基于高壓儲能的特種車輛快速起豎技術(shù)與驗證

周伯俊, 于傳強， 劉志浩， 柯冰

(1.火箭軍工程大學(xué) 導(dǎo)彈工程學(xué)院， 陜西 西安 710025； 2.火箭軍裝備部，北京 100085)

0 引言

目前，特種車輛負載起豎系統(tǒng)多采用三鉸點固連式機構(gòu)，普遍采用定量泵驅(qū)動的傳統(tǒng)液壓起豎系統(tǒng)。傳統(tǒng)液壓起豎系統(tǒng)要實現(xiàn)快速起豎，液壓油源體積、重量會大幅增加，不利于特種車輛輕載化、低裝機功率的發(fā)展需求。

為使特種車輛在15 s內(nèi)快速起豎，需要采用新型驅(qū)動技術(shù)，如新型泵驅(qū)動液壓起豎、電動起豎、燃氣- 液壓混合驅(qū)動起豎、氣液傳動技術(shù)起豎就為此提供了發(fā)展方向。新型泵驅(qū)液壓起豎技術(shù)采用變量泵來解決定量泵驅(qū)動液壓起豎系統(tǒng)存在的系統(tǒng)效率低、起豎時間長、發(fā)熱嚴(yán)重等問題，但由于起豎過程屬于變流量變壓力控制過程，要實現(xiàn)快速起豎，就要求起豎液壓泵的流量范圍很大，并且起豎初期泵的流量很大，會導(dǎo)致泵的重量與體積大幅增加，對特種車輛的布局與減重帶來較大影響，實現(xiàn)起來非常困難。電動起豎技術(shù)通過伺服電機驅(qū)動電動缸來實現(xiàn)快速、平穩(wěn)、精確起豎，但由于機械傳動機構(gòu)的限制，電動起豎在傳動功率上受到很大限制，尤其是對于需要采用多級執(zhí)行機構(gòu)情況下，電動起豎還存在難以解決的技術(shù)難題。燃氣- 液壓驅(qū)動起豎技術(shù)通過藥柱爆燃產(chǎn)生的大推力來大幅提升負載的起豎速度，但其結(jié)構(gòu)復(fù)雜、燃氣作用溫度高，對材料要求苛刻，燃燒腔清洗、藥柱更換比較繁雜且無法實現(xiàn)多次重復(fù)利用。氣- 液傳動起豎技術(shù)將高壓蓄能器作為主要動力源，可以有效降低起豎系統(tǒng)的裝機功率，并且每次起豎完畢重新充氣即可重復(fù)使用。氣- 液傳動起豎技術(shù)與其他兩種技術(shù)相比，具有體積小、質(zhì)量小與能量密度大等優(yōu)點，適用于起豎時間在15 s內(nèi)的需求。

采用傳統(tǒng)氣液傳動技術(shù)需要綜合考慮機械系統(tǒng)的可靠性、起豎到位的準(zhǔn)確性等復(fù)雜因素，起豎時間一般在30 s。為實現(xiàn)15 s內(nèi)快速起豎，采用以下方案來改進傳統(tǒng)氣液傳動技術(shù)，并進行仿真與實驗驗證：一是根據(jù)特種車輛的空間布局選用大容積高壓蓄能器，蓄能器采用活塞式結(jié)構(gòu)，活塞式蓄能器與液壓油零泄露控制閥相配合，可以實現(xiàn)蓄能器長時間保壓，避免了皮囊式蓄能器在長時間保壓時的分子間泄漏問題，可以在大負載下通過快速釋放能量達到縮短起豎時間的效果。二是采用多孔節(jié)流裝置進行液壓缸級間過渡，液壓缸級間過渡技術(shù)通過在級間設(shè)計合理的節(jié)流孔來連接有桿腔和無桿腔，在起豎過程中將起豎油缸換級時的點過渡變成區(qū)間過渡，可有效消除換級沖擊。三是采用新型三鉸點起豎機構(gòu)，根據(jù)起豎時間、最大負載和三級缸安裝位置對起豎機構(gòu)進行優(yōu)化設(shè)計，得出驅(qū)動缸安裝位置的最佳位置關(guān)系，可有效降低裝機功率，并減少起豎時間。

1 高壓蓄能器驅(qū)動快速起豎工作原理

利用高壓蓄能器驅(qū)動的快速起豎系統(tǒng)如圖1所示，快速起豎系統(tǒng)從車輛自身的動力源取力，來驅(qū)動液壓泵對高壓蓄能器進行充能，利用活塞將氣腔和液腔分開，快速起豎時將液體比例換向閥打開，高壓液體從蓄能器中快速輸送到多級液壓缸，實現(xiàn)快速起豎，起豎油缸接近末端位置時，缸內(nèi)末端緩沖阻尼器介入工作，實現(xiàn)減速。蓄能器作為動力源的氣液混合驅(qū)動系統(tǒng)原理如圖2所示。

圖1 氣液混合驅(qū)動起豎系統(tǒng)構(gòu)成Fig.1 Structure of the erection system of gas-liquid hybrid drive

圖2 快速起豎系統(tǒng)原理圖Fig.2 Schematic diagram of rapid erection system

采用如圖3所示的流程對快速起豎系統(tǒng)進行分析建模，為建立快速起豎系統(tǒng)模型，根據(jù)圖2所示快速起豎系統(tǒng)原理圖，可知需要對高壓蓄能器、起豎機構(gòu)進行建模；高壓蓄能器需對其內(nèi)部進行數(shù)學(xué)建模，起豎機構(gòu)分為三部分建模分析：一是對三級起豎液壓缸數(shù)學(xué)建模，二是對三鉸點起豎結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化設(shè)計，三是對起豎液壓缸換級緩沖進行數(shù)學(xué)建模；然后在AMESim中建立起豎機構(gòu)仿真模型，最后通過實驗樣機驗證仿真模型的準(zhǔn)確性。

圖3 快速起豎系統(tǒng)建模流程圖Fig.3 Flowchart of rapid erection system modeling

2 氣液驅(qū)動起豎系統(tǒng)建模

2.1 高壓蓄能器模型

為確定高壓蓄能器輸出的液壓油壓力，首先分析蓄能器中氣腔壓力變化，氣體的變化過程為絕熱過程，氣腔的熱力學(xué)方程為

=

(1)

式中：為氣腔壓力；為氣腔體積；為氣腔內(nèi)氣體質(zhì)量；為氣體常數(shù)；為氣腔內(nèi)氣體溫度。

可得出氣體壓力變化方程為

(2)

再分析蓄能器液腔受力，可得液腔受力方程為

(3)

式中：為蓄能器液腔壓力；為蓄能器活塞面積；為液腔體積；為液腔流體質(zhì)量和活塞質(zhì)量；為油液黏性阻尼系數(shù)。

最后分析高壓蓄能器出口流量，蓄能器中液壓油壓力方程為

(4)

式中：為油液彈性模量；為蓄能器輸出油液流量。

(4)式中蓄能器輸出油液流量方程為

(5)

(6)

式中：為流量系數(shù)；為最大流量系數(shù)；為液體節(jié)流閥閥口面積；為液壓缸內(nèi)壓力；為油液密度；為雷諾數(shù)；為臨界雷諾數(shù)。

根據(jù)起豎機構(gòu)設(shè)計的需求，恒功率泵選用變量泵以確保功率不超過90 kW，利用恒功率泵為高壓蓄能器充壓，液壓泵與高壓蓄能器的仿真模型如圖4所示。

圖4 液壓泵與高壓蓄能器仿真模型Fig.4 Simulation model of oil pump and high-pressure accumulator

2.2 三級液壓缸緩沖裝置模型

以三級液壓缸為研究對象，其結(jié)構(gòu)如圖5所示，三級液壓缸從正腔進油，壓力升高至第3級缸克服外力時開始運動，當(dāng)運動到行程末端時，第3級缸與第2級缸發(fā)生碰撞，帶動第2級缸開始運動，同理第2級缸到位后帶動第1級缸運動，由于缸筒面積依次減小，所以依次伸出的液壓缸在換級時有壓力突變，會產(chǎn)生沖擊。

圖5 三級液壓缸結(jié)構(gòu)圖Fig.5 Diagram of three-stage hydraulic cylinder structure

為減小液壓缸起豎到位時的沖擊，三級缸設(shè)計成有內(nèi)外導(dǎo)向套控制運動方向，并通過設(shè)計一定的錐度利用多段緩沖減小起豎到位的沖擊。為減小液壓缸換級沖擊，需在每一級缸的行程終點設(shè)計緩沖裝置，其結(jié)構(gòu)如圖6所示，采用在1級缸和2級缸中設(shè)計合理的節(jié)流孔，連接有桿腔和無桿腔，不斷改變節(jié)流的面積，使其在起豎過程中，當(dāng)1級缸即將伸出到行程末端時，2級缸就開始動作，使液壓缸級間過渡由點過渡轉(zhuǎn)化為區(qū)間過渡，來達到消除換級沖擊的目的。

圖6 多孔節(jié)流緩沖裝置Fig.6 Buffer device with multiple orifices

通過緩沖小孔的流量數(shù)學(xué)模型如(7)式所示：

(7)

式中：小孔的過流面積；Δ為小孔前后壓差。

3 起豎系統(tǒng)結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計

特種車輛起豎過程是將負載由水平狀態(tài)變?yōu)樨Q直狀態(tài)，起豎結(jié)構(gòu)通常采用三鉸點結(jié)構(gòu)，由于特種車輛起豎之前需要進行調(diào)平，因為車輛前后跨距較大，調(diào)平支腿行程有限，所以需要通過起豎角度對調(diào)平俯仰角進行補償，據(jù)此設(shè)定起豎液壓油缸最大可起豎至95°，限定液壓油缸在起豎到95°時行程小于5 m，安裝距小于3 m，負載最大長度8 m，初始起豎力大于130 t，因此需要對起豎機構(gòu)進行優(yōu)化設(shè)計，起豎結(jié)構(gòu)如圖7所示。

圖7 多級缸起豎結(jié)構(gòu)示意圖Fig.7 Schematic diagram of the erection structure of the multi-stage cylinder

起豎機構(gòu)的主要設(shè)計參數(shù)如下：負載質(zhì)心沿垂直于負載方向距旋轉(zhuǎn)支點的距離為=11 m；負載質(zhì)心沿負載方向距旋轉(zhuǎn)支點的距離為=61 m；負載質(zhì)量=32 t；重力加速度取=98 m/s；旋轉(zhuǎn)支點到起豎油缸下支點的水平距離為；旋轉(zhuǎn)支點到起豎油缸上支點沿負載方向的距離為；與為可變量。

選取負載作為研究對象，負載的歐拉動力學(xué)方程為

″=sin-cos

(8)

起豎機構(gòu)中存在以下幾何關(guān)系，

(9)

(10)

(11)

(12)

=+

(13)

(14)

(15)

(16)

再根據(jù)起豎機構(gòu)邊界條件列出(17)式～(21)式。

(17)

(18)

(19)

3 m≤≤8 m

(20)

3 m≤≤8 m

(21)

對(8)式～(21)式進行計算，對液壓缸優(yōu)化設(shè)計可得如表1所示數(shù)據(jù)。

表1 起豎液壓缸優(yōu)化后數(shù)據(jù)

4 快速起豎仿真與實驗建模

4.1 起豎系統(tǒng)仿真模型構(gòu)建

起豎機構(gòu)運動中三級液壓缸、負載及連接機構(gòu)、卸荷閥是影響起豎性能的重要元件。為確保仿真的準(zhǔn)確性，需要對起豎油缸、負載、回油閥等機構(gòu)進行詳細建模。起豎機構(gòu)三維模型如圖8所示。

圖8 起豎機構(gòu)模型Fig.8 Erection mechanism model

由于AMESim中沒有三級缸專用模型，需要根據(jù)三級液壓缸的設(shè)計信息在AMESim軟件中使用液壓元件庫HYD搭建多級液壓缸模型，液壓缸主要參數(shù)如表2所示。

表2 三級液壓缸主要參數(shù)

通過表2與(7)式可以確定三級液壓缸在1級缸與3級缸緩沖腔的緩沖特性，如圖9、圖10所示。

圖9 1級缸緩沖腔通流面積與液壓缸位移變化Fig.9 Variation of the flow area of the buffer chamber of the first-stage cylinder and the displacement of the cylinder

圖10 3級缸緩沖腔通流面積與液壓缸位移變化Fig.10 Variation of the flow area of the buffer chamber of the third-stage cylinder and the displacement of the cylinder

同理，針對負載及連接機構(gòu)部分，利用AMESim軟件中平面機械庫PLM搭建，其主要參數(shù)如表3所示。

表3 負載主要參數(shù)設(shè)置

根據(jù)上述分析建立三級液壓缸的仿真模型如圖11所示。

圖11 起豎結(jié)構(gòu)仿真模型Fig.11 Simulation model of erection structure

仿真模型中通過恒功率泵對高壓蓄能器進行充能，根據(jù)液壓的起豎原理，集成三級液壓缸、負載、回油閥、恒功率泵模型，得到如圖12所示起豎機構(gòu)仿真模型。

圖12 起豎機構(gòu)仿真模型Fig.12 Simulation model of erection mechanism

起豎機構(gòu)仿真模型中其余主要參數(shù)如表4所示。

表4 起豎機構(gòu)主要參數(shù)

4.2 仿真結(jié)果

通過對圖12中的換向閥控制信號進行設(shè)置，起豎過程動作分為兩個階段：

在0～65 s時間段內(nèi)，恒功率泵為蓄能器充壓階段，直至蓄能器壓力升至338.4 bar，此時溢流閥溢流，該過程中由于三級油缸無油液流入，因此起豎機構(gòu)整體無動作，蓄能器壓力曲線如圖13所示。

圖13 充壓階段蓄能器壓力變化曲線Fig.13 Pressure change of accumulator in charging stage

在65～80 s時間段內(nèi)，恒壓泵停止工作，蓄能器油液快速流向三級油缸驅(qū)動負載起豎。起豎角度與起豎液壓缸行程曲線如圖14、圖15所示，蓄能器壓力變化如圖16所示。

圖14 起豎角度變化曲線Fig.14 Change of erection angle

圖15 起豎液壓缸位移曲線Fig.15 Displacement of erection cylinder

圖16 快速起豎階段蓄能器壓力變化曲線Fig.16 Pressure change of accumulator in rapid erection stage

仿真結(jié)果顯示采用高壓蓄能器驅(qū)動可使特種車輛在15 s內(nèi)完成起豎。

5 仿真與實驗對比分析

根據(jù)起豎結(jié)構(gòu)三維模型圖，搭建如圖17所示快速起豎實驗臺架，實驗樣機負載與仿真設(shè)置一樣為32 t；高壓蓄能器實物如圖18所示，蓄能器外形尺寸為406 mm×4 213 mm，質(zhì)量為1 330 kg，采用低溫NBR密封，動密封速度=2 m/s。

圖17 實驗樣機Fig.17 Experimental prototype

圖18 高壓蓄能器實物圖Fig.18 Physical image of high-pressure accumulator

進行快速起豎實驗前先對蓄能器進行充壓，在壓力達到33 MPa時手動停止充壓，進行快速起豎實驗，記錄起豎角度從0°至95°的變化曲線。實驗結(jié)果與仿真對比結(jié)果如圖19、圖20所示。

圖19 仿真與實驗起豎角度變化曲線Fig.19 Vertical angle change in simulation and experiment

圖20 仿真與實驗起豎角度偏差曲線Fig.20 Erection angle deviation in simulation and experiment

對仿真結(jié)果進行分析，在仿真中快速起豎階段，恒壓泵停止工作，蓄能器油液快速流向3級油缸驅(qū)動負載起豎，在72.6 s時刻由于2、3級液壓油缸換級，3級缸直徑變小導(dǎo)致液壓油流量減小，使起豎速度驟降，在77.8 s時刻3級油缸首次達到最大行程，3級缸在行程達到1 200 mm時切斷回油閥，疊加負載在起豎過程中的慣性影響，3級油缸位移出現(xiàn)最大幅值達23 mm、最大擺角0.8°的衰減振蕩。在79.6 s時刻，3級油缸位移幅值衰減到12 mm、擺角振蕩縮減到0.4°。

對實驗結(jié)果進行分析，在6.81 s時刻，多級缸換級產(chǎn)生較大沖擊，實驗樣機產(chǎn)生明顯的振動，起豎角度振動幅值最大為4.7°；在12.5 s時起豎角度達到95.3°，最大擺角3.3°；在14.5 s時振動幅值減小至0.9°，起豎角度穩(wěn)定至95°。

從圖20可知，除換級與起豎到位兩個時間段，仿真與實驗結(jié)果偏差均在0.5°以內(nèi)，實驗較好的驗證了仿真的結(jié)果。

根據(jù)分析，換級與起豎到位時振動較大主要原因有兩點：一是由于實驗樣機跨距較大，在受到?jīng)_擊時產(chǎn)生彈性形變，放大了起豎角度振蕩的幅值。測量實驗樣機在換級時的形變量，結(jié)合設(shè)計時實驗樣機的剛度與起豎液壓缸的碰撞數(shù)學(xué)模型進行理論計算，測量得出振幅產(chǎn)生最大值時實驗樣機中間點彈性形變?yōu)?.15 m，對起豎角度的最大影響約為4.3°，所以若排除實驗樣機彈性形變的影響，理論上換級沖擊使起豎角度最大產(chǎn)生0.4°的變化量；二是由于2、3級液壓缸換級時氣體壓力過大，導(dǎo)致沖擊較大。

再進行液壓泵驅(qū)動起豎的實驗，實驗結(jié)果如圖21所示。

圖21 液壓泵驅(qū)動起豎角度變化曲線Fig.21 Vertical angle change of hydraulic pump drive

從圖21可知，采用液壓泵驅(qū)動起豎用時48.8 s達到96.6°，在50.8 s時振幅小于1°。

通過對比圖19與圖21，采用高壓蓄能器驅(qū)動的快速起豎比傳統(tǒng)液壓驅(qū)動起豎快71.5%。

6 結(jié)論

本文完成了特種車輛快速起豎系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型構(gòu)建和仿真模型的建立，并通過實驗進行了驗證。得到主要結(jié)論如下：

1)通過采用高壓蓄能器驅(qū)動特種車輛快速起豎方案，根據(jù)高壓蓄能器、三級液壓缸和緩沖裝置的數(shù)學(xué)模型，詳細構(gòu)建了起豎機構(gòu)的仿真模型，仿真結(jié)果顯示可以在15 s內(nèi)平穩(wěn)快速起豎。

2)完成特種車輛快速起豎實驗，實驗結(jié)果顯示12.7 s起豎到95.3°，再耗時1.8 s使振幅小于1°，起豎角度穩(wěn)定至95°,快速起豎總用時為14.5 s，相比傳統(tǒng)液壓泵驅(qū)動起豎提高了71.5%，實驗驗證了基于高壓儲能的特種車輛快速起豎的快速性。

3)在進行快速起豎實驗過程中，由于實驗樣機跨距較大，導(dǎo)致2、3級液壓缸換級沖擊與起豎到位沖擊產(chǎn)生的振幅被放大，起豎角度振動最大達到4.7°，后續(xù)應(yīng)結(jié)合特種車輛實際參數(shù)，加強實驗樣機剛度，以驗證快速起豎的平穩(wěn)性。

4)針對實驗過程中振動較大的問題，準(zhǔn)備根據(jù)實際裝備情況，再加一根梁來增強車體剛度；增加一個比例換向閥來控制高壓氣體的流速，以減小換級沖擊。

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