況，保證效率不降低。

圖17為液壓系統(tǒng)放液發(fā)電過(guò)程壓力與液壓馬達(dá)轉(zhuǎn)速的曲線。從圖17可知：在3.7 MPa之后液壓馬達(dá)轉(zhuǎn)速開(kāi)始下降，為了使得與液壓馬達(dá)相連的發(fā)電機(jī)工作在額定工況，系統(tǒng)最低壓力必須大于3.7 MPa。從實(shí)驗(yàn)曲線上可知：該裝置單次發(fā)電時(shí)間在60 s左右，單次發(fā)電量在30 kJ，如果每天有30 000輛車經(jīng)過(guò)減速帶，則大概可以產(chǎn)生5 kW·h的電量。

圖16 不同液壓系統(tǒng)壓力與換能器回收能量的關(guān)系

圖17 液壓馬達(dá)轉(zhuǎn)速與液壓系統(tǒng)壓力的變化曲線

6 結(jié)束語(yǔ)

本文在明確路面減速帶發(fā)電裝置方案的基礎(chǔ)上，對(duì)發(fā)電裝置建立了數(shù)學(xué)模型，明確了路面發(fā)電裝置能量收集量主要與車型、車速、液壓系統(tǒng)的壓力以及回位彈簧的剛度有關(guān)。

以小轎車為主要行駛車輛，并選取整車質(zhì)量1 500 kg左右的小轎車作為研究對(duì)象，對(duì)其他影響因素進(jìn)行仿真，確定了裝置的部件參數(shù)與工作參數(shù)，并以此為基礎(chǔ)搭建了試驗(yàn)樣機(jī)。

在完成試驗(yàn)樣機(jī)搭建之后進(jìn)行試驗(yàn)并驗(yàn)證了仿真的正確性。試驗(yàn)結(jié)果表明：路面減速帶能量回收裝置每次發(fā)電量在30 kJ左右，如果每天有30 000 輛車經(jīng)過(guò)減速帶，則大概可以回收5 kW·h的電量，足夠給路邊照明設(shè)施進(jìn)行供電。

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(責(zé)任編輯 劉 舸)

Design and Experiment of Vibration Energy Recovery System of Speed Control Hump

HE Ren，XU Yang

(School of Automotive and Traffic Engineering， Jiangsu University, Zhenjiang 212013, China)

In order to recycle the vibration energy when the vehicle passes through the speed control hump, a vibration energy recovery system of speed control hump is designed. Firstly, the design scheme of the device is proposed and its working principle is introduced. Then the mathematical model of the system is established to determine the impact factors that affect the recovery of energy. On the basis of mathematical model, the virtual prototype of the power generation device is set up and the simulation is carried out, and the model and working parameters of the main parts of the system are determined. Finally, the correctness of the simulation is verified by the experiment. Experiment result shows that the energy recovery device for each generating capacity at about 30 kJ. If there are 30 000 vehicles passing the device every day, it can produce about 5 kW·h of electricity that is enough to light the roadside facilities.

speed control hump;power generating device;hydraulic system

2016-08-18 基金項(xiàng)目：江蘇省交通運(yùn)輸科技計(jì)劃項(xiàng)目(2014Y17)

何仁(1962—)，男，江蘇人，教授，博士生導(dǎo)師，主要從事汽車綜合節(jié)能與環(huán)保技術(shù)研究； 通訊作者 許旸(1991—)，男，江蘇人，碩士研究生。主要從事汽車綜合節(jié)能與環(huán)保技術(shù)研究，E-mail：xuyang.aaa@live.cn。

何仁，許旸.路面減速帶發(fā)電裝置設(shè)計(jì)與試驗(yàn)[J].重慶理工大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué))，2016(11):96-104.

format：HE Ren，XU Yang.Design and Experiment of Vibration Energy Recovery System of Speed Control Hump [J].Journal of Chongqing University of Technology(Natural Science)，2016(11):96-104.

10.3969/j.issn.1674-8425(z).2016.11.017

U417

A

1674-8425(2016)11-0096-09