汽車用液壓電梯蓄能器選型及裝機功率研究*

陳健 張兵

（江蘇大學機械工程學院）

隨著汽車使用量的不斷攀升，國內汽車用液壓電梯的需求逐漸增多，市場占有率不斷擴張。傳統的液壓電梯存在著裝機功率大、系統能耗高的弊端，而液壓配重技術是解決的方式之一。在采用液壓配重技術的液壓電梯節能系統中，蓄能器是重要元件，對其工作特性進行正確的分析、選型是能夠達到節能效果的關鍵。文章設計了一種采用液壓配重的汽車用背包式液壓電梯系統，能夠有效降低裝機功率[1-4]。

1 蓄能器工作特性分析及選型

1.1 背包式液壓電梯結構

液壓電梯是一個典型的機、電、液一體化的產品[5-6]，其結構如圖1所示。

1.2 蓄能器工作特性分析

蓄能器是液壓系統中常見的輔件[7-8]。在本設計之中，蓄能器主要用作液壓配重，在轎廂上行時提供能量，在轎廂下行時存儲能量。

蓄能器中充入的氮氣的變化過程可用玻義耳定律描述，即：

式中:p——氣體壓力，MPa；

V——氣體體積，L；

n——氣體多變指數。

當蓄能器作為系統保持壓力的元件時，蓄能器內部氣體膨脹的速度相對緩慢，能夠與外部環境進行充分的熱量交換，因而可以視作等溫變化過程，氣體多變指數n=1；當蓄能器作為系統輔助動力源時，蓄能器內部氣體膨脹的速度相對較快，不能夠與外部環境進行充分的熱量交換，因而可以視作絕熱變化過程，氣體多變指數n=1.4。實際工況下，蓄能器中的氣體狀態處于二者之間，故而氣體多變指數是一個不斷變化的值[9-10]。

圖1 液壓電梯結構

蓄能器工作狀態及工作循環過程，如圖2和圖3所示。根據氣體狀態變化的玻義耳定律，可以得出：

圖2 蓄能器工作狀態示意圖

圖3 蓄能器工作循環示意圖

式中：pa0——氣囊預充氣壓力，MPa；

V0——氣囊預充氣體積，L；

pad1，paj1——轎廂位于一層時氣體的等溫壓力和絕熱壓力，MPa；

V1，V3——轎廂位于一層、三層時氣體的體積，L；

pad3，paj3——轎廂位于三層時氣體的等溫壓力和絕熱壓力，MPa；

njr——氣體絕熱狀態多變指數；

ndw——氣體等溫狀態多變指數。

1.3 蓄能器選型

轎廂位于一層時，需要往蓄能器中打入液壓油，打入液壓油的體積為Vac，此時對應的氣體體積為V1，則：

轎廂位于三層時，液壓油從蓄能器中排出至回路，余留其中的油液體積為Vy，對應的氣囊體積為V3，則：

綜合式（5）和式（6），可以得出轎廂運行至指定樓層時蓄能器對應的輸出油液體積ΔV為：

式中:Vleak—油液外泄漏量，L。

由于系統在運行的過程之中實際的外泄露流量很小，可以近似忽略。故而可以得出：ΔV≈VN=9.3 L。

為了保證氣囊滿足一定使用壽命的條件，當轎廂位于三層位置時，氣囊與蓄能器的內壁仍然具有一定量的空隙，未完全貼合。根據相關設計經驗，可以得出[11]：

取V3=0.85V0。

為具體選定蓄能器的結構參數，還需對氣囊式蓄能器的工作特性進行進一步的分析。根據機械設計手冊可知，氣囊式蓄能器中轎廂位于三層時氣體的等溫壓力pad3與轎廂位于一層時氣體的等溫壓力pad1的比值對氣囊預充氣體積V0選擇的影響很大，則氣囊式蓄能器等溫變化的壓力比（簡稱等溫比壓）rp為：

rp的取值不僅對V0的選擇有影響，而且和主電機的最大輸出功率密切相關。綜合上述氣體狀態變化的玻義耳定律與V0的選取原則可以得出：

rp對V0的影響，如圖4a所示。V0與rp呈正相關，隨著rp的增加，V0的取值也相應增大，且當rp的取值超過0.9時，V0的數值呈指數級上升，此時V0就沒有了工程考量的意義，因為主要分析rp在0.7～0.9之間的相關特性。定義轎廂位于一層時氣體的等溫壓力pad1與轎廂位于三層時氣體的等溫壓力pad3之差為Δp，rp取值為0.7～0.9，等溫比壓rp對氣囊預充氣體積V0與等溫壓差Δp的影響，如圖4b所示。Δp隨著rp的增大而減小，這就意味著蓄能器作用在液壓缸上的力越平穩。

圖4 蓄能器等溫比壓對蓄能器總容積與壓力變化范圍的影響

隨著轎廂的運行，蓄能器中的氣體壓力始終處于變化之中。當轎廂上行時，蓄能器向主回路供油，且隨著轎廂上行距離的不斷增大，氣囊中的氣體壓力不斷減小，對液壓缸的作用力亦隨之減小；當轎廂下行時，主回路向蓄能器中充入液壓油，且隨著轎廂下行距離的不斷增大，氣囊中的氣體壓力隨之不斷增大，對液壓缸的作用力亦隨之變大。要使蓄能器中的氣體壓力在電梯運行的始終均無變化，則需要選取氣囊的容積為無窮大，這在工程實際之中是不能實現的。所以，需綜合考慮，并最終選定氣囊式蓄能器中轎廂位于三層時氣體的等溫壓力pad3與轎廂位于一層時氣體的等溫壓力pad1關于液壓缸內有桿腔壓力pcb呈對稱分布。

綜上可知，當rp確定下來之后，蓄能器其余各參數也相應能夠得以確定。國內常用的蓄能器的公稱尺寸規格有20 L、40 L、63 L、100 L，且規格越大越有利于蓄能器工作性能的穩定，但出于工程實際以及節約空間等方面的考慮，蓄能器的公稱尺寸不能選得過高。結合蓄能器rp對蓄能器總容積與電機最大輸出功率的影響曲線，最終選定rp為0.82，公稱容積為63 L的蓄能器（氣囊預充氣體積V0為60 L）。

3 裝機功率計算

電機的輸出功率與多種因素有關（包括轎廂側實際載重量、轎廂運行方向），且其最大輸出功率應滿足系統最惡劣工況。系統的最惡劣工況分別為滿載上行與空載下行。在對2種工況列能量平衡方程之前需要作下列假設：

1）氣囊式蓄能器工作過程之中由于氣囊彈性形變等原因產生的自身能量損耗忽略不計；

2）氣囊式蓄能器工作過程之中的氣體狀態變化視作絕熱變化；

3）系統正常工作過程之中，由于液壓油的粘性在管線之中產生的壓力損耗忽略不計，但將此部分損耗的壓力折算至與之相連的元件中。

則電梯滿載上行時的功率平衡方程為：

電梯空載下行時的功率平衡方程為：

式中：Pa——氣囊蓄能器輸入/輸出功率，kW；

Pmo——電機輸出功率，kW；

Pj——轎廂及其載荷運行功率，kW；

mj——轎廂自重，kg；

mz——轎廂載重，kg；

g——重力加速度，g=9.8 m/s2；

Ac——液壓缸有效作用面積，m2；

aj——轎廂加速度（上行為正，下行為負），m/s2；

vj——轎廂瞬時運行速度，m/s；

ηva——蓄能器一側閥的效率；

ηmj——電動機效率，ηmj=0.9～0.95；

ηp——泵/馬達總效率，ηp=0.9；

ηvc——液壓缸一側閥的效率；

ηlft——機械升降系統總效率，ηlft=0.92；

pa——蓄能器內油壓，MPa；

qa——蓄能器輸出/輸入流量，L/min。

當轎廂處于滿載上行工況時，根據上述諸式，則Pmo為：

轎廂按給定的幾字型曲線運行，其加速度對應為正弦曲線，且根據電梯設計標準，轎廂在運行過程之中的最大加速度不得超過1.5 m/s2，故而電梯在加減速運行時轎廂及其載荷運行功率Pj主要和轎廂瞬時運行速度vj的大小有關，且當轎廂上行達到額定速度vN時，轎廂及其載荷運行功率Pj取最大值。

在轎廂滿載上行時，氣囊蓄能器輸出功率Pa受轎廂瞬時運行速度vj的影響更大。當轎廂上行達到額定速度vN時，氣囊蓄能器輸出功率Pa取最大值。在轎廂以vN的速度恒速運行階段，皮囊體積逐漸增大，蓄能器內油壓不斷降低，故Pa亦隨之降低。

當轎廂上行達到額定速度vN并以此速勻速運行時，電機輸出功率Pmo是增大的。在轎廂運行經過勻速段的末端，便開始減速平層階段。該過程耗時很短，而且轎廂速度減少的幅度很大。在此過程之中，轎廂及其載荷運行功率Pj與氣囊蓄能器輸出功率Pa的值都大幅減少，所以電機輸出功率Pmo亦是降低的。所以轎廂滿載上行時，Pmo的最大值在轎廂額定速度vN末端與減速段交點處取得。

當轎廂處于空載下行工況時：

用同樣的方法分析轎廂空載下行工況，可以得出：轎廂空載下行時，電機輸出功率Pmo的最大值在轎廂額定速度vN末端與減速段交點處取得。

從式（19）可以看出，rp與Pa相關，也就是Pmo的取值與rp有關。圖5示出轎廂滿載上行與空載上行2種不同工況下，蓄能器rp與V0和電機的最大輸出功率Pmo的關系。

圖5 蓄能器等溫比壓對蓄能器總容積與電機最大輸出功率的影響

從圖5可以看出，在rp一定的前提下，轎廂滿載上行工況下的電機最大輸出功率大于空載下行。隨著rp的增加，Pmo逐漸降低，V0逐漸升高。綜合考慮經濟性與工程可行性，最終選定rp的范圍為0.8～0.85，對應的氣囊預充氣體積V0為60 L，電機的最大輸出功率Pmo為12.5 kW，選定電機的額定功率為10 kW。

蓄能器等溫變化壓力-容積試驗曲線，如圖6所示。理論上來說，蓄能器在等溫變化工況下皮囊中氣體的多變指數n為1.0，由試驗實測的數據擬合后的n近似為1.1。

圖6 等溫變化壓力—容積試驗曲線

蓄能器絕熱變化壓力-容積試驗曲線，如圖7所示。理論上來說，蓄能器在絕熱變化工況下皮囊中氣體的多變指數n為1.4，由試驗實測的數據擬合后的n近似為1.8。

圖7 絕熱變化壓力—容積試驗曲線

由試驗實際擬合出的等溫、絕熱工況下的多變指數的實際值取代理論值，并對圖5蓄能器rp對蓄能器總容積V0與電機最大輸出功率Pmo的影響曲線進行修正，可以繪制修正后等溫比壓rp對蓄能器總容積V0與電機最大輸出功率Pmo的影響曲線，如圖8所示。

圖8 修正后等溫比壓對蓄能器總容積與電機最大輸出功率的影響

由圖8可以看出，當V0為60 L時，對應的rp為0.80左右，Pmo約為13 kW，比理論值增加了0.5 kW左右。

一般來說，在負載工況相同的前提條件下，系統裝機功率低則意味著系統能耗亦相對較低，同時對外部電網的供電需求量也相對較少。當電梯工作在相同的工況（額定載重與額定運行速度）前提條件下，傳統的閥控調速系統裝機功率約為29～33 kW，本設計的裝機功率約為11～13 kW，裝機功率更少，節能效果更佳。

4 結論

傳統的汽車用液壓電梯因采用了閥控調速系統，故而存在效率低/能耗高的弊端，限制了其市場占有率的擴大。文章創造性地融合了變頻調速技術、活塞拉缸技術，設計了一種汽車用液壓電梯系統,并對其裝機功率進行了研究，結果表明在同工況下本系統較之閥控式液壓電梯裝機功率更少，節能效果更好。由于試驗條件限制，未對實際模型進行數據測繪，后期的工作可以考慮圍繞此進行開展。