儲(chǔ)能液壓缸協(xié)同驅(qū)動(dòng)重型機(jī)械臂系統(tǒng)研究與優(yōu)化

晉 超 權(quán) 龍 夏連鵬,2 葛 磊 趙 斌

1.太原理工大學(xué)新型傳感器與智能控制教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，太原，0300242.三一重機(jī)有限公司，昆山，215300

0 引言

工程機(jī)械以內(nèi)燃機(jī)驅(qū)動(dòng)液壓泵為集中動(dòng)力源，經(jīng)多路閥分配和傳遞動(dòng)力，驅(qū)動(dòng)液壓執(zhí)行器動(dòng)作，存在能效低[1]、排放差的致命不足，極大地增加了整機(jī)燃油消耗和溫室氣體排放，工程機(jī)械已成為僅次于汽車領(lǐng)域的第二大燃油消耗及污染排放大戶。重型機(jī)械臂作為大多數(shù)工程機(jī)械的工作裝置，工作過(guò)程中常伴隨著大量重力勢(shì)能的損失。以工程機(jī)械的標(biāo)志性產(chǎn)品液壓挖掘機(jī)為例，其動(dòng)臂具有自重大、升降頻次高、運(yùn)行周期短的特點(diǎn)，而傳統(tǒng)液壓挖掘機(jī)采用多路閥控制，造成動(dòng)臂下放時(shí)巨大的重力勢(shì)能經(jīng)控制閥閥口節(jié)流作用轉(zhuǎn)化為熱能耗散，且系統(tǒng)需另增冷卻裝置來(lái)降低油液溫度，進(jìn)一步造成了能量浪費(fèi)，降低了液壓挖掘機(jī)的能效[2]。這也使得實(shí)現(xiàn)重型機(jī)械臂重力勢(shì)能高效回收和利用成為國(guó)內(nèi)外學(xué)者研究的熱點(diǎn)方向之一。

目前，液壓挖掘機(jī)動(dòng)臂重力勢(shì)能的回收利用方式有電氣式和液壓式[3]。電氣方式回收利用一般需要在原動(dòng)臂液壓系統(tǒng)中增設(shè)液壓馬達(dá)、發(fā)電機(jī)、電動(dòng)機(jī)、超級(jí)電容及蓄電池等能量?jī)?chǔ)存和轉(zhuǎn)換元件，工作過(guò)程中，動(dòng)臂勢(shì)能先經(jīng)液壓缸轉(zhuǎn)換為壓力能，再利用液壓馬達(dá)將液壓能轉(zhuǎn)換為機(jī)械能，驅(qū)動(dòng)發(fā)電機(jī)發(fā)電，最終以電能的形式存儲(chǔ)在超級(jí)電容或蓄電池中[4]。林添良等[5-6]設(shè)計(jì)了帶有節(jié)流調(diào)速的液壓馬達(dá)-發(fā)電機(jī)單元電氣式回收系統(tǒng)，動(dòng)臂下放時(shí)采用節(jié)流調(diào)速與容積調(diào)速相結(jié)合的控制策略，勢(shì)能回收率約為39%；進(jìn)一步，他們針對(duì)此系統(tǒng)提出在回收單元中加入蓄能器輔助回收勢(shì)能，以降低回收元件的所需功率，并結(jié)合兩級(jí)壓力閾值控制策略，使勢(shì)能回收率提高至45%。關(guān)澈等[7]、李潔等[8]將電氣式回收單元應(yīng)用于6 t純電驅(qū)液壓挖掘機(jī)進(jìn)行動(dòng)臂勢(shì)能回收再利用，仿真結(jié)果表明，新系統(tǒng)的勢(shì)能回收率可達(dá)到60%。張克軍等[9-10]提出了一種基于發(fā)電機(jī)和超級(jí)電容的電動(dòng)叉車勢(shì)能回收方案，結(jié)合電機(jī)轉(zhuǎn)速模糊PI控制系統(tǒng)，勢(shì)能回收率可達(dá)約50%。電氣式回收勢(shì)能方案利用了電池組等電氣元件能量密度大的優(yōu)點(diǎn)，但能量轉(zhuǎn)換次數(shù)多、回收速度慢，節(jié)能效果會(huì)受到一定的限制[11]。

液壓方式回收利用動(dòng)臂勢(shì)能可根據(jù)是否有平衡結(jié)構(gòu)分為蓄能器直接儲(chǔ)能方式和動(dòng)臂自重液氣儲(chǔ)能平衡方式。蓄能器直接儲(chǔ)能方式是指蓄能器與驅(qū)動(dòng)缸的無(wú)桿腔通過(guò)節(jié)流閥相連，節(jié)流閥起控制動(dòng)臂下降速度的作用。動(dòng)臂下放時(shí)，液壓缸無(wú)桿腔壓力升高，勢(shì)能轉(zhuǎn)化為液壓能存儲(chǔ)在蓄能器中[12]。當(dāng)對(duì)存儲(chǔ)的能量再利用時(shí)，束世辰等[13]將蓄能器中的高壓油液引入液壓泵進(jìn)油口，通過(guò)降低液壓泵進(jìn)出油口壓差來(lái)降低液壓泵的輸入功率；XIAO等[14]將蓄能器中的油液引入泵排油口，通過(guò)降低液壓泵的輸出流量來(lái)降低液壓泵功率，但只有當(dāng)蓄能器壓力大于泵出口壓力時(shí)才能運(yùn)行；CASOLI等[15]將蓄能器中存儲(chǔ)的液壓能經(jīng)液壓馬達(dá)轉(zhuǎn)換為機(jī)械能，輔助動(dòng)力源驅(qū)動(dòng)液壓泵，通過(guò)降低電動(dòng)機(jī)輸出功率來(lái)實(shí)現(xiàn)節(jié)能效果。蓄能器直接儲(chǔ)能方式對(duì)動(dòng)臂重力勢(shì)能的再利用過(guò)程需通過(guò)節(jié)流閥控制，引起節(jié)流損失，因此節(jié)能效果不佳。

動(dòng)臂自重液氣儲(chǔ)能平衡方式是指蓄能器與平衡液壓缸或獨(dú)立儲(chǔ)能腔相連構(gòu)成平衡單元，動(dòng)臂下放時(shí)，勢(shì)能經(jīng)平衡單元轉(zhuǎn)化為液壓能儲(chǔ)存在蓄能器中；動(dòng)臂舉升時(shí)，平衡單元協(xié)同驅(qū)動(dòng)液壓缸驅(qū)動(dòng)動(dòng)臂上升，可實(shí)現(xiàn)勢(shì)能的回收和利用一體化[16]。許多學(xué)者已對(duì)動(dòng)臂驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)添加平衡缸-蓄能器單元的方案開(kāi)展了研究[17-19]，但現(xiàn)有研究中驅(qū)動(dòng)液壓缸多采用原機(jī)型液壓缸參數(shù)，未針對(duì)液壓挖掘機(jī)多種工況對(duì)該方案中各液壓缸參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化。

針對(duì)以上不足，本文首先分析了儲(chǔ)能缸協(xié)同驅(qū)動(dòng)動(dòng)臂系統(tǒng)的工作原理，在建立系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型的基礎(chǔ)上構(gòu)建了76 t液壓挖掘機(jī)整機(jī)聯(lián)合仿真模型，并通過(guò)試驗(yàn)研究驗(yàn)證了仿真模型的準(zhǔn)確性。根據(jù)儲(chǔ)能缸與驅(qū)動(dòng)缸無(wú)桿腔面積比對(duì)液壓挖掘機(jī)空載和帶載工況下液壓泵輸出能量的影響，優(yōu)化了驅(qū)動(dòng)缸和儲(chǔ)能缸參數(shù)，分析了優(yōu)化后系統(tǒng)的節(jié)能效果。

1 系統(tǒng)工作原理

圖1所示為驅(qū)動(dòng)液壓缸與儲(chǔ)能液壓缸協(xié)同驅(qū)動(dòng)重型機(jī)械臂回路原理，系統(tǒng)可分為驅(qū)動(dòng)回路和儲(chǔ)能回路兩部分。圖1中，A表示驅(qū)動(dòng)缸無(wú)桿腔，B表示驅(qū)動(dòng)缸有桿腔，C表示儲(chǔ)能缸無(wú)桿腔。

圖1 驅(qū)動(dòng)液壓缸與儲(chǔ)能液壓缸協(xié)同驅(qū)動(dòng)機(jī)械臂回路原理

新系統(tǒng)的特點(diǎn)是增設(shè)一個(gè)與原機(jī)動(dòng)臂液壓缸并聯(lián)的儲(chǔ)能液壓缸，儲(chǔ)能液壓缸的無(wú)桿腔經(jīng)控制閥中位與蓄能器直接連通。

動(dòng)臂上升階段，液壓泵輸出的油液進(jìn)入驅(qū)動(dòng)液壓缸的無(wú)桿腔，蓄能器中儲(chǔ)存的液壓能經(jīng)儲(chǔ)能液壓缸轉(zhuǎn)化為機(jī)械能，二者協(xié)同驅(qū)動(dòng)動(dòng)臂上升，存儲(chǔ)在蓄能器中的液壓能轉(zhuǎn)化為動(dòng)臂的重力勢(shì)能，實(shí)現(xiàn)了能量的再利用。

動(dòng)臂下降階段，液壓泵輸出的高壓油進(jìn)入驅(qū)動(dòng)液壓缸和儲(chǔ)能液壓缸的有桿腔，工作裝置重力及有桿腔壓力共同作用使動(dòng)臂下降，工作裝置的重力勢(shì)能經(jīng)儲(chǔ)能液壓缸轉(zhuǎn)換為液壓能，并直接儲(chǔ)存在蓄能器中，實(shí)現(xiàn)了動(dòng)臂重力勢(shì)能的回收。

系統(tǒng)中設(shè)置有蓄能器補(bǔ)油控制閥Ⅰ，當(dāng)蓄能器壓力處于正常范圍時(shí)，控制閥Ⅰ處于中位；當(dāng)蓄能器壓力不足需要充壓時(shí)，控制閥Ⅰ處于右位，主系統(tǒng)向蓄能器補(bǔ)充油液；當(dāng)動(dòng)臂需要參與挖掘作業(yè)時(shí)，控制閥Ⅰ處于左位，儲(chǔ)能液壓缸無(wú)桿腔與油箱連通。

2 儲(chǔ)能缸協(xié)同驅(qū)動(dòng)動(dòng)臂系統(tǒng)建模

儲(chǔ)能缸協(xié)同驅(qū)動(dòng)動(dòng)臂系統(tǒng)相較常規(guī)系統(tǒng)，其運(yùn)行特性發(fā)生了較大改變，為充分認(rèn)識(shí)和了解其工作特性，首先建立系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型，在此基礎(chǔ)上使用Simulation X搭建76 t液壓挖掘機(jī)多學(xué)科聯(lián)合仿真模型，然后改造76 t試驗(yàn)樣機(jī)，并對(duì)樣機(jī)動(dòng)臂運(yùn)行特性的仿真和試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，以驗(yàn)證仿真模型的準(zhǔn)確性。

2.1 系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型

液壓驅(qū)動(dòng)回路由負(fù)流量液壓泵、驅(qū)動(dòng)液壓缸與儲(chǔ)能液壓缸及開(kāi)中心液壓閥等構(gòu)成，各部分?jǐn)?shù)學(xué)模型如下。

2.1.1負(fù)流量液壓泵數(shù)學(xué)模型

在不考慮油液壓縮性和管路泄漏的前提下，設(shè)定液壓泵出口壓力為pp，則多路閥中位節(jié)流口的流量-壓力方程為

(1)

式中，qT為閥中位節(jié)流口流量；Cd為流量系數(shù)；AT為中位節(jié)流口過(guò)流面積；pi為負(fù)流量反饋檢測(cè)壓力；ρ為油液密度。

反饋回油節(jié)流口的流量-壓力方程為

(2)

式中，qm為反饋回油節(jié)流口流量；Am為反饋回油節(jié)流口通流面積；pb為回油背壓。

由于通過(guò)閥中位的流量與通過(guò)反饋回油節(jié)流口的流量相等，故由式(1)、式(2)可得

(3)

變量控制閥閥芯運(yùn)動(dòng)方程為

(4)

式中，As為變量控制閥的控制腔面積；Fs為控制柱塞彈簧力；xs為閥芯位移；ms為閥芯組件質(zhì)量；Bs為閥芯阻尼系數(shù)；ks為閥芯控制腔彈簧系數(shù)。

變量活塞流量連續(xù)性方程為

(5)

式中，qpi為變量活塞大腔輸入流量；Api為變量活塞大腔有效作用面積；xpi為變量活塞位移；Vpi為變量活塞大腔有效容積；E為油液彈性模量；ppi為變量活塞大腔壓力；Cpi為變量活塞泄漏系數(shù)。

變量活塞受力方程為

(6)

式中，Api1為控制活塞小腔有效作用面積；mpi為控制活塞質(zhì)量；Bpi為控制活塞阻尼系數(shù)。

液壓泵排量為

D=kDxpi

(7)

式中，kD為泵排量系數(shù)。

液壓泵輸出流量為

qp=npD

(8)

式中，np為液壓泵轉(zhuǎn)速。

2.1.2液壓缸數(shù)學(xué)模型

液壓缸數(shù)學(xué)模型包括液壓缸的受力方程和與其容腔有關(guān)的流量連續(xù)性方程，根據(jù)這兩類方程，在Simulation X軟件中以容腔為核心即可建立整個(gè)液壓系統(tǒng)的仿真模型。

儲(chǔ)能缸受力平衡方程為

(9)

儲(chǔ)能缸無(wú)桿腔流量連續(xù)方程為

(10)

儲(chǔ)能缸有桿腔流量連續(xù)方程為

(11)

驅(qū)動(dòng)缸無(wú)桿腔流量連續(xù)方程為

(12)

式中，F(xiàn)C為負(fù)載力；BC為儲(chǔ)能缸活塞阻尼系數(shù)；mC為儲(chǔ)能缸活塞質(zhì)量；Ff為摩擦阻力；x、v、t分別為液壓缸運(yùn)動(dòng)的位移、速度和時(shí)間；AC、pC、qC分別為儲(chǔ)能缸無(wú)桿腔的作用面積、壓力和流量；AB1、qB1分別為儲(chǔ)能缸有桿腔的作用面積和流量；pB為驅(qū)動(dòng)缸有桿腔的壓力，由于儲(chǔ)能缸有桿腔與驅(qū)動(dòng)缸有桿腔相連，故儲(chǔ)能缸有桿腔壓力也為pB；AA、pA、qA分別為驅(qū)動(dòng)缸無(wú)桿腔的作用面積、壓力和流量；CEA、CEB1、CEC分別為驅(qū)動(dòng)缸無(wú)桿腔、儲(chǔ)能缸有桿腔和儲(chǔ)能缸無(wú)桿腔的外泄漏系數(shù)；CB1C為儲(chǔ)能缸內(nèi)泄漏系數(shù)；CAB為驅(qū)動(dòng)缸內(nèi)泄漏系數(shù)。

2.1.3開(kāi)中心液壓閥數(shù)學(xué)模型

負(fù)流量系統(tǒng)的核心是排量與控制壓力成反比的負(fù)流量泵，所以多路閥為開(kāi)中心方式，即閥芯位于中位時(shí)液壓泵輸出的液壓油可經(jīng)過(guò)多路閥流回油箱。

液壓閥閥芯動(dòng)力學(xué)方程為

(13)

式中，Av為閥芯端面作用面積；pv1、pv2分別為閥芯兩端壓力；kv為閥芯彈簧剛度；xv為閥芯位移；mv為閥芯質(zhì)量；Fflow為液動(dòng)力；tv為閥芯運(yùn)動(dòng)時(shí)間。

閥口流量為

(14)

式中，Δp為閥口兩端壓差；AE為閥口通流面積。

2.2 建立聯(lián)合仿真模型

根據(jù)儲(chǔ)能缸協(xié)同驅(qū)動(dòng)動(dòng)臂系統(tǒng)原理及系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型，首先將Pro/E中構(gòu)建的液壓挖掘機(jī)三維模型與初始狀態(tài)下各構(gòu)件的質(zhì)心坐標(biāo)和相對(duì)于鉸接點(diǎn)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量導(dǎo)入Simulation X仿真軟件中，然后將液壓缸的兩個(gè)鉸接點(diǎn)與液壓系統(tǒng)進(jìn)行機(jī)液耦合，液壓缸的驅(qū)動(dòng)力輸出到鉸接點(diǎn)，三維模型通過(guò)所推導(dǎo)的數(shù)學(xué)公式計(jì)算出位移與速度再反饋到液壓缸，通過(guò)仿真軟件中機(jī)械與液壓數(shù)字化接口的實(shí)時(shí)轉(zhuǎn)換，實(shí)現(xiàn)機(jī)械與液壓數(shù)據(jù)交互，最后添加控制系統(tǒng)模型，構(gòu)成圖2所示的整機(jī)的機(jī)、電、液多學(xué)科聯(lián)合仿真模型。

圖 2 76 t液壓挖掘機(jī)聯(lián)合仿真模型

模型中，兩個(gè)主液壓泵為負(fù)流量控制液壓泵，排量均為260 mL/r, 動(dòng)臂液壓缸行程為1730 mm，液壓缸活塞直徑為190 mm，活塞桿直徑為125 mm。動(dòng)臂質(zhì)量約為7500 kg，斗桿質(zhì)量約為4500 kg，鏟斗質(zhì)量約為2000 kg。

2.3 試驗(yàn)樣機(jī)改造及仿真模型驗(yàn)證

由于大型液壓挖掘機(jī)不方便安裝位移傳感器，故試驗(yàn)僅在液壓泵出油口安裝壓力和流量傳感器，在液壓缸各油口安裝壓力傳感器，用于檢測(cè)液壓缸兩腔以及泵出口的壓力和流量，使用Parker Service Master Plus采集數(shù)據(jù)，構(gòu)建圖3所示的試驗(yàn)樣機(jī)，本試驗(yàn)中使用到的傳感器如表1所示。

圖3 76 t液壓挖掘機(jī)樣機(jī)

表1 傳感器型號(hào)列表

為驗(yàn)證仿真模型的準(zhǔn)確性，對(duì)原機(jī)型動(dòng)臂驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)行特性進(jìn)行了試驗(yàn)和仿真研究。試驗(yàn)和仿真對(duì)比曲線見(jiàn)圖4。

對(duì)比圖4曲線可知，在動(dòng)臂上升過(guò)程中，液壓泵出口壓力的仿真值較試驗(yàn)測(cè)試值略大(約為1.5 MPa)，波動(dòng)次數(shù)相同但仿真幅值略大，說(shuō)明容腔仿真模型的阻尼比實(shí)際系統(tǒng)的阻尼略小，由于影響系統(tǒng)阻尼的因素較復(fù)雜且阻尼略小對(duì)系統(tǒng)影響不大，故可認(rèn)為液壓泵出口容腔參數(shù)設(shè)置基本吻合。液壓缸無(wú)桿腔壓力的仿真與試驗(yàn)波動(dòng)幅值相當(dāng)，波動(dòng)次數(shù)也大致吻合，說(shuō)明仿真參數(shù)設(shè)置合理。在動(dòng)臂下降過(guò)程中，液壓泵輸出壓力的試驗(yàn)值與仿真值基本吻合，液壓缸無(wú)桿腔壓力的仿真值略大于試驗(yàn)值，變化趨勢(shì)吻合。

(a)液壓泵輸出壓力

綜合上述分析，整個(gè)過(guò)程中仿真與試驗(yàn)的響應(yīng)時(shí)間基本吻合，說(shuō)明所構(gòu)建的仿真模型比較準(zhǔn)確，能夠反映真實(shí)的工作特性，可以用來(lái)指導(dǎo)整機(jī)設(shè)計(jì)和預(yù)測(cè)機(jī)器的運(yùn)行特性。

3 優(yōu)化仿真研究

3.1 原系統(tǒng)仿真

原系統(tǒng)儲(chǔ)能缸與驅(qū)動(dòng)缸的參數(shù)配置一致，因此將多學(xué)科聯(lián)合仿真模型中驅(qū)動(dòng)缸和儲(chǔ)能缸的無(wú)桿腔直徑設(shè)置為190 mm，液壓缸桿徑設(shè)置為125 mm，匹配蓄能器參數(shù)后，將液壓蓄能器充氣壓力設(shè)為15.6 MPa，蓄能器體積設(shè)為240 L，系統(tǒng)仿真結(jié)果如圖5所示。

由圖5仿真結(jié)果可得，動(dòng)臂上升時(shí)兩液壓泵輸出能量為623.9 kJ，液壓缸輸出能量為482.8 kJ，不考慮摩擦損失，節(jié)流損失為141.1kJ，蓄能器輸出能量為464.3 kJ，計(jì)算可得蓄能器供能占比約為42.7%。動(dòng)臂下降時(shí)只有泵1供油，液壓泵輸出能量為361.9 kJ，根據(jù)位移變化可計(jì)算得到重力勢(shì)能變化了801.9 kJ，蓄能器存儲(chǔ)能量為458.2 kJ，能量回收率約為39.4%。動(dòng)臂一次舉升和下降過(guò)程中，液壓泵共計(jì)輸出能量為985.8 kJ，相比無(wú)液氣儲(chǔ)能單元的機(jī)型，節(jié)省能量369.2 kJ，節(jié)能率為27.2%。

(a)液壓缸各腔壓力

圖 6 空載工況下不同k值時(shí)液壓泵輸出能量仿真結(jié)果

3.2 各缸無(wú)桿腔面積比優(yōu)化仿真研究

與無(wú)勢(shì)能回收利用單元的機(jī)型相比，新系統(tǒng)驅(qū)動(dòng)動(dòng)臂上升過(guò)程中，儲(chǔ)能液壓缸分擔(dān)了大部分負(fù)載，驅(qū)動(dòng)液壓缸若采用原機(jī)型尺寸將引起部分驅(qū)動(dòng)能浪費(fèi)，同時(shí)在動(dòng)臂下降過(guò)程中造成更大的回油閥損(即驅(qū)動(dòng)缸無(wú)桿腔油液流回油箱時(shí)在多路閥處造成的能量損失)，故應(yīng)減小驅(qū)動(dòng)液壓缸無(wú)桿腔面積。同時(shí)相應(yīng)增大儲(chǔ)能缸無(wú)桿腔面積，使驅(qū)動(dòng)缸無(wú)桿腔與儲(chǔ)能缸無(wú)桿腔總面積保持不變，以確保系統(tǒng)整體驅(qū)動(dòng)能力不變。

現(xiàn)取k為儲(chǔ)能缸無(wú)桿腔面積與單個(gè)驅(qū)動(dòng)缸無(wú)桿腔面積的比值，對(duì)k取不同值時(shí)在動(dòng)臂系統(tǒng)空載工況和帶載工況下分別進(jìn)行仿真，并分析k值的變化對(duì)動(dòng)臂工作過(guò)程中液壓泵輸出能量的影響。

圖6為液壓挖掘機(jī)工作裝置直臂空載工況下，一個(gè)升降循環(huán)液壓泵的輸出能量隨k值變化的仿真曲線。圖7為液壓挖掘機(jī)工作裝置卷臂帶載工況下，一個(gè)升降循環(huán)液壓泵的輸出能量隨k值變化的仿真曲線。

圖7 帶載工況下不同k值時(shí)液壓泵輸出能量仿真結(jié)果

由圖6曲線可知，同一工作周期中，當(dāng)k值增大時(shí)，液壓泵輸出能量呈先減小后增大的趨勢(shì)。k值取2.2附近時(shí)泵輸出能量最小，即節(jié)能效果最好。由圖7曲線可知，隨著k值的增大，一個(gè)升降過(guò)程中液壓泵的輸出能量呈減小趨勢(shì)，且速度逐漸變慢。綜合考慮空載和帶載工況下的能耗情況，k值取2.2時(shí)節(jié)能效果最好。但由于k值取2.2相較k值取2時(shí)，節(jié)能效果提高并不明顯，且k值越大，相同行程下儲(chǔ)能缸容積將增大，與其匹配的蓄能器體積也將增大，綜合考慮安裝空間和節(jié)能效果，取k值為2，即儲(chǔ)能缸無(wú)桿腔面積為驅(qū)動(dòng)缸無(wú)桿腔面積的2倍。

3.3 優(yōu)化系統(tǒng)仿真

當(dāng)k值取2時(shí)，將多學(xué)科聯(lián)合仿真模型中兩個(gè)驅(qū)動(dòng)缸無(wú)桿腔直徑設(shè)置為164.5 mm，儲(chǔ)能缸無(wú)桿腔直徑設(shè)置為232.7 mm，匹配蓄能器參數(shù)后，將液壓蓄能器充氣壓力設(shè)為10.2 MPa，蓄能器體積設(shè)為400 L，仿真結(jié)果如圖8所示。

由圖8曲線可知，動(dòng)臂上升過(guò)程中兩液壓泵輸出能量為492.7 kJ，液壓缸輸出能量為382.0 kJ，不考慮摩擦損失，節(jié)流損失為110.7 kJ，蓄能器輸出能量為608.6 kJ，計(jì)算可得蓄能器供能占比約為55.3%。動(dòng)臂下降時(shí)只有泵1供油，液壓泵輸出能量為239.3 kJ，根據(jù)位移變化可計(jì)算得到重力勢(shì)能變化了801.9 kJ，蓄能器存儲(chǔ)能量為619.3 kJ，能量回收率約為59.5%。動(dòng)臂一次舉升和下降過(guò)程中，液壓泵共計(jì)輸出能量為732.0 kJ，與優(yōu)化前液氣儲(chǔ)能系統(tǒng)相比，進(jìn)一步節(jié)省能量253.8 kJ，節(jié)能率提高至約46.0%。

(a)液壓缸各腔壓力

對(duì)比優(yōu)化前后液氣儲(chǔ)能系統(tǒng)的仿真結(jié)果可知，優(yōu)化后動(dòng)臂上升階段系統(tǒng)的節(jié)流損失降低21.5%，蓄能器回收能量提高35.2%，相同工作循環(huán)系統(tǒng)的節(jié)能率由優(yōu)化前的27.2%提高至46.0%。

4 結(jié)論

(1)為提高液壓挖掘機(jī)動(dòng)臂勢(shì)能回收利用效率，研究了儲(chǔ)能缸和驅(qū)動(dòng)缸無(wú)桿腔面積比不同時(shí)，儲(chǔ)能缸協(xié)同驅(qū)動(dòng)動(dòng)臂系統(tǒng)在空載和帶載工況下的能耗情況。優(yōu)化面積配比后，實(shí)現(xiàn)了動(dòng)臂勢(shì)能的高效利用，節(jié)能效果顯著提高。

(2)以76 t液壓挖掘機(jī)為例，仿真結(jié)果表明：相同工作周期，隨著儲(chǔ)能液壓缸與驅(qū)動(dòng)液壓缸無(wú)桿腔面積比k的增大，空載工況下液壓泵輸出能量呈先減小后增大的趨勢(shì)；帶載工況下液壓泵輸出能量呈減小趨勢(shì)，減小的速度逐漸變緩。當(dāng)k值取2左右時(shí)液壓泵輸出能量最小，即節(jié)能效果最好。

(3)將儲(chǔ)能缸無(wú)桿腔面積設(shè)計(jì)為驅(qū)動(dòng)缸無(wú)桿腔面積的兩倍時(shí)，動(dòng)臂上升階段蓄能器供能占比由42.7%提高至55.3%，動(dòng)臂下降階段蓄能器能量回收率由39.4%提高至59.5%。相同工作周期系統(tǒng)的節(jié)能率由優(yōu)化前的27.2%提高至46.0%，提升了節(jié)能效果。