大型礦用液壓挖掘機(jī)動(dòng)臂運(yùn)行及能效特性

庚金曉， 夏連鵬，2， 葛 磊， 權(quán) 龍， 張曉剛

(1.太原理工大學(xué) 新型傳感器與智能控制教育部與山西省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室， 山西 太原 030024； 2.三一重機(jī)有限公司， 江蘇 昆山 215300)

引言

大型礦用液壓挖掘機(jī)可移動(dòng)性強(qiáng)，工作角度可調(diào)且效率高，廣泛應(yīng)用于礦山開采中[1-3]。在挖掘工作過程中，重型機(jī)械臂作為大型礦用液壓挖掘機(jī)的主要工作裝置，以舉升、下降的循環(huán)往復(fù)動(dòng)作為主，在上升過程中所積聚的重力勢(shì)能在下降階段經(jīng)控制閥口轉(zhuǎn)化為熱能損耗掉，能量浪費(fèi)嚴(yán)重[4-5]，因此回收再利用重型機(jī)械臂的勢(shì)能，對(duì)大型液壓挖掘機(jī)的節(jié)能減排具有非常重要的意義。

現(xiàn)有研究中，能量回收的方式可歸結(jié)為三種類型：第一種是機(jī)械式能量回收系統(tǒng)，又細(xì)分為飛輪式、配重式、彈簧式。目前用飛輪來儲(chǔ)存能量的方法主要應(yīng)用在柴油發(fā)動(dòng)機(jī)和汽輪機(jī)中[6]；彈簧式能量回收系統(tǒng)的儲(chǔ)能能力較差，僅適用于工作強(qiáng)度低和時(shí)間短的場(chǎng)合；配重式能量回收系統(tǒng)則多應(yīng)用于進(jìn)行往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)的工程機(jī)械中。第二種電氣式能量回收系統(tǒng)中，一般利用蓄電池或者超級(jí)電容來存儲(chǔ)回收的能量，其中蓄電池經(jīng)常應(yīng)用于負(fù)載波動(dòng)稍平緩的場(chǎng)合；而超級(jí)電容剛好因其自身的特點(diǎn)應(yīng)用于與蓄電池相反的場(chǎng)合，但較高的成本限制了其進(jìn)一步的推廣應(yīng)用[7-8]。KYOUNG等[9]提出一種利用旁通回路節(jié)流的電氣式能量回收方法，并進(jìn)行了試驗(yàn)，結(jié)果顯示，此系統(tǒng)的能量回收效率約為12%。林添良等[10]提出一種將部分勢(shì)能先轉(zhuǎn)化為液壓能儲(chǔ)存起來，再利用儲(chǔ)存的能量驅(qū)動(dòng)液壓馬達(dá)和電機(jī)轉(zhuǎn)化為電能的方法，此方法可在一定程度上減小裝機(jī)功率。第三種為液壓式能量回收系統(tǒng)，常采用蓄能器作為儲(chǔ)能元件，具有功率密度高，成本低，且易于維護(hù)等優(yōu)點(diǎn)，同時(shí)因能量轉(zhuǎn)換環(huán)節(jié)少而具有更高的能量回收率[11-14]。

付春雨等[15]提出一種新型能量回收系統(tǒng)，該系統(tǒng)將蓄能器作為儲(chǔ)能元件回收動(dòng)臂勢(shì)能，經(jīng)試驗(yàn)驗(yàn)證，其能量回收率約22.6%。郭勇等[16]基于液壓挖掘機(jī)三泵系統(tǒng)的設(shè)計(jì)思路，提出了一種新的動(dòng)臂勢(shì)能回收與再利用系統(tǒng)，該系統(tǒng)的蓄能器回收動(dòng)臂下放時(shí)釋放的重力勢(shì)能，用于上車回轉(zhuǎn)的驅(qū)動(dòng)，經(jīng)試驗(yàn)驗(yàn)證，此系統(tǒng)可降低油耗7.5%。趙丁選等[17]提出了一種由蓄能器、換向閥和單向閥組成的能量回收系統(tǒng)，并在22 t液壓挖掘機(jī)上進(jìn)行試驗(yàn)，結(jié)果表明，與普通挖掘機(jī)相比，此系統(tǒng)在滿足實(shí)際工作要求的情況下可節(jié)能14.8%。

電氣式能量回收系統(tǒng)難以直接用于超大型機(jī)械裝置中，所以本研究選用液壓式能量回收系統(tǒng)，提出一種獨(dú)立儲(chǔ)能液壓缸動(dòng)臂勢(shì)能回收系統(tǒng)，即在原雙液壓缸動(dòng)臂驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的基礎(chǔ)上增添1個(gè)與蓄能器直接連接的獨(dú)立儲(chǔ)能液壓缸，以實(shí)現(xiàn)動(dòng)臂勢(shì)能的高效回收再利用。

首先對(duì)獨(dú)立儲(chǔ)能液壓缸系統(tǒng)的工作原理進(jìn)行分析，然后建立大型礦用液壓挖掘機(jī)的整機(jī)聯(lián)合仿真模型，分別對(duì)比分析原雙液壓缸驅(qū)動(dòng)動(dòng)臂系統(tǒng)及獨(dú)立儲(chǔ)能液壓缸驅(qū)動(dòng)動(dòng)臂系統(tǒng)的運(yùn)行和能效特性。

1 系統(tǒng)工作原理

圖1所示為獨(dú)立儲(chǔ)能液壓缸動(dòng)臂驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)原理圖，此系統(tǒng)由液壓蓄能器、3個(gè)液壓缸、多個(gè)控制閥組成。其中液壓缸1和液壓缸2與主泵相連為主驅(qū)動(dòng)缸，液壓缸3為輔助驅(qū)動(dòng)缸，與蓄能器相連。系統(tǒng)中新增設(shè)的液壓缸3有桿腔與液壓缸1、液壓缸2的有桿腔通過管路直接連接，且與閥的出口相連，并且新增設(shè)了1個(gè)卸荷閥，在動(dòng)臂下降的時(shí)候可降低液壓缸1和液壓缸2的無桿腔壓力，降低節(jié)流損失。

圖1 獨(dú)立儲(chǔ)能液壓缸系統(tǒng)原理圖Fig.1 Independent energy storage hydraulic cylinder system schematic

在動(dòng)臂下降階段，液壓缸3的無桿腔油液在重力的作用下流入液壓蓄能器中，動(dòng)臂的勢(shì)能轉(zhuǎn)化為液壓能，儲(chǔ)存在蓄能器中；上升階段，蓄能器內(nèi)的液壓能得以釋放，輔助主泵驅(qū)動(dòng)動(dòng)臂上升。采用這種循環(huán)方式，對(duì)動(dòng)臂的勢(shì)能進(jìn)行回收再利用，從而降低系統(tǒng)能耗。在動(dòng)臂工作過程中，蓄能器壓力可以為任意狀態(tài)，當(dāng)蓄能器壓力過高時(shí)，動(dòng)臂下降需要反向能量輸入，但反向輸入的能量可直接轉(zhuǎn)化存儲(chǔ)到蓄能器中，在需要時(shí)，蓄能器直接釋放能量，整個(gè)動(dòng)臂系統(tǒng)仍舊為節(jié)能狀態(tài)，所以未對(duì)蓄能器參數(shù)進(jìn)行詳細(xì)分析。

為詳細(xì)闡明獨(dú)立儲(chǔ)能液壓缸系統(tǒng)的工作及節(jié)能原理，以下通過液壓挖掘機(jī)工作過程中的數(shù)學(xué)方程進(jìn)行描述。

動(dòng)力學(xué)方程：

(A1a+A2a)p1A-(A1b+A2b+A3b)p1B+A3ap3A

(1)

式中，p1A，p1B，p3A—— 液壓缸1和2的無桿腔壓力、3個(gè)液壓缸的有桿腔壓力、液壓缸3無桿腔壓力

A1a，A2a，A3a—— 3個(gè)液壓缸無桿腔面積

A1b，A2b，A3b—— 3個(gè)液壓缸有桿腔面積

B—— 阻尼系數(shù)

v—— 液壓缸速度

Ff，F(xiàn)L—— 摩擦力和負(fù)載力

m—— 活塞桿和負(fù)載的等效質(zhì)量

動(dòng)臂下降階段，在負(fù)載力的驅(qū)動(dòng)下，液壓缸3的無桿腔油液流入蓄能器，液壓缸1和液壓缸2的無桿腔油液流回油箱。此階段在驅(qū)動(dòng)缸控制閥閥口處損失的能量如式(2)所示。在雙液壓缸系統(tǒng)中，式(1)中不包括A3ap3A，所以動(dòng)臂在舉升時(shí)獲得的重力勢(shì)能會(huì)在下降過程中損失掉一大部分。而獨(dú)立儲(chǔ)能液壓缸系統(tǒng)中，動(dòng)臂的重量可由液壓缸3的無桿腔基本平衡，所以式(1)中(A1a+A2a)p1A項(xiàng)減小，在閥口上損失的能量減小。

(2)

式中，ET—— 回油箱的閥口上損失的能量

在忽略管路的壓力損失的情況下，液壓缸3無桿腔壓力與蓄能器內(nèi)壓力相等；蓄能器內(nèi)壓力為：

(3)

式中，p0—— 蓄能器初始狀態(tài)的壓力

p1—— 蓄能器任意狀態(tài)的壓力

V0—— 初始狀態(tài)的氣體體積

V1—— 任意狀態(tài)下的氣體體積

n—— 氣體多變指數(shù)，n取1.4

在動(dòng)臂下降階段，蓄能器中存儲(chǔ)的能量，即液壓蓄能器回收的能量：

(4)

2 整機(jī)聯(lián)合仿真模型的建立

在三維建模軟件Pro/E中按照實(shí)際參數(shù)分別完成對(duì)260 t液壓挖掘機(jī)的動(dòng)臂、斗桿、鏟斗、上下車體和相關(guān)連接構(gòu)件的建模，將得到的各部件的STL文件分別導(dǎo)入多學(xué)科聯(lián)合仿真軟件SimulationX的CAD Import模塊中，進(jìn)一步通過對(duì)各機(jī)械結(jié)構(gòu)進(jìn)行連接和約束以及坐標(biāo)參數(shù)的設(shè)置得到液壓挖掘機(jī)的二維動(dòng)力學(xué)模型和三維整機(jī)模型。調(diào)用SimulationX中現(xiàn)有液壓元件模型和信號(hào)模塊，根據(jù)圖1所示原理將各模塊進(jìn)行連接，得到液壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)仿真模型，將兩部分連接最終得到260 t液壓挖掘機(jī)的整機(jī)聯(lián)合仿真模型，如圖2所示。

圖2 獨(dú)立儲(chǔ)能液壓缸系統(tǒng)整機(jī)模型Fig.2 Independent energy storage hydraulic cylinder system machine model

原動(dòng)臂驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)所使用的兩液壓缸缸筒內(nèi)徑為300 mm，活塞桿直徑為200 mm；對(duì)于獨(dú)立儲(chǔ)能液壓缸系統(tǒng)，為了達(dá)到更好的節(jié)能效果，同時(shí)滿足強(qiáng)度使用要求和液壓缸安裝空間尺寸的要求，將液壓缸1和液壓缸2的缸筒內(nèi)徑設(shè)計(jì)為210 mm，活塞桿直徑為165 mm；液壓缸3的缸筒內(nèi)徑為350 mm，活塞桿直徑為220 mm。

3 仿真研究

3.1 空載運(yùn)行特性

1) 雙液壓缸系統(tǒng)

圖3為原系統(tǒng)的動(dòng)臂位移和速度曲線，動(dòng)臂在2.3～5.5 s間下降，下降過程的最大速度為0.38 m/s；10～14 s動(dòng)臂上升，上升的最大速度為0.33 m/s。可以看出，無論動(dòng)臂下降至最低位置還是動(dòng)臂上升至最高位置時(shí)都存在明顯的速度波動(dòng)。

圖3 原系統(tǒng)動(dòng)臂位移和速度曲線Fig.3 Original power boom displacement and speed curve

圖4為原系統(tǒng)中液壓缸各腔壓力曲線。動(dòng)臂開始下降時(shí)，由于系統(tǒng)運(yùn)行的不穩(wěn)定，引起了無桿腔壓力的不穩(wěn)定，有一定的上升趨勢(shì)，有桿腔壓力也存在波動(dòng)，兩腔合力驅(qū)動(dòng)動(dòng)臂下降。下降時(shí)動(dòng)臂可依靠自身的重力完全下降到位，有桿腔壓力值較低，無桿腔壓力維持在17 MPa左右以平衡動(dòng)臂的重力；在動(dòng)臂上升時(shí)，有桿腔壓力不穩(wěn)定，導(dǎo)致動(dòng)臂在上升階段速度的波動(dòng)，動(dòng)臂在14 s穩(wěn)定后，動(dòng)臂液壓缸的行程達(dá)到最大。

圖4 原系統(tǒng)液壓缸各腔壓力特性曲線Fig.4 Original system hydraulic cylinder pressure characteristic curve

2) 獨(dú)立儲(chǔ)能液壓缸系統(tǒng)

為了對(duì)比分析兩驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的能效特性，在仿真過程中設(shè)置兩系統(tǒng)液壓缸伸出所用的時(shí)間、伸出過程的速度、收縮所用時(shí)間、收縮過程的速度均相同，得到了如圖5所示的新系統(tǒng)動(dòng)臂在運(yùn)行過程中的位移速度曲線。由曲線可知，新系統(tǒng)的運(yùn)行更加穩(wěn)定，這是由于系統(tǒng)增加了能量回收裝置從而增大了系統(tǒng)阻尼。

圖5 新系統(tǒng)動(dòng)臂位移和速度曲線Fig.5 New system boom displacement and speed curve

圖6所示為所提新系統(tǒng)中各液壓缸的兩腔壓力曲線。液壓缸3的無桿腔與蓄能器相連，壓力變化一致。動(dòng)臂上升至最高位置時(shí)，蓄能器中的油液體積最小，此時(shí)蓄能器的工作壓力最低為12.7 MPa，動(dòng)臂下降過程，蓄能器的壓力在動(dòng)臂抵達(dá)最低位置時(shí)達(dá)到最大值15.2 MPa；下降過程中，液壓缸3的無桿腔壓力遠(yuǎn)大于液壓缸1和液壓缸2的無桿腔壓力，能基本平衡動(dòng)臂重量，且下降過程不需要主泵提供能量，液壓缸有桿腔壓力值較低。動(dòng)臂上升時(shí)， 蓄能器釋放出所儲(chǔ)存的液壓能，壓力逐漸降低，同時(shí)液壓泵開始輸出能量，液壓缸1和液壓缸2的無桿腔壓力逐漸升高以驅(qū)動(dòng)動(dòng)臂舉升，B腔壓力值始終較小。

圖6 新系統(tǒng)液壓缸各腔壓力特性曲線Fig.6 New system hydraulic cylinder each cavity pressure characteristic curve

圖7為蓄能器的功率和能量特性曲線，在動(dòng)臂下降的過程中，蓄能器回收能量，功率峰值為581 kW，共回收1470 kJ的能量。在動(dòng)臂上升過程中，蓄能器釋放能量驅(qū)動(dòng)動(dòng)臂上升，功率峰值約530 kW，共輸出1428 kJ的能量。

圖7 蓄能器充放液功率和能量Fig.7 Accumulator charge and discharge fluid power and energy

3.2 空載能效特性對(duì)比

圖8為空載工況下，動(dòng)臂工作一個(gè)周期，原雙液壓缸系統(tǒng)和所提新系統(tǒng)的蓄能器和主泵的功率和能量曲線。由圖可知，原系統(tǒng)和所提新系統(tǒng)在下降程中均可以依靠動(dòng)臂自重完全下降到位，因此下降過程中，兩系統(tǒng)的功率均保持較低水平；動(dòng)臂在上升過程，原系統(tǒng)的功率峰值為1037 kW，輸出能量3297 kJ；上升過程，蓄能器輸出的功率峰值為530 kW，輸出能量1428 kJ，在蓄能器釋放能量的同時(shí)液壓泵開始逐漸輸出能量，液壓缸1和液壓缸2的無桿腔壓力升高，該階段液壓泵輸出功率峰值為182 kW，輸出能量491 kJ。與原系統(tǒng)相比，動(dòng)臂工作一個(gè)周期，獨(dú)立儲(chǔ)能液壓缸系統(tǒng)可顯著降低運(yùn)行過程的峰值功率，同時(shí)可降低主泵能耗約85.11%。

圖8 不同驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的功率和能耗特性曲線(空載)Fig.8 Power and energy consumption characteristics of different drive systems(no load)

3.3 鏟斗滿載運(yùn)行特性

1) 雙液壓缸系統(tǒng)

圖9為滿載工況下原系統(tǒng)動(dòng)臂位移速度曲線。2.2～5.5 s動(dòng)臂下降，下降過程的最大速度為0.38 m/s，12.2～16 s動(dòng)臂上升，上升速度為0.32 m/s；與空載工況相比，動(dòng)臂上升過程的速度波動(dòng)次數(shù)減少。

圖9 滿載原系統(tǒng)動(dòng)臂位移速度曲線Fig.9 Full load of original system boom displacement speed curve

圖10為在滿載工況下，原系統(tǒng)動(dòng)臂液壓缸A，B腔壓力變化曲線。動(dòng)臂剛開始下降時(shí)，B腔壓力上升，A腔壓力下降，兩腔合力共同驅(qū)動(dòng)動(dòng)臂下降；對(duì)比于空載工況，動(dòng)臂液壓缸A腔壓力增大，B腔壓力也始終處于較低水平，但一個(gè)工作周期內(nèi)，液壓缸兩腔壓力有明顯的波動(dòng)。

圖10 滿載原系統(tǒng)液壓缸各腔壓力曲線Fig.10 Full load of original system hydraulic cylinder each cavity pressure curve

2) 獨(dú)立儲(chǔ)能液壓缸系統(tǒng)

圖11為滿載工況下所提新系統(tǒng)中動(dòng)臂位移速度曲線，圖12為新系統(tǒng)液壓缸各腔壓力曲線。在動(dòng)臂下降階段，液壓缸3的無桿腔壓力由12.7 MPa增加到15.2 MPa，液壓缸有桿腔壓力均維持在1 MPa左右；動(dòng)臂上升階段，蓄能器的壓力隨著動(dòng)臂上升逐漸降低，提供的壓力不足以讓動(dòng)臂完全上升，因此在動(dòng)臂上升時(shí)，液壓缸1和液壓缸2的無桿腔壓力逐漸升高，此階段的液壓缸的平均壓力為16 MPa左右。

圖11 滿載新系統(tǒng)動(dòng)臂位移速度曲線Fig.11 Full load of new system boom displacement speed curve

圖12 滿載新系統(tǒng)液壓缸各腔壓力曲線Fig.12 Full load of new system hydraulic cylinder each cavity pressure curve

圖13所示為蓄能器回收和釋放能量過程中的功率和能量特性曲線。在動(dòng)臂下降過程，蓄能器的功率峰值為580 kW，共回收約1457.64 kJ的能量；在動(dòng)臂上升過程中，蓄能器釋放能量輔助動(dòng)臂上升，功率峰值為205 kW左右，輸出能量1455.59 kJ。

圖13 滿載蓄能器充放液功率和能量Fig.13 Full load accumulator charge and discharge fluid power and energy

3.4 滿載能耗分析

圖14為滿載工況下，動(dòng)臂工作一個(gè)周期，雙液壓缸系統(tǒng)和獨(dú)立儲(chǔ)能液壓缸系統(tǒng)的蓄能器和主泵的功率和能量變化曲線。與空載工況類似，在動(dòng)臂工作一個(gè)周期內(nèi)，新系統(tǒng)液壓泵的峰值功率比原系統(tǒng)峰值功率降低了58.75%，原系統(tǒng)液壓泵共輸出能量4505.47 kJ，新系統(tǒng)液壓泵共輸出能量1701.92 kJ，新系統(tǒng)可降低主泵能耗約62.22%。

4 結(jié)論

(1) 本研究對(duì)現(xiàn)有雙液壓缸系統(tǒng)進(jìn)行改進(jìn)，通過增設(shè)與蓄能器直接連接的液壓缸從而構(gòu)成獨(dú)立儲(chǔ)能液壓缸動(dòng)臂驅(qū)動(dòng)及勢(shì)能回收再利用系統(tǒng)，以實(shí)現(xiàn)動(dòng)臂驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的高能效運(yùn)行；

(2) 獨(dú)立儲(chǔ)能液壓缸系統(tǒng)，動(dòng)臂在上升階段，基于與主泵相連的液壓缸無桿腔面積較小， 所以相同速度情況下所需流量減少，進(jìn)而降低了節(jié)流損失；

(3) 相同的工況下，雙液壓缸系統(tǒng)和獨(dú)立儲(chǔ)能液壓缸系統(tǒng)的運(yùn)行特性接近一致。在空載工況下，獨(dú)立儲(chǔ)能液壓缸系統(tǒng)可降低主泵能耗約85.11%；在鏟斗滿載工況下，獨(dú)立儲(chǔ)能液壓缸系統(tǒng)降低主泵能耗約62.22%。