軟制動能量再生助力及其散熱管理系統

摘要：

為提高礦用寬體車動力性能和液壓系統溫度管理水平，優化了液壓系統設計。優化后的液壓系統安裝在某礦用寬體車上，與常規設計手段下為提高整車動力性能搭載更大流量發動機的同型號車型在礦區完成了滿載駁運對比試驗。同時利用AMESim和AVL Cruise對液壓系統建立了物理模型，在經典工況下仿真了該系統各模塊的動態特性以及整車的動力性能。仿真和試驗結果均表明：該系統在重載下坡運輸過程中可實現軟制動，能量再生模塊可提高整車動力性指標，與選用大流量發動機的同型號整車相近，但綜合油耗降低約17%；能量再生模塊能有效吸收輪邊沖擊以及液壓系統模塊切換瞬間壓力沖擊；液壓系統中的熱管理模塊可實現礦用寬體車在-5～45 ℃的環境溫度下作業，使系統熱平衡溫度保持在70±5 ℃，在極寒作業過程中使用箱體輔助加熱作業提高了駁運效率，同時使液壓系統能量利用率提高了19%。

關鍵詞：軟制動；液壓助力；散熱管理；AMESim仿真

中圖分類號：U462.2

DOI：10.3969/j.issn.1004-132X.2023.06.014

Energy Regeneration Assistance of Soft Braking and Corresponding Thermal

Dissipation Management System

ZHOU Xin LEI Xianqing LI Geqiang

School of Mechatronics Engineering，Henan University of Science and Technology，Luoyang，

Henan，471003

Abstract： In order to improve the power performance and the management level of hydraulic system temperature， the hydraulic system design was optimized for mine wide-body truck. This improved hydraulic system was installed in one mine wide-body truck which was used to do a full load transfer comparison test with a mine wide-body truck that was of the same model but enhanced with the engine capacity. At the same time， a physical model was established with AMESim and AVL Cruise to simulate dynamic properties of each module and power performance of the whole mine wide-body truck of the hydraulic system under normal working circumstances. The simulation and testing results show that the system may achieve soft braking during heavy load downhill transportation. The energy regeneration module may improve the power performance index as same as the mine wide-body truck which utilized larger displacement engine， and reduce the combined fuel consumption by about 17%. The energy regeneration module may effectively absorb wheel edge impacts and instantaneous pressure impacts caused by hydraulic system module switching. The thermal management module of the hydraulic system may make the mine wide-body truck working under ambient temperatures ranging from -5 ℃ to 45 ℃， and keep the thermal equilibrium temperature of the system at 70±5 ℃. Meanwhile， carriage auxiliary heating employed in extreme cold weather may improve the lighter efficiency as well as the energy utilization of the hydraulic system by 19%.

Key words： soft braking; hydraulic pressure assisted; heat dissipation management; AMESim simulation

收稿日期：2022-04-11

基金項目：揚州市科技項目（YZ2019019）；山東省重點研發計劃（國際科技合作）（2019GHZ013）

0 引言

礦用寬體車的動力性能和制動性能是保障礦用寬體車駁運效率和安全作業的關鍵。通常情況下同等噸位型號的礦用寬體車一般通過增大燃油發動機流量來提高動力性指標［1］，但增大流量意味著高燃耗，進而導致整車運行的經濟性差，劣勢明顯。有學者提出油電混合方案，即在原有燃油發動機基礎上增加一套電機動力系統，通過串、并聯方式將兩者動力合并作用于整車，動力系統可以根據作業工況互補運行，在發動機燃油經濟區域，發動機驅動整車的同時給電池充電，在發動機燃油經濟性區域以外及發動機啟動需要較大扭矩時，由電機提供整車驅動動力，制動時驅動電機可以提供扭矩并回收電能，以全局油耗最小為優化目標，利用等效油耗最小策略和動態規劃算法控制［2-4］。XIA等［5］提出用新型動力循環液壓機械無級變速器的方法，可實現在不同工況的驅動下提高傳動效率，減少過程損失。曹付義等［6］提出雙前饋+模糊 PID 轉速復合控制方法，以抑制液壓機械復合傳動系統階躍輸入擾動引起的輸出波動作用，提高傳動效率。以上研究結果表明，利用增加動力總成、改變動力輸入方式以及優化動力傳動過程和控制方法，可改善整車的動力性和油耗率。但上述方法增加了整車設計成本，同時在應用過程中實現復雜的控制極為困難。

在提高制動性能方面，礦用寬體車通常通過增加輔助制動來保障整車制動的有效性［7］，常用的輔助制動有發動機排氣制動和緩速器輔助制動，其中排氣制動對發動機要求較高，控制復雜，且易產生積炭，因此礦用寬體車中緩速器制動應用最為廣泛。ZHANG［8］、 LIU等［9］在設定輔助制動工況的過程中優化了液力緩速器的結構和控制策略，在降低能耗的同時改進了制動精度。魏巍等［10］通過優化動輪、定輪主葉柵參數來保證制動響應快速性和液力緩速器起效特性。合理的液壓熱平衡溫度可使系統及元器件高效運轉［11］，延長其使用壽命。隨著液壓油溫升高，液力緩速器的制動轉矩值減小，可通過不同形式的板翅式換熱器來實現冷卻［12］。李永林等［13］改進了冷卻器設計方法，并根據整車工況配置冷卻器來解決系統高溫；相關生產廠家采用獨立供油和獨立散熱來保證緩速器的制動效果［14-15］。以上成果從控制層面上實現了對緩速器的優化，并降低了元件能耗，面對系統高溫問題，通過理論分析優化設計了元件，采用獨立系統解決了熱平衡問題。公開文獻中，緩速器在整車輔助制動過程中的實際效果及輔助制動過程中的熱管理的研究成果甚少。

本文從礦用寬體車運行工況入手，優化液壓系統，提出軟制動能量收集方法，以提高整車動力性，可控性好，易于實際應用。針對液壓熱能的再次利用問題，提出基于環境溫度可進行散熱模式切換的熱管理新方式，實現了礦用寬體車在白俄羅斯、西藏、新疆等寒冷氣候周期較長地區的礦區駁運作業。

1 軟制動能量再生助力及其散熱管理系統的組成功能以及工作原理

1.1 液壓系統組成及其功能

液壓系統包括軟制動及助力模塊、能量再生模塊、舉升模塊、泵控制模塊、散熱管理模塊五大模塊，各模塊的具體功能如下。

①軟制動及助力模塊：溢流閥對泵加載，泵產生反向制動扭矩通過傳動系統作用于車橋形成輔助制動；②能量再生模塊：軟制動過程中，蓄能器對溢流高壓油進行收集，用于助力，同時該模塊還能在整車運行時吸收系統沖擊；③舉升模塊：完成舉升卸料；④泵控制模塊：根據模塊①和模塊③的作業需求使用比例閥反饋信號改變泵流量輸出，實現模塊①制動扭矩可調，同時實現模塊③在舉升過程中速度可調；⑤散熱管理模塊：根據以上模塊的工作情況切換散熱功率，以實現液壓熱平衡溫度可控。

1.2 工作原理

液壓系統的原理如圖1所示，其中軟制動及助力模塊中軟制動的兩種模式及其他模塊的工作原理具體如下。

（1）負載反饋輸出制動力。礦用寬體車下坡中，啟動軟制動，兩位四通換向閥3置下位，電比例閥23得電后開口由0增大，該信號通過負載反饋管路經過梭閥23-1進入負載反饋閥5閥右端，隨著電比例閥23出油口的增大，它與泵出油口的壓差減小，負載反饋閥5閥芯在彈簧力的作用下左移，斜盤油缸3拉動斜盤，使泵2的輸出流量增大；當電比例閥23開口增大時，負載反饋閥5繼續向左移動，泵輸出流量增大；當電比例閥23開口減小時，負載反饋閥5向右移動，泵輸出流量減小。電比例閥23控制進入溢流閥32的流量，結合溢流閥32設定的壓力，即得到液壓制動的功率，電比例閥23通過負載反饋管路傳遞流量需求信號，使泵2輸出流量可變，以實現軟制動。

（2）輸出最大制功率。負載反饋閥5置右位，將負載反饋信號斷開，泵2即按其最大流量輸出，以滿足此時系統所需要的流量。當電比例閥23開口最大（負載反饋切斷閥6斷開反饋）時，泵2即輸出最大流量，產生最大制動功率；在軟制動過程中，能量再生模塊中閥12置左位，完成能量收集，在蓄能器11進口處的測壓點持續監測5 s直至顯示35 MPa即為儲能完成，此時該模塊可短暫替代泵2，三位四通換向閥10置右位，可為泵控制模塊中壓力切斷閥4提供控制油，實現緊急停泵，三位四通換向閥10置左位，可卸荷該模塊高壓油回油箱1，設置單向閥4-1確保能量再生模塊中高壓油用于泵控制模塊，防止反向流動，保證了系統模塊間的工作穩定性。助力模式中，兩位四通換向閥31置上位，助力馬達30旋轉，即在助力模式下輸出動力；軟制動及助力模塊中設置兩位兩通換向閥33，此閥置右位，使溢流閥32卸荷，用于系統檢修，該模塊工作時，此閥需置左位。泵控制模塊中斜盤油缸3的伸縮控制泵2的流量，壓力切斷閥4閥中彈簧預設力控制著系統最高壓力，當出現閥卡滯或其他故障時會導致系統壓力上升至 35.5 MPa，高壓油可直接克服彈簧力進入斜盤油缸3大腔，推動斜盤油缸3使泵2輸出流量為0，單向閥7切斷系統波動，保護泵2安全運行。

（3）舉升模塊、軟制動及助力模塊并行工作狀態。電比例閥22與電比例閥23同時開口，可理解為電比例閥23開口繼續增大［16-17］；設置梭閥23-1、22-1，比較兩閥壓力后反饋給泵控制模塊中的負載反饋閥5，動作實現過程與單軟制動模式過程相同，泵2輸出流量增大，同時三位三通換向閥40-1置左位，使舉升油缸40上升，電比例閥22停止工作，三位三通換向閥40-1置右位，使舉升油缸40下降。在電比例閥22進油口設置定差減壓閥20，在電比例閥23設置定差減壓閥24，此舉確保流經比例閥的流量不受模塊負載影響，依據實際需求，通過負載反饋管路反饋給泵2，使泵2按系統需求輸出流量。在負載反饋管路中設置兩位通閥21，該閥置下位，系統卸荷，該閥置上位，系統可運行。

（4）散熱管理模塊可使高溫液壓油通過輔助油箱36回到油箱1，或通過兩位四通換向閥36-1置左位進入散熱器37再回到油箱1，還可通過兩位四通換向閥37-1置右位進入散熱器38；模塊中設置單向閥34，使高溫液壓油必須經過背壓閥35后回到油箱1，此舉為發揮散熱器的最大散熱功率，單向閥35在液壓系統需要反向補液時，可使油箱的液壓油被動吸至液壓系統；通過控制高溫液壓油流經的散熱器數量，實現系統溫度可控。

2 AMESim及AVL Cruise系統仿真模型搭建與結果分析

2.1 仿真模型的建立

根據設計原理（圖1），運用AMESim進行液壓系統建模（圖5），分工況結合實際運行情況設置模型仿真，參數如表4所示，用恒速電機替代發動機取力口，在助力馬達處增加了可變信號模擬實車在行駛中顛簸導致負載的變化，在比例閥處設置給定信號，模擬軟制動開啟程度，模擬助力馬達輸出轉速；在電磁換向閥處設置驅動信號，實現電磁閥動作切換，用來模擬系統工作、模塊間切換、系統卸荷等功能。

結合AVL Cruise對90T寬體車建模，對該整車模型分別搭載WP12G460及WP13G500發動機，見圖6、圖7，參數設置見表1～表3。分析整車動力性指標，對比開啟本文液壓系統的WP12G460發動機整車與搭載WP13G500發動機整車的主要動力性能。

2.2 仿真結果分析

車輛在下坡過程中開啟軟制動過程狀況如圖8所示，泵輸出穩定轉速，間隔3 s給出負載反饋信號，系統軟制動壓力隨著負載反饋信號階躍上升，制動扭矩增大，其中，階躍過程中壓力振幅大，說明軟制動的瞬間有壓力沖擊，第12～16 s時曲線的波動由大變小，表明開啟能量再生模塊后，能量再生模塊在軟制動中起到吸振并充液的作用。如圖9所示，能量再生模塊在助力過程中能平穩釋放能量，驅動助力馬達，在80 s工作過程中蓄能器壓力從35 MPa降低至13 MPa，驗證了能量再生模塊的有效性。

如圖10所示，啟動舉升模塊過程中啟動軟制動助力模塊，在舉升模塊運行20～23 s時，并行啟動助力馬達，保證舉升速度不降低，電比例閥23閥口開啟增大，反饋管路將加大流量的信號需求傳遞給泵，泵加大流量輸出，助力馬達旋轉，如圖10、圖11所示，增加啟動軟制動及助力模塊后泵流量明顯增大，兩者同時啟動時瞬間泵出口壓力劇烈波動（行車至塌坑或顛簸生產輪邊沖擊）；圖11還顯示，啟動能量再生模塊可以改善液壓系統壓力波動，起到吸收輪邊沖擊的作用。

如圖12所示，礦用寬體車在開啟輔助制動中，前3 s內泵流量輸出保持在50%處，在3～6 s處啟動緊急制動，可以看出泵的變量特性此時變為最大流量輸出，泵在100%處輸出流量，以獲得最大的制動功率。緊急制動撤除后，泵輸出流量恢復到50%處；在3 s處將能量再生模塊蓄能器中液壓油引入壓力切斷閥，泵輸出流量即從75%降到了0處，以上說明泵控制模塊控制的有效性和反饋過程的及時性。

利用AVL Cruise仿真軟件結合表1～表4參數，分別得出90T寬體車在安裝WP12G460及WP13G500兩款發動機下的動力性指標。

圖13所示為搭載兩款發動機的整車從1擋～8擋的驅動力變化，可以看出，當發動機轉速為1200～1500 r/min時，驅動力趨于平穩且達到最大值，當轉速為1500～2100 r/min時，驅動力線性下降；搭載兩款發動機整車的最大驅動力均出現在1擋下，WP12G460發動機的最大驅動力為391 003.12 N，WP13G500發動機的最大驅動力為425 520.6 N。

如圖14所示，搭載 WP12G460發動機的整車在行駛中開啟液壓系統中的助力模塊后，當發動機轉速為1200～1500 r/min時，驅動力趨于平穩且達到最大值。1擋下開啟助力模塊后的WP12G460發動機最大驅動力達到418 980.5 N，接近1擋下WP13G500發動機的最大驅動力，較原車（未開啟助力模塊的WP12G460發動機整車）的最大驅動力（391 003.12 N）增大了7%;2擋下開啟助力模塊后的WP12G460發動機最大驅動力為306 786.7 N，較原車的最大驅動力增大3%。

圖15曲線變化說明，整車車速與發動機的輸入轉速成線性關系。

圖16所示為搭載兩款發動機的寬體車從1擋～8擋的爬坡度變化，可以看出，當發動機轉速為1200～1500 r/min時，爬坡度達到最大，當轉速為1700～2100 r/min時爬坡度線性下降；搭載兩款發動機整車的最大爬坡度均出現在1擋下， WP12G460發動機的最大爬坡度為45.13%，WP13G500發動機的最大爬坡度為50.55%。

如圖17所示，搭載 WP12G460發動機的整車啟用助力模塊后，在1擋和2擋下，發動機在1000～1500 r/min轉速下的最大爬坡度分別為49.5%和33%，分別接近圖16中搭載WP13G500發動機的整車在1擋和2擋下的最大爬坡度。解除助力后，兩曲線分離趨勢明顯，表明安裝 WP12G460發動機整車的爬坡能力低于安裝WP13G500發動機整車的爬坡能力。與未開啟助力模塊的情況相比，助力模塊啟用后使安裝WP12G460發動機整車的最大爬坡度在1擋下提高了約9%，在2擋下提高了約7%。

圖13和圖16表明，安裝WP13G500發動機的整車動力性指標優于安裝WP12G460發動機的整車動力性指標，安裝大排量的發動機可有效提高整車的動力性能。圖14和圖17表明，本文設計的能量再生模塊可使安裝WP12G460發動機的整車主要動力性指標在短時間內接近于安裝WP13G500發動機的整車主要動力性指標，實現了提高整車動力性的設計目的。

3 實車試驗

整車總質量為90 t，在運輸跑道上記錄下坡軟制動、助力等工況，同時進行綜合油耗測定及熱平衡測試。泵出油處安裝流量、壓力、溫度采集器。試驗場參數見表5， 樣車及試驗場地如圖18所示。根據國家標準GB/T 21152—2018、GB/T35195—2017對整車性能進行試驗。

3.1 軟制動減速穩定性測試

對整車制動系統進行特性試驗，設置車速30 km/h、發動機轉速1600 r/min，試驗過程中不換擋，在重載下坡、平緩路況中開啟軟制動模塊，完成在整車運行下的動態特性試驗。

如圖19所示，1號線（未開啟軟制動模塊）從車速30 km/h降速到0的制動時間相比較2、3、4號線（分別為開啟25%、50%、75%軟制動模塊）下的制動時間要長；5號線為開啟25%軟制動模塊條件下的加速度變化，可以看出整車加速度大于-0.56 m/s2。驗證了軟制動的有效性。

1.未開啟軟制動 2.軟制動開啟25% 3.軟制動開啟50%

4.軟制動開啟75% 5.最小加速度（整車）

3.2 助力及駁運油耗測試

圖20所示為軟制動中泵出油口采集的壓力值，隨著軟制動功率的增大，蓄能器壓力提高，在軟制動開啟到100%時，采集器采集壓力值由5 MPa升高到35 MPa需約10 s；助力模塊處壓力由35 MPa降低至10 MPa，表明蓄能器中可用于助力的能量使用結束；在接近50 s處有震蕩，表明隨著可輸出壓力減小，系統震蕩加劇，導致助力效果會變差。

如圖21所示，安裝WP12G460發動機的整車在開啟本文液壓系統時的單次循環綜合油耗為20 L，其中上坡1.598 km，油耗為5.4 L；下坡1.588 km，油耗為4 L；剩余為平緩路段油耗。搭載WP12G460發動機的

整車在未開啟本文液壓系統時單次循環綜合油耗為21 L，其中上坡油耗、下坡油耗、平緩路段油耗分別為5.4 L、4 L、11.2 L。搭載WP13G500發動機的整車單次循環綜合油耗為22.2 L，其中上坡油耗、下坡油耗、平緩路段油耗分別為5.8 L、4.5 L、11.9 L。由此得出，搭載WP12G460并開啟本液壓系統較未開啟液壓系統時可使整車綜合油耗降低5%，對比該車型搭載WP13G500發動機時的綜合油耗降低17%。

3.3 系統熱平衡測試

如圖22所示，整車在40 ℃和-5 ℃兩種環境溫度下作業。環境溫度40 ℃下，在啟用軟制動過程中，軟制動100%開啟時，液壓系統產生最大功率損失，需增加散熱器強制散熱，高溫液壓油經過輔助油箱回到液壓油箱，前16 min，溫度呈線性上升，并在第16 min達到85 ℃，未有平衡趨勢。此時打開散熱器37，經過10 min油溫保持在85 ℃，增加打開散熱器38，26 min后溫度下降到75 ℃，10 min后油溫降為68 ℃，趨于熱平衡；環境溫度-5 ℃下，高溫液壓油進入輔助油箱與整車箱體底板熱交換，未開啟散熱器，在開啟軟制動100%和25%的工況下，高溫液壓油未經過輔助油箱前系統油溫在第18 min、第30 min達到80 ℃，當高溫液壓油經過輔助油箱后，再分別經過27 min和10 min后液壓系統溫度保持在65 ℃、60 ℃，溫度平衡，此時箱體底板溫度約為40 ℃，由此可見，高溫液壓油經過輔助油箱散熱，防止了箱體底板與礦石凍結，使得液壓系統功率損失再利用率提高了19%。

4 結論

（1）研究了礦用寬體車實現輔助軟制動并收集液壓能量用于助力，整車在舉升系統卸料中，助力和軟制動功能均不會失效，并設置有急停功能的液壓系統，介紹了其工作過程。

（2）建立了液壓系統各模塊的物理模型，驗證了軟制動過程中能量收集模塊回收軟制動能量和吸收輪邊沖擊的有效性。助力模塊可使搭載WP12G460發動機的90T礦用寬體車增大最大驅動力7%，提高最大爬坡度9%， 90T寬體車在啟用該模塊的動力性能與搭載WP13G500發動機的90T礦用寬體車動力性能相仿。

（3）根據作業環境進行散熱系統管理，實現了整車液壓系統在極熱、極寒環境下作業；搭載本液壓系統的整車在夏季（環境溫度為40 ℃）使用時的熱平衡溫度為70±5 ℃；該車在冬季（環境溫度為-5 ℃）運行過程中的液壓熱能再利用率可提高19%。

（4）搭載WP12G460發動機的90T礦用寬體車開啟本液壓系統的綜合油耗比該車未開啟本系統的油耗降低了5%，比搭載WP13G500發動機的90T礦用寬體車的油耗降低了17%。

本文液壓系統的設計給整車優化拓寬了思路，對提升整車的動力性提供了新方法和借鑒。

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（編輯 胡佳慧）

作者簡介：

周 鑫，男，1986年生，博士研究生。研究方向為液壓傳動與控制，電液伺服系統控制技術。E-mail：zhouxin716@126.com。

雷賢卿（通信作者），男，1963年生，教授、博士研究生導師。研究方向為機械傳動過程中的精密測試技術及先進制造技術。E-mail：ly-lxq@163.com。