基于AMESim的液壓缸制動過程中重力勢能回收系統仿真分析

陳軼輝， 李洪星， 趙樹忠， 張雨新

(1.唐山工業職業技術學院 自動化工程系， 河北 唐山 063299；2.唐山亞特專用汽車有限公司， 河北 唐山 063299； 3.華北理工大學 機械工程學院， 河北 唐山 063299)

引言

在工程機械制造領域，起重機、挖掘機等機械設備的驅動力通常由液壓缸提供，為避免液壓缸在長期運行過程中受到制動沖擊的影響，需要選擇液壓制動閥來實現制動效果[1-2]。為確保執行元件能夠快速穩定完成制動過程以降低緩沖腔受到的壓力沖擊載荷，同時回收制動階段的能量，已有許多學者對這方面開展了研究，不過在制動期間依然會發生能量損耗的情況[3-5]。

根據前人關于液壓系統制動能量回收的研究可知，主要存在3種制動能量回收方式，包括蓄電儲能、機械儲能與液壓儲能[6]。其中，機械能量回收方式是通過彈簧、飛輪、重力結構進行儲能，整個設備過于龐大，并且對工作條件要求很高。采用蓄電能量回收方式時，需要對能量進行多次轉化，存在回收效率過低的問題，并且由于需要投入很高的發電機與蓄電池成本，這些因素都導致蓄能式能量回收系統無法回獲得推廣應用[7-8]。液壓儲能形式的能量回收系統的儲能部件為液壓蓄能器，相對于前兩類儲能方法，可以實現高回收效率、穩定工作狀態以及完成能量高效存儲與釋放的目標，這使其更適用于回收液壓缸的制動能量[9]。現階段，國內學者開展的液壓制動系統能量回收工作還在初期階段，包括液壓挖掘機的回轉結構以及動臂系統方面的能量回收，基本都是通過調整伺服閥開度、液壓變量泵排量、優化控制策略等來達到更優的控制效果[10-12]。整個系統需要非常復雜的控制策略，缺乏良好的穩定性，實際控制效果不理想。

為緩解液壓缸制動期間形成的沖擊作用并降低能量損耗，設計了一種建立在液壓蓄能器基礎上的儲能系統，可以根據蓄能器壓力來調節變量泵的排量，由此通過液壓缸緩沖腔來形成穩定的高壓作用并回收制動能量。利用AMESim軟件構建得到仿真測試平臺，并對系統制動性能與能量回收效率開展了仿真研究，結果顯示液壓缸制動能量回收系統可以實現高效的能量回收目標。

1 制動能量回收系統的工作原理

選擇蓄能器作為儲能結構并建立能量回收系統，其工作原理圖見圖1。具體工作過程為：液壓缸往右運動的過程中，電磁換向閥3，5處于左端，這時液壓泵1開始供油，推動負載按照從左往右的方式運動；當液壓缸開始制動時，換向閥3將被切換到中位，之后閥5將得到信號再被切換到右端，隨著液壓缸緩沖腔中油壓不斷增大后將會通過梭閥7以及流向切斷閥6到達馬達8，產生一定的扭矩作用而引起變量泵9轉動，再通過泵9使油被泵入蓄能器10。進入制動階段后，將會在液壓缸的左腔出現負壓，由此實現對油箱的補油。由于系統部件的機械效率有限，在制動期間，隨著制動腔流量的不斷減小，將引起系統回收效率的降低，在流量減小到系統油液泄漏臨界值時，便無法通過蓄能器完成能量回收的過程，此時液壓缸尚未完全結束工作過程，需進一步等流量切斷閥6的閥芯到達右端時才可以完成系統制動。

1.定量泵 2.安全閥 3、5.電磁換向閥 4.液壓缸6.流量切斷閥 7.梭閥 8.定量馬達 9.變量泵10.蓄能器 11.溢流閥 12.油箱圖1 在制動過程中進行能量回收的系統圖

2 數學模型

當液壓系統還未制動的時候，電磁換向閥5最初位于左邊，此時切斷閥6受到彈簧作用而位于右邊。進入制動過程時，閥5被換向至右位，并逐漸增大緩沖腔液壓油壓力，閥芯被切斷后再克服彈簧彈力進入往右運動的狀態，并開啟閥6。利用液壓變壓器將高壓油存儲存至蓄能器內?？梢詫⒅苿与A段的液壓缸運動過程表現為如下所示的動態平衡方程：

(1)

式中，v，p,A1—— 分別為液壓缸的速度、壓力、活塞面積

M—— 負載的等效質量

B—— 黏性摩擦系數

在制動期間，流量切斷閥6的閥芯左部和節流小孔的前端連接，因為受到節流小孔的影響，閥芯左邊區域形成了比右邊區域更大的壓力，這時在液壓油的作用下閥芯將被推動到左邊，將該過程的閥芯動態平衡方程表示為如下形式：

(2)

式中，A2，m，x,k分別為閥芯的橫截面積、質量、位移和彈簧剛度。

目前貧困山區依舊有人與畜禽動物住在同一房屋，各類蓄禽混養，不僅影響人的生環境，也會出現人畜共患傳染病現象。

定量馬達形成扭矩作用使變量泵發生旋轉，之后把油箱內的油液壓入到高壓蓄能器里，液壓變壓器力矩平衡方程：

p1q1-p2q2=JΔ2θ+RΔθ+T

(3)

式中，J，θ，R和T分別為變壓器的轉動總慣量、轉動角度、轉動阻尼和轉矩。

從最初制動階段至變壓器完成能量回收過程，低壓液壓油被變量泵持續泵入到蓄能器中，從而引起蓄能器壓力的快速增大。

3 仿真分析

3.1 仿真模型

圖1已經給出了液壓缸在制動階段實現能量回收的具體工作原理，同時采用AMESim 10.0軟件構建得到圖2所示的仿真模型。

圖2 仿真模型

考慮到系統液壓元件通常為標準件，對其進行參數選擇時可以根據相關國家標準進行計算，包括液壓缸桿徑、液壓變量泵流量、公稱壓力、定量馬達負荷、蓄能器壓力與有效體積等，由此得到該系統的各項AMESim仿真參數為：

(1) 液壓缸：缸體直徑50 mm，桿徑36 mm，可以承受的最大長期工作壓力為26 MPa；

(2) 負載：最大負載量103 kg，初期速度等于 3.0 m/s;

(3) 液壓定量馬達：A2FM柱塞馬達，額定流量320 L/min；

(4) 液壓變量泵：排量最大為95 mL/r，最大轉速2000 r/min。

3.2 結果分析

在特定工況下仿真測試液壓缸制動的能量回收過程，由此得到圖3所示的不同時間對應的液壓缸緩沖腔壓力變化曲線，圖4顯示了制動回路流量和時間的變化關系。根據圖3可知，0～0.5 s期間液壓缸保持勻速運動的狀態，之后系統到達制動階段并進行能量回收，當緩沖腔壓力快速上升到22 MPa時再逐漸減小，同時受到負載慣性的影響，在初期制動過程中出現了一定的波動性，并在22 MPa時達到穩定；經過1.4 s后由于系統發生了泄漏，導致蓄能器不再回收能量，此時油路切斷，對緩沖腔造成沖擊作用，最后到達1.7 s時系統完成制動過程。根據圖4可知， 到達0.4 s時，制動回路發生了流量快速增大至最高值的現象， 之后

圖3 液壓缸緩沖腔壓力變化仿真曲線

圖4 制動腔流量變化曲線

受負載慣性影響出現了波動，之后緩慢減小，并在1.7 s 時切斷閥將主回油路切斷。根據以上分析可知，在切斷閥開始制動的時候回油路已經達到很小的流量，從而不會對緩沖腔形成明顯沖擊作用。

圖5顯示了液壓變量泵制動階段發生的排量改變情況，可以發現，變量泵在0～0.56 s之間排量保持基本穩定，為280 mL/r；之后制動回路被開啟，高壓油從緩沖腔進入定量馬達，使油進入蓄能器內。當蓄能器壓力上升后，為了保持穩定的緩沖腔壓力，便需要減小變壓比，相當于降低變量泵排量，可以通過調整蓄能器壓力來獲得所需的排量；到1.4 s時，因為制動回路的油液流量太小無法繼續回收能量，應通過切斷閥來實現切斷制動回路的過程。

圖5 能量回收過程中變量泵排量值變化

在初始系統制動階段，變量泵持續將液壓油從油箱泵入蓄能器，引起蓄能器氣囊壓力增大，同時體積被不斷壓縮。從圖6中可以看到不同時間下的蓄能器壓力曲線。

圖6 蓄能器壓力變化

3.3 實用性分析

1) 負載不同

之后分析了本系統在不同負載條件下的適應能力，保持其他各項參數恒定的情況下，依次對4, 8, 12 t負載下的系統開展了仿真測試，由此得到圖7所示的液壓缸緩沖腔壓力變化曲線。經對比可知，當負載量由4 t增大至12 t的過程中，在初期制動階段曲線達到了良好的重合度，而當形成穩定的緩沖腔壓力后，壓力在22 MPa附近發生了小幅的波動，同時表現為負載增大，時間也發生了延長。在4 t負載下，緩沖腔到了21.5 MPa的穩定壓力，總共保持0.6 s的穩定時間；8 t負載下的緩沖腔達到21.1 MPa的穩定壓力，總共保持0.85 s的穩定時間；12 t負載下的緩沖腔達到21.4 MPa的穩定壓力，總共保持為1.13 s的穩定時間。上述測試結果主要受到負載慣性的較大影響，隨著負載的增大，所需的制動時間也更長。經分析可以發現，在不同的負載下，液壓缸的制動腔壓力與制動距離都會發生變化，并且上述測試負載下的系統都可以實現良好的制動性能與高效回收能量的目標，表明此系統能夠充分適應負載的變化。

圖7 不同負載下的液壓缸緩沖腔壓力

2) 初速度不同

為分析系統對各初速度的適應能力，在保持其他各項參數恒定的條件下，依次在初速度等于2.2, 2.6, 3.0 m/s的條件下開展系統的仿真測試，結果見圖8。

圖8 不同初速度下制動腔壓力

根據圖8可知，初速度由2.2 m/s上升至3.0 m/s的過程中，不同初速度下液壓缸制動腔各項參數都發生了增大的現象；但各條件下的制動時間存在一定的差異，隨著初速度的增大，制動時間由1.6 s延長至1.75 s，達到了良好制動效果。以上測試結果表明制動系統具有不同初速度的優異適應能力。

4 結論

(1) 0～0.5 s期間液壓缸保持勻速運動的狀態，之后系統到達制動階段并進行能量回收；經過1.4 s后由于系統發生了泄漏，導致蓄能器不再回收能量，最后到達1.7 s時系統完成制動過程。在切斷閥開始制動的時候，回油路已經達到很小的流量，從而不會對緩沖腔形成明顯沖擊作用;

(2) 隨著負載的增大，所需的制動時間也更長。在不同的負載下，液壓缸的制動腔壓力與制動距離都會發生變化，表明此系統能夠充分適應負載的變化。不同初速度下液壓缸制動腔各項參數都出現增大現象，隨著初速度的增加，制動時間由1.6 s延長至1.75 s，達到了良好制動效果。