費 燁， 肖 楠， 楊 妍

（沈陽建筑大學(xué) 機械工程學(xué)院， 遼寧 沈陽 110168）

0 引言

動臂塔式起重機在變幅下降工況中， 吊鉤和動臂處于負(fù)值負(fù)載工況， 下降的重力勢能很大程度上消耗在平衡閥。平衡閥消耗的勢能產(chǎn)生有害熱量，使得液壓回路油液的溫度升高，這些下降的勢能也被損耗，對液壓回路的動態(tài)特性有不利影響。如果這部分能量可以回收，既減少能耗，又提高了液壓系統(tǒng)能量利用效率，也是目前國際上工程機械領(lǐng)域一個重要的研究方向， 有關(guān)全液壓動臂塔式起重機能量回收方面的研究還不是很全面[1]。

國內(nèi)外對于工程機械液壓回路的能量回收設(shè)計數(shù)不勝數(shù)，國外大多致力于研究液壓系統(tǒng)的功率匹配問題，近年來，更多的注重研究動力液壓系統(tǒng)方面，涌現(xiàn)出很多動力混合的節(jié)能方式。 國內(nèi)則主要研究機械結(jié)構(gòu)動作中的能量回收。

縱觀國內(nèi)外動臂塔機的能量回收利用， 大體可分為蓄能器回收、泵/馬達(dá)等動力元件回收、節(jié)能回路回收等。本文以國內(nèi)某型全液壓動臂塔機為研究對象， 在原機構(gòu)馬達(dá)鋼絲繩變幅工作原理基礎(chǔ)上，新增添輔助液壓缸，利用多級蓄能器儲存下降工況勢能。 原機構(gòu)下降工況過程中損耗的能量不再被平衡閥消耗掉，大部分存入蓄能器，完成了變幅下降過程的能量回收。

本文利用AMESim 液壓仿真軟件， 建立動臂塔機勢能回收回路的仿真模型，并對建立的模型作仿真分析，驗證其回收可行性。

1 變幅機構(gòu)能量回收系統(tǒng)設(shè)計

1.1 變幅機構(gòu)能量回收液壓系統(tǒng)原理

在動臂塔機工作過程中， 變幅機構(gòu)通過變幅卷筒拉動鋼絲繩， 從而使改變動臂的仰角。 發(fā)動機通過輸出轉(zhuǎn)速，使得液壓泵輸出油液，回路中的液壓油經(jīng)過三位換向閥給馬達(dá)供油，實現(xiàn)馬達(dá)的正轉(zhuǎn)和反轉(zhuǎn)。液壓馬達(dá)產(chǎn)生的驅(qū)動扭矩經(jīng)過減速機傳遞給起升和變幅卷筒，使之轉(zhuǎn)動，實現(xiàn)鋼絲繩收回或放出，進(jìn)而牽引吊鉤和動臂，完成塔機起升和變幅工作。吊鉤和動臂下降工況是負(fù)值負(fù)載工況，其勢能通過機械裝置經(jīng)減速器傳遞給液壓系統(tǒng)， 再經(jīng)平衡閥轉(zhuǎn)化為熱能升溫， 需要附加專用的冷卻裝置進(jìn)行降溫。 全液壓動臂塔機液壓變幅系統(tǒng)原理見圖1[2]。

圖1 原變幅液壓系統(tǒng)原理

為避免升溫和熱能損失， 通過閱讀文獻(xiàn)，在原起升和變幅機構(gòu)工作原理基礎(chǔ)上，新增液壓缸及儲能元件蓄能器，設(shè)計了一種利用輔助液壓缸回收動臂塔機變幅機構(gòu)能量的液壓系統(tǒng)，其工作原理見圖2。

圖2 變幅機構(gòu)能量回收再利用液壓系統(tǒng)

當(dāng)動臂處于上升工況時，液控?fù)Q向閥處于中位，伸縮缸被動臂拉起，液壓油也從油箱經(jīng)單向閥流入伸縮缸。 當(dāng)動臂處于下落工況時， 換向閥由馬達(dá)右側(cè)油液控制換到左位，壓力很高的液壓油經(jīng)油管壓入蓄能器，機構(gòu)勢能轉(zhuǎn)化為液壓能，吊鉤和動臂勢能得以回收。 若蓄能器達(dá)到最高壓力， 馬達(dá)右側(cè)高壓油液和蓄能器壓力反饋給液控閥，液控閥換到右位工作，油液經(jīng)閥口流回油箱。 假設(shè)蓄能器中的油液壓力能已經(jīng)通過再其他系統(tǒng)得到再利用，蓄能器能量回收到一定程度時，引入下級油路。 如此，平衡閥耗散的熱能減少，系統(tǒng)發(fā)熱減輕，液壓元件使用壽命得以延長。

1.2 液壓系統(tǒng)鉸點位置確定和蓄能器選型

鉸點位置決定液壓缸最初的工作情況， 整個能量回收機構(gòu)的設(shè)計應(yīng)遵循： ①不改變塔機原有工作機構(gòu)的工作過程；②工作過程與塔機原有機構(gòu)不發(fā)生干涉；③設(shè)計的機構(gòu)滿足預(yù)期工作過程；④在滿足以上條件情況下，盡量做到簡單、適用。

塔機變幅角度為17°～80°，依據(jù)以上條件和塔機具體結(jié)構(gòu)，鉸點位置確定見圖3。

圖3 鉸點位置

系統(tǒng)工作內(nèi)容是收集能量并作為輔助動力源輸出至其他回路。由于此回收能量系統(tǒng)不含泵，且只在動臂下降時回收勢能，故液壓系統(tǒng)壓力取決于蓄能器的壓力。查閱樣本得知， 塔機原變幅液壓系統(tǒng)最高壓力約pmax=300bar（30MPa），最低壓力約pmin=40bar（4MPa）。

又查表得知， 活塞式蓄能器最高工作壓力一般為21MPa，并可根據(jù)具體需要最大增至45MPa 左右； 活塞式蓄能器的使用壽命很長，由于油氣隔離方面做得很好，其中的油液也不容易氧化， 由此經(jīng)比較確定使用活塞式蓄能器作為收集能量元件。

蓄能器剛開始回收能量時，其氣體壓力很低，體積很大，氣體分子間排斥力很小，氣體極易被壓縮；當(dāng)收集到一定程度，氣體體積逐漸減小，壓力逐漸增大，氣體分子間排斥力逐漸增大，氣體變得不再容易被壓縮，回收能量效率降低。 又蓄能器要求p2≤4p0，只一級蓄能器不能滿足要求，設(shè)計兩級蓄能器來回收能量。

勢能回收系統(tǒng)是輔助機構(gòu)， 其壓力大小和壓力變化范圍應(yīng)小于塔機原有變幅液壓系統(tǒng)。 根據(jù)力士樂培訓(xùn)樣本知， 蓄能器內(nèi)充氣最低壓力可定為最低工作壓力的90%左右， 由此初定第一級蓄能器預(yù)充氣壓力p0=90%pmin=3.6MPa，圓整為3.5MPa。 據(jù)計算經(jīng)驗p2≤4p0，確定最高工作壓力p2=14MPa，最低工作壓力p1=4.1MPa。 具體數(shù)據(jù)見表1。

表1 動臂變幅能量回收再利用系統(tǒng)主要元件參數(shù)

1.3 液壓缸設(shè)計

根據(jù)確定的鉸點位置，得到起始位置（17°）液壓缸總安裝長度l1=1154mm； 結(jié)束位置（80°）液壓缸總安裝長度l2=3218mm；液壓缸行程：L=l2-l1=2064mm。 由于液壓缸行程已接近完全收回時的兩倍，故選擇三級伸縮液壓缸完成模型搭建， 每級缸體伸出長度l=688mm。 對動臂進(jìn)行受力分析，在整個下落過程中，當(dāng)動臂與水平夾角為17°時， 液壓缸受到的壓力最大，計液壓缸受力為f1，如圖4，其中l(wèi)3=24.734m，l4=77.734m，l5=43.12m，l6=79.091m，l7=2.046m，α1=83.75°，α2=9°，α3=17°，m1=30366kg，m2=3070kg，此時有：

圖4 受力分析

得到： F1=940496.55N；f1=99692.63N。

（1）三級液壓缸內(nèi)徑和壁厚。 根據(jù)受力知道，若設(shè)計滿足三級缸受力， 那么二級和一級缸設(shè)計也是滿足要求的，根據(jù)蓄能器設(shè)定最大壓力p=25MPa。

根據(jù)GB/T 2348-93 液壓缸內(nèi)徑系列圓整為80mm。壁厚的計算：δ≥pmaxD/（2.3[σp]-3pmax）其中：δ—壁厚；pmax—最高允許壓力（pmax≤1.5pn；pn=25MPa）；[σp]—許用應(yīng)力；（[σp]=σp/n；45 號鋼σp=700；n=2）

最終得到δ3=4.33mm；圓整為10mm，可以得到三級缸外徑為100mm。

校核：根據(jù)計算液壓缸的公式：

其中：F=F0εε0，p=25MPa，d=0.05m；

得D3=0.051m 活塞缸直徑符合要求。

（2）留20mm 作為各級缸內(nèi)壁距離，求得各級缸壁厚分別為δ2=7.58mm，圓整為10mm；δ1=10.83mm，圓整為20mm。三級缸內(nèi)壁為80mm，依據(jù)活塞桿外徑公式，三級活塞桿外徑d3=50mm，空心桿，內(nèi)徑為30mm。三級伸縮缸初步選型見表2，后續(xù)根據(jù)仿真結(jié)果調(diào)整。

表2 三級伸縮液壓缸參數(shù)

2 變幅機構(gòu)能量回收系統(tǒng)建模

2.1 三級伸縮缸建模

用單級缸級聯(lián)法構(gòu)建的三級液壓缸模型見圖5，BAP11、BAP12 是HCD 庫中缸體固定的活塞模塊， 模擬一級缸的固定缸筒；BRP17、BRP18 是庫中缸體可移動的活塞模塊，模擬二級、三級缸的可移動缸筒；MAS30 是機械庫中帶可移動套筒的有固定外殼的質(zhì)量塊，MAS31 為僅有可移動套筒的質(zhì)量塊。三級液壓缸由兩個剛體可移動的單級缸和一個缸體固定的單級缸級聯(lián)組成。前一級單級缸的活塞與下級單級缸的可移動缸體連接，可移動缸體與相應(yīng)的質(zhì)量模塊中對應(yīng)的質(zhì)量塊連接， 以此模擬多級缸中作為下一級活塞套筒的活塞， 各單級缸的正反兩腔分別連接動態(tài)容積模塊BHC11，模擬正反兩腔流量壓力特性[3]。

圖5 三級伸縮缸模型

位移分析：三級伸縮缸的尺寸決定了級數(shù)越高，活塞桿伸出速度越快。設(shè)置參數(shù)后進(jìn)行仿真，得到結(jié)果見圖6，各級缸運動規(guī)律符合猜想，建模正確。

圖6 三級伸縮缸模型仿真

2.2 三級伸縮缸建模

搭建的回收能量機液一體化模型見圖7，由于上升時伸縮缸由動臂帶起，模型中利用定量泵+二位二通電磁閥的組合使伸縮缸伸出；此時三位三通液控閥處于中位，其左右分別受馬達(dá)回油背壓和蓄能器預(yù)充氣壓力，他們的差值由設(shè)置在兩側(cè)的預(yù)緊彈簧力進(jìn)行平衡。 當(dāng)動臂下降時，馬達(dá)反轉(zhuǎn)，之前的回油路變成高壓油路，液控閥被推到左位工作，伸縮缸內(nèi)的壓力油被壓入蓄能器，蓄能器蓄能，壓力不斷升高；當(dāng)蓄能器壓力到達(dá)最高工作壓力時，減壓閥開啟，和蓄能器壓力共同將液控閥推至右位工作，伸縮缸卸荷回油箱；當(dāng)蓄能器儲存的能量輸送到低壓油路后，液控閥又會回到中位。

圖7 回收能量液壓系統(tǒng)模型

3 變幅機構(gòu)能量回收系統(tǒng)仿真分析

3.1 仿真模型驗證

仿真后得到伸縮缸行程見圖8，分析可知，液壓缸能保證伸出后縮回，符合整個變幅過程規(guī)律。

圖8 伸縮缸行程

3.2 閥與蓄能器工作分析

回路中利用機械庫和信號庫中的元件來模擬液控閥的工作順序，其中設(shè)置了液壓缸卸荷回油箱的情況，見圖9。

圖9 液控閥工作行程

觀察蓄能器流量見圖10，發(fā)現(xiàn)流入蓄能器的流量隨著時間減少，這是由于蓄能器工作時壓力逐漸升高，氣體分子間排斥力逐漸增大，氣體變得不再容易被壓縮，回收能量效率降低造成的。

圖10 蓄能器進(jìn)口流量

通過圖11 可看出，蓄能器中的氣體壓力越來越大，氣體是被壓縮的；氣體體積的變化曲線越來越平緩，可知變化速度是越來越慢的，這也符合蓄能器工作原理。

圖11 蓄能器氣體壓力與體積變化

4 結(jié)論

本文通過對動臂塔式機加設(shè)回收油缸，將回收的能量儲存在液壓系統(tǒng)中，最終利用AMESim 液壓仿真軟件進(jìn)行建模分析，有以下結(jié)論：

圖2 所示的通過回收液壓缸和蓄能器回收能量的設(shè)計，可以對變幅下降工況中的勢能進(jìn)行回收。

動臂塔式起重機的動臂質(zhì)量是很大的， 那么要回收的能量，轉(zhuǎn)化為蓄能器壓力也是很高的，根據(jù)蓄能器的經(jīng)驗公式可知，一個級別的蓄能器壓力要求無法滿足，因此要利用多級蓄能器回收能量。對于本文研究的塔機，設(shè)計兩個級別的蓄能器進(jìn)行能量回收， 兩級蓄能器的最高工作壓力分別為14MPa、25MPa。

本文研究的三級液壓缸， 其動作過程受多種因素的影響，建模過程是復(fù)雜的，計算分析其模型也比較繁瑣。通過AMESim 軟件的HCD 庫和機械庫中的元件，搭建三級液壓缸等效模型，具有簡單實用、明了清晰的優(yōu)點。 軟件本身可以進(jìn)行多個庫的聯(lián)合仿真， 避免了多軟件協(xié)同的缺點。

總體性能穩(wěn)定，對原系統(tǒng)變幅性能影響可以忽略。

本文中涉及的采用液壓缸回收能量的研究方法，也適用于其他相似工作原理的工程機械液壓系統(tǒng)。