機(jī)-電-液饋能懸掛系統(tǒng)性能分析

張偉杰，汪國勝，2，郭 勇

(1.湖南科技大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)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(fù)雜惡劣，從而導(dǎo)致其懸掛系統(tǒng)振動(dòng)劇烈，再加上車體重量較大，且與路面多點(diǎn)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(dòng)能量，將其用于主動(dòng)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(jìn)而提升車輛續(xù)航能力等綜合性能。饋能懸掛系統(tǒng)在實(shí)現(xiàn)高性能減振的同時(shí)能夠回收懸掛系統(tǒng)振動(dòng)產(chǎn)生的能量，因此對(duì)坦克裝甲車輛進(jìn)行饋能懸掛系統(tǒng)研究具有重要的意義。

國內(nèi)外學(xué)者對(duì)饋能懸掛系統(tǒng)進(jìn)行了探索性研究，并分析了各參數(shù)對(duì)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(jī)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(chǔ)上，增加了行星增速機(jī)構(gòu)來提高饋能，通過仿真證明車輛在C級(jí)路面以80 km/h的速度行駛時(shí)，能量回收功率可達(dá)15.3 W。Lei等[3]設(shè)計(jì)了一種電磁式饋能減振器，在懸掛速度為0.25～0.5 m/s時(shí)，饋能減振器可達(dá)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(dòng)機(jī)的主動(dòng)懸掛作動(dòng)器，通過研制樣機(jī)進(jìn)行臺(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)證了該結(jié)構(gòu)的可行性，并對(duì)影響系統(tǒng)懸掛性能的外部參數(shù)進(jìn)行了綜合分析以及優(yōu)化。于長森等[7-8]設(shè)計(jì)了一種齒輪齒條機(jī)構(gòu)結(jié)合DV伺服電機(jī)的饋能懸掛系統(tǒng)，并且通過仿真分析了其主要參數(shù)對(duì)懸掛性能的影響。汪國勝等[9]針對(duì)特種車輛電磁饋能懸掛系統(tǒng)設(shè)計(jì)了半主動(dòng)控制實(shí)現(xiàn)方案，通過仿真驗(yàn)證其能量回收功率可達(dá)200 W以上。張玉新等[10-11]提出了一種機(jī)-電-液半主動(dòng)懸掛系統(tǒng)，通過仿真和臺(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)證了該懸掛系統(tǒng)的減振性能和饋能特性。試驗(yàn)結(jié)果表明：該系統(tǒng)在0.52 m/s的速度，10 Ω外部負(fù)載條件下的平均能量回收功率為110.6 W。過學(xué)訊等[12-13]設(shè)計(jì)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(duì)其懸掛性能的影響，通過臺(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)證在電流調(diào)整為30 A時(shí)能量回收功率為51.94 W。周創(chuàng)輝等[14]通過仿真以及臺(tái)架試驗(yàn)進(jìn)行了液電饋能式懸架靈敏度分析，并對(duì)液壓參數(shù)進(jìn)行了優(yōu)化。

通過分析上述研究可知，目前的機(jī)-電饋能懸掛系統(tǒng)以及電-液饋能懸掛系統(tǒng)雖能實(shí)現(xiàn)能量回收，但其能量回收功率只能達(dá)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(shè)計(jì)且不擴(kuò)大體積的前提下，其遠(yuǎn)遠(yuǎn)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(jī)-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(xué)模型并搭建仿真模型，通過仿真驗(yàn)證機(jī)-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(duì)懸掛系統(tǒng)性能的影響。

2 機(jī)-電-液饋能懸掛系統(tǒng)工作原理

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

圖1 機(jī)-電-液懸掛系統(tǒng)結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Structural diagram of mechanical electro hydraulic suspension system

在半主動(dòng)與被動(dòng)工況下，作動(dòng)器主要是將地面激勵(lì)轉(zhuǎn)化為電機(jī)旋轉(zhuǎn)并驅(qū)動(dòng)電機(jī)發(fā)電，能量傳遞路線為：負(fù)重輪的振動(dòng)→平衡肘反復(fù)擺動(dòng)→作動(dòng)器→花鍵連接套→永磁電機(jī)轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)→電能，此時(shí)永磁電機(jī)處于發(fā)電機(jī)狀態(tài)，通過電磁作用將動(dòng)能轉(zhuǎn)化為電能供坦克裝甲車輛電器使用或儲(chǔ)存于車載電池中，完成能量回收；在主動(dòng)工況下，作動(dòng)器主要是將電能通過液壓介質(zhì)轉(zhuǎn)化成機(jī)械能，驅(qū)動(dòng)由葉片減振器改進(jìn)而成的旋轉(zhuǎn)液壓執(zhí)行器動(dòng)作，提高整個(gè)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(jī)轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)→花鍵連接套→作動(dòng)器→平衡肘擺動(dòng)→負(fù)重輪運(yùn)動(dòng)，此時(shí)永磁電機(jī)處于電動(dòng)機(jī)狀態(tài)，消耗電量主動(dòng)做功將電能轉(zhuǎn)換為負(fù)重輪的動(dòng)能，完成主動(dòng)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(dòng)、半主動(dòng)和主動(dòng)模式之間的切換，進(jìn)一步提升懸掛系統(tǒng)減振性能和能量回收效果。

機(jī)-電-液饋能懸掛系統(tǒng)新型懸掛作動(dòng)器由旋轉(zhuǎn)液壓執(zhí)行器、液壓換向器和液壓變速/泵/馬達(dá)等組成，可解決液壓整流、轉(zhuǎn)速匹配以及結(jié)構(gòu)緊湊3個(gè)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(shí)現(xiàn)從旋轉(zhuǎn)液壓執(zhí)行器流出的液壓油總能朝一個(gè)方向流入液壓變速/泵/馬達(dá)，進(jìn)而驅(qū)動(dòng)液壓變速/泵/馬達(dá)朝一個(gè)方向旋轉(zhuǎn)，帶動(dòng)發(fā)電機(jī)發(fā)電。為了增加結(jié)構(gòu)緊湊性，液壓換向器的4個(gè)單向閥分別布置在旋轉(zhuǎn)液壓執(zhí)行器中的2個(gè)隔板上，以實(shí)現(xiàn)4個(gè)腔室的兩兩互通換向，如圖3(a)所示。

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

圖3 機(jī)-電-液懸掛作動(dòng)器示意圖Fig.3 Mechanical electro hydraulic suspension actuator

液壓變速/泵/馬達(dá)是一個(gè)可同時(shí)實(shí)現(xiàn)變速器、液壓泵和液壓馬達(dá)功能的裝置，懸掛主動(dòng)做功時(shí)作為液壓泵使用，起減速增扭作用；半主動(dòng)控制或被動(dòng)模式時(shí)作為液壓馬達(dá)使用，起增速減扭作用。在液壓變速/泵/馬達(dá)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中，中心輪、行星輪和偏心輸出軸組成一個(gè)少齒差行星齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，當(dāng)中心輪和行星輪齒數(shù)相差較小時(shí)，可獲得較大的傳動(dòng)比，在被動(dòng)/半主動(dòng)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(jī)的體積、重量與輸出扭矩等設(shè)計(jì)要求，還可提高后端的電能量回收效率與回收功率。其傳動(dòng)比i如式(1)所示：

(1)

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

機(jī)-電-液懸掛作動(dòng)器功能集中，結(jié)構(gòu)緊湊，在不增加自身結(jié)構(gòu)體積的前提下可減小后端永磁性發(fā)電機(jī)的體積，與此同時(shí)最大程度減少機(jī)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(jī)-電-液饋能懸掛系統(tǒng)模型

為分析機(jī)-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(xué)模型，并在AMEsim軟件中搭建仿真模型進(jìn)行分析。

3.1 系統(tǒng)阻尼力

由圖2可知，從旋轉(zhuǎn)液壓執(zhí)行器流出的液壓油經(jīng)液壓換向器整流總能驅(qū)動(dòng)液壓變速/泵/馬達(dá)單向旋轉(zhuǎn)，進(jìn)而帶動(dòng)永磁電機(jī)發(fā)電。通過研究單向閥、液壓管道、液壓馬達(dá)的壓降來建立液壓系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型。

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

(2)

因此，第i個(gè)單向閥兩端的壓降ΔPvalvei如式(3)所示：

(3)

假設(shè)在機(jī)-電-液饋能懸掛系統(tǒng)中所有油液在液壓管路中的流動(dòng)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(dòng)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(jī)、能量回收回路以及電池，為便于分析可將永磁電機(jī)簡(jiǎn)化為理想電機(jī)、內(nèi)電阻和內(nèi)電感，將電池等效為一個(gè)可變的外阻，其等效模型示意圖如圖1所示。從旋轉(zhuǎn)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(qū)動(dòng)液壓馬達(dá)，液壓馬達(dá)的轉(zhuǎn)速ωmotor和扭矩Tmotor可分別由式(5)和式(6)計(jì)算：

ωmotor=(2πQmotor/q)ηv2

(5)

Tmotor=(ΔPmotorq/2π)ηm

(6)

其中：ωmotor為液壓馬達(dá)轉(zhuǎn)速；Tmotor為液壓馬達(dá)扭矩；Qmotor為流過液壓馬達(dá)的流量；q為液壓馬達(dá)的排量；ΔPmotor為液壓馬達(dá)出入口壓降；ηv2和ηm分別為液壓馬達(dá)的容積效率和機(jī)械效率。

在半主動(dòng)/被動(dòng)工況下，發(fā)電機(jī)的轉(zhuǎn)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(jī)轉(zhuǎn)速；Tgenerator為發(fā)電機(jī)扭矩；i為少齒差行星齒輪傳動(dòng)比。

發(fā)電機(jī)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(jī)的輸出電壓；Tgenerator為發(fā)電機(jī)的輸入扭矩；ke和kt分別為發(fā)電機(jī)的電動(dòng)勢(shì)常數(shù)和扭矩常數(shù)；Jg為發(fā)電機(jī)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，I為發(fā)電機(jī)的輸出電流。

根據(jù)基爾霍夫電壓定律，發(fā)電機(jī)輸出電壓可由式(11)表示：

(11)

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

液壓馬達(dá)的出入口壓差與流量之間的關(guān)系如式(12)所示：

(12)

式中：ΔPmotor為液壓馬達(dá)出入口壓差；Qmotor為液壓馬達(dá)流量。

發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)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(jiǎn)化，如式(13)所示：

(13)

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

(14)

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

由圖2所示的液壓回路可得被動(dòng)/半主動(dòng)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(gè)單向閥的流量；ηv1為旋轉(zhuǎn)液壓執(zhí)行器容積效率。

在半主動(dòng)工況下，旋轉(zhuǎn)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(jī)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(jī)-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(jī)-電-液懸掛半主動(dòng)/被動(dòng)控制原理，采用熱液壓泵/馬達(dá)元件模擬旋轉(zhuǎn)液壓執(zhí)行器和液壓變速/泵/馬達(dá)，用齒輪傳動(dòng)模擬液壓變速/泵/馬達(dá)的增速效果，H橋布置熱液?jiǎn)蜗蜷y模擬液壓換向器，搭建機(jī)-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(jī)，利用Average 3 Phase Inverter模擬發(fā)電機(jī)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(jī)-電-液懸掛被動(dòng)或半主動(dòng)控制模型。AMEsim模型中的輸入為旋轉(zhuǎn)液壓執(zhí)行器的轉(zhuǎn)速，輸出為液壓變速/泵/馬達(dá)的轉(zhuǎn)速，搭建完成機(jī)-電-液饋能懸掛系統(tǒng)流、固、熱、磁多場(chǎng)耦合分析模型。

液壓變速/泵/馬達(dá)的增速效果通過設(shè)置齒輪傳動(dòng)裝置模擬，其傳動(dòng)比按照少齒差行星齒輪傳動(dòng)比公式(1)計(jì)算。系統(tǒng)的慣性力矩以及摩擦力矩等效加載至電機(jī)軸上，等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量如式(20)所示：

(20)

式中：J為系統(tǒng)等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；Jy為旋轉(zhuǎn)液壓執(zhí)行器回轉(zhuǎn)部件等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；Jm為液壓變速/泵/馬達(dá)等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；i為少齒差行星齒輪 傳動(dòng)比；i1為旋轉(zhuǎn)液壓執(zhí)行器回轉(zhuǎn)軸與永磁發(fā)電機(jī)回轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)速比，i1=i·qy/qm(qy為旋轉(zhuǎn)液壓執(zhí)行器等效排量;qm為液壓變速/泵/馬達(dá)等效排量)；Jd為永磁電機(jī)回轉(zhuǎn)部件等效轉(zhuǎn)動(dòng)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(zhuǎn)液壓執(zhí)行器所受阻力扭矩；Tfm為液壓變速/泵/馬達(dá)所受阻力扭矩；Tfd為永磁電機(jī)所受阻力扭矩;Tf和Tfy根據(jù)液壓元件的啟動(dòng)壓力進(jìn)行設(shè)定；Tfd由永磁電機(jī)機(jī)械效率η和額定扭矩Te確定，如式(22)所示：

Tfd=Te(1-η)

(22)

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

考慮泵/馬達(dá)間隙搭建Fluent模型分析得到進(jìn)出口速度，算出葉片減振器以及泵/馬達(dá)排量，根據(jù)設(shè)計(jì)尺寸，分析計(jì)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(shí)際意義?；诖罱ǖ腁MEsim流、固、熱、磁多場(chǎng)耦合分析模型，分析在不同正弦激勵(lì)頻率以及不同轉(zhuǎn)角幅值下懸掛系統(tǒng)的阻尼特性。

當(dāng)正弦激勵(lì)頻率為0.5 Hz，旋轉(zhuǎn)液壓執(zhí)行器轉(zhuǎn)角幅值由±10°～±50°變化時(shí)，系統(tǒng)的示功特性圖以及速度特性曲線如圖4所示；當(dāng)旋轉(zhuǎn)液壓執(zhí)行器轉(zhuǎn)角幅值為±50°，正弦激勵(lì)頻率由0.5～5.0 Hz變化時(shí)，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(zhuǎn)液壓執(zhí)行器轉(zhuǎn)角幅值在±10°～±50°變化時(shí)，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(zhuǎn)角幅值的增大而增大，在不同的外部激勵(lì)下，懸掛系統(tǒng)阻尼力特性曲線圓滑，機(jī)-電-液饋能懸掛系統(tǒng)具有良好的阻尼特性。

圖4 不同轉(zhuǎn)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(duì)懸掛系統(tǒng)性能的影響

仿真模型所取參數(shù)是經(jīng)計(jì)算得出的理論數(shù)據(jù)，但坦克裝甲車輛行駛路況復(fù)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(shí)要同時(shí)兼顧減振性能與饋能能力，分析主要參數(shù)變化對(duì)系統(tǒng)性能的影響，為接下來進(jìn)行參數(shù)優(yōu)化以達(dá)最佳綜合性能提供重要指導(dǎo)作用。

根據(jù)機(jī)-電-液饋能懸掛系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型，選取對(duì)系統(tǒng)性能影響較大的旋轉(zhuǎn)液壓執(zhí)行器排量、液壓泵/馬達(dá)排量、少齒差行星齒輪傳動(dòng)比和液壓泵/馬達(dá)容積效率4個(gè)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(duì)系統(tǒng)阻尼特性與饋能特性的影響規(guī)律，以轉(zhuǎn)角幅值為±50°，激勵(lì)頻率為0.5 Hz的低頻正弦位移激勵(lì)的理想工況為例進(jìn)行分析，正弦激勵(lì)為0.5 Hz時(shí)最大懸掛速度為0.69 m/s。一個(gè)周期的能量回收效率如式(23)所示：

(23)

式中：η為一個(gè)周期的能量回收效率；p為充電功率；Tfd為旋轉(zhuǎn)液壓執(zhí)行器輸出扭矩；ω為旋轉(zhuǎn)液壓執(zhí)行器轉(zhuǎn)速；T為滿行程運(yùn)動(dòng)周期。

表2 參數(shù)取值范圍

如圖6所示，旋轉(zhuǎn)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(guān)，在旋轉(zhuǎn)液壓執(zhí)行器排量由3 000～5 400 ml·r-1變化時(shí)，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(dá)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(dá)排量由310～470 ml·r-1變化時(shí)，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(dá)傳動(dòng)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(dá)傳動(dòng)比由9.2～13.8變化時(shí)，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(duì)系統(tǒng)的能量回收效率影響不大，在正弦激勵(lì)頻率為0.5 Hz的理想工況下，可達(dá)到50%以上的平均能量回收效率。

圖6 旋轉(zhuǎn)液壓執(zhí)行器排量對(duì)系統(tǒng)性能影響曲線

圖7 液壓泵/馬達(dá)排量對(duì)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(dòng)比對(duì)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(huì)導(dǎo)致液壓變速/泵/馬達(dá)容積效率降低，在不同液壓變速/泵/馬達(dá)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(dá)容積效率對(duì)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(shí)，系統(tǒng)最大阻尼力由30.61 kN降低至25.08 kN。液壓泵/馬達(dá)容積效率對(duì)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(shí)，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(dá)容積效率的降低而顯著下降。液壓泵/馬達(dá)容積效率是保證饋能懸掛系統(tǒng)高能量回收功率的關(guān)鍵參數(shù)，設(shè)法降低液壓泵/馬達(dá)泄漏，提高容積效率是保證機(jī)-電-液饋能懸掛系統(tǒng)高饋能功率的關(guān)鍵。

表3 不同液壓泵/馬達(dá)容積效率下系統(tǒng)主要參數(shù)

圖9 液壓泵/馬達(dá)容積效率對(duì)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(jié)論

1) 新型懸掛作動(dòng)器的主要結(jié)構(gòu)液壓換向器和液壓變速/泵/馬達(dá)成功解決了液壓整流以及轉(zhuǎn)速匹配難題，實(shí)現(xiàn)功能高度集中，達(dá)到結(jié)構(gòu)緊湊的目標(biāo)，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(lì)振幅以及激勵(lì)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(lì)振幅的增大而增大，具有良好的阻尼特性；

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

4) 液壓變速/泵/馬達(dá)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(dá)容積效率的降低而顯著下降，在低頻正弦激勵(lì)工況下容積效率在0.95～0.55時(shí)，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(dá)泄漏提高容積效率是保證機(jī)-電-液饋能懸掛系統(tǒng)高效能量回收的關(guān)鍵。