ZYWL-6000D型全液壓定向鉆機(jī)液壓系統(tǒng)動態(tài)特性研究

王清峰, 朱才朝

(1.重慶大學(xué) 機(jī)械傳動國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,重慶 400044；2.中煤科工集團(tuán)重慶研究院,重慶 400039)

煤礦用近水平定向鉆機(jī)可以進(jìn)行井下長距離鉆孔施工，鉆孔能夠按預(yù)期的設(shè)計(jì)軌跡進(jìn)行鉆進(jìn)且可開多個(gè)分支孔，從而顯著提高單孔瓦斯抽采效率；目前國產(chǎn)的ZYWL-6000D型全液壓定向鉆機(jī)由履帶底車、推進(jìn)機(jī)構(gòu)、回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)、制動裝置、膠套卡盤、液壓夾持器等組成，其結(jié)構(gòu)復(fù)雜、執(zhí)行機(jī)構(gòu)眾多，且需要配備獨(dú)立的泥漿泵車，液壓系統(tǒng)能耗高，發(fā)熱量大；針對上述問題，本文提出單電機(jī)-液壓系統(tǒng)-多執(zhí)行機(jī)構(gòu)驅(qū)動的液壓系統(tǒng)，并在系統(tǒng)中采用負(fù)載敏感泵控技術(shù)和二級低壓閥控技術(shù)，用于鉆機(jī)回轉(zhuǎn)、給進(jìn)、履帶行走、卡盤及夾持器等回路，負(fù)載敏感泵控系統(tǒng)由負(fù)載敏感泵感應(yīng)負(fù)載敏感控制閥的反饋信號控制泵自身輸出的流量和壓力[1]，二級低壓閥控技術(shù)實(shí)現(xiàn)低壓小流量系統(tǒng)控制高壓大流量系統(tǒng)，控制精確、穩(wěn)定、可靠、操作安全。論文將對該液壓系統(tǒng)進(jìn)行建模及動態(tài)特性進(jìn)行研究，驗(yàn)證液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)的合理性。

國內(nèi)外針對負(fù)載敏感技術(shù)的研究越來越多,Finzel等[2-3]以農(nóng)業(yè)拖拉機(jī)為對象，對比分析定壓、定流、負(fù)載敏感系統(tǒng)和電液流量匹配控制系統(tǒng)的節(jié)能、響應(yīng)性等，且針對流量過多情況下的系統(tǒng)節(jié)能性和響應(yīng)性進(jìn)行了初步的理論探討；Aoki等[4-5]在研究負(fù)載敏感等系統(tǒng)中提到流量匹配液壓原理。然而由于當(dāng)時(shí)高響應(yīng)電控泵及比例控制多路閥技術(shù)尚未成熟，所以提出通過檢測手動、液控多路閥閥芯位移計(jì)算系統(tǒng)所需流量來控制泵的排量，且鮮見后續(xù)相關(guān)匹配液壓系統(tǒng)的研究報(bào)道；楊華勇等[6]以2噸挖掘機(jī)試驗(yàn)樣機(jī)為研究對象，試驗(yàn)對比分析負(fù)載敏感系統(tǒng)和電液流量匹配控制系統(tǒng)的動態(tài)特性及能耗特性，設(shè)計(jì)閥前壓力補(bǔ)償型電液流量匹配控制系統(tǒng)的抗流量飽和控制器。

1 鉆機(jī)總體控制方案及技術(shù)參數(shù)

1.1 鉆機(jī)液壓控制系統(tǒng)方案

鉆機(jī)液壓控制采用單電機(jī)-液壓系統(tǒng)-多執(zhí)行機(jī)構(gòu)驅(qū)動方案。如圖1所示，整個(gè)液壓控制系統(tǒng)由電動機(jī)、三聯(lián)液壓泵、負(fù)載敏感多路換向閥組、低壓控制閥組、馬達(dá)及油缸等執(zhí)行機(jī)構(gòu)組成，電動機(jī)驅(qū)動三聯(lián)泵為液壓系統(tǒng)提供動力，多路換向閥為各執(zhí)行機(jī)構(gòu)分配液壓動力，從而控制各執(zhí)行元件執(zhí)行動作；為了優(yōu)化系統(tǒng)的操控性，系統(tǒng)引入低壓控制閥組，采用二級低壓閥控制技術(shù)控制主多路閥實(shí)現(xiàn)鉆機(jī)動作。液壓控制系統(tǒng)的動力分配如下：三聯(lián)泵中的主泵驅(qū)動鉆機(jī)行走、動力頭旋轉(zhuǎn)及快進(jìn)快退，由PVG100負(fù)載敏感多路閥控制各個(gè)動作；三聯(lián)泵中的副泵驅(qū)動鉆機(jī)動力頭推進(jìn)、主軸制動、鉆桿夾持及鉆機(jī)錨固，由PVG32負(fù)載敏感多路閥控制各執(zhí)行機(jī)構(gòu)；三聯(lián)泵中的閉式油泵與泥漿泵液壓馬達(dá)形成獨(dú)立閉式回路。系統(tǒng)各回路通過負(fù)載敏感多路閥進(jìn)行關(guān)聯(lián)，實(shí)現(xiàn)鉆機(jī)所需的各種功能，同時(shí)PVG100負(fù)載敏感多路閥及 PVG32負(fù)載敏感多路閥分別向負(fù)載敏感泵反饋負(fù)載壓力信號。整個(gè)液壓系統(tǒng)采用節(jié)能設(shè)計(jì)(即采用負(fù)載敏感變量泵、負(fù)載敏感多路閥及壓力補(bǔ)償系統(tǒng))及二級低壓閥控技術(shù)(即低壓系統(tǒng)控制高壓系統(tǒng))。

圖1 鉆機(jī)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

1.2 鉆機(jī)主要技術(shù)參數(shù)

鉆機(jī)主要技術(shù)參數(shù)如表1所示。

表1 鉆機(jī)主要技術(shù)參數(shù)

2 鉆機(jī)液壓系統(tǒng)動力學(xué)建模

2.1 給進(jìn)回路液壓系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型

給進(jìn)回路液壓系統(tǒng)如圖2所示：負(fù)載敏感泵在電動機(jī)的驅(qū)動下為液壓系統(tǒng)提供高壓油源，PVG32負(fù)載敏感多路閥在低壓控制閥的液壓力推動下進(jìn)行工作位狀態(tài)切換，驅(qū)動給進(jìn)油缸完成規(guī)定動作。PVG32負(fù)載敏感多路閥將給進(jìn)回路的負(fù)載反饋壓力信號LS通過梭閥傳遞到負(fù)載敏感泵，對液壓系統(tǒng)的給進(jìn)回路進(jìn)行容積調(diào)速。

圖2 給進(jìn)回路液壓系統(tǒng)

2.1.1負(fù)載敏感泵數(shù)學(xué)模型

由液壓系統(tǒng)圖可知，負(fù)載敏感泵主要由負(fù)載敏感控制閥、壓力補(bǔ)償閥、伺服油缸及柱塞泵組成。

負(fù)載敏感控制閥、壓力補(bǔ)償閥閥芯運(yùn)動微分方程為：

[P(s)-PLS(s)]ALS-FLS0(S)=(mLSs2+KLS)XLS(s)(1)

P(s)APC-FPC0(s)=(mPCs2+KPC)XPC(s)

(2)

式中:PLS(s)、P(s)分別為泵出油口及負(fù)載反饋壓力函數(shù)；FPC0(s)、FLS0(S)為負(fù)載敏感控制閥及補(bǔ)償閥彈簧預(yù)緊力函數(shù)；mLS、mPC為負(fù)載敏感控制閥及補(bǔ)償閥閥芯、油液等效到閥芯上的總質(zhì)量；KPC、KLS為負(fù)載敏感控制閥及補(bǔ)償閥的彈簧剛度；Xpc(s)、XLS(s)為負(fù)載敏感控制閥及補(bǔ)償閥閥芯位移函數(shù)。

負(fù)載敏感控制閥、壓力補(bǔ)償閥的流量方程為：

QCL(s)=KLSqXLS(s)+KLSPPCL(s)

(3)

QCL(s)=KPCqXpc(s)+KPCPPcL(s)

(4)

式中:KLSq、KLSP分別為負(fù)載敏感控制閥流量增益系數(shù)及流量壓力系數(shù)；KPCq、KPCP分別為補(bǔ)償閥流量增益系數(shù)及流量壓力系數(shù)；QCL(s)、PcL(s)為負(fù)載敏感控制閥及補(bǔ)償閥出油口流量及壓力函數(shù)。

負(fù)載敏感控制閥、壓力補(bǔ)償閥的連續(xù)性方程為：

QCL(s)=Asc2sXP(s)+CpPCL(s)-

CipP(s)+(Vt/βe)sPCL(s)

(5)

式中：ASC2為伺服油缸無彈簧腔活塞作用面積；XP(s)為伺服油缸活塞位移函數(shù)；Cp=Cip+Cep，Cip為伺服缸內(nèi)泄漏系數(shù)，Cep為伺服缸外泄漏系數(shù)；βe為伺服缸有效體積彈性模量，Vt為伺服缸油腔的總?cè)莘e。

(6)

式中：ASC1、ASC2為伺服油缸有彈簧腔活塞有效作用面積；F1(s)為伺服油缸彈簧預(yù)緊力函數(shù)；J為泵斜盤和伺服油缸活塞繞斜盤旋轉(zhuǎn)中心的轉(zhuǎn)動慣量；l0為伺服油缸與斜盤接觸點(diǎn)到斜盤旋轉(zhuǎn)中心的距離。

柱塞泵的流量方程為：

QP(S)=KPndXP(S)-CIPP(S)

(7)

式中：KP為泵的排量系數(shù)；nd為泵的轉(zhuǎn)速；CIP為泵總泄漏系數(shù)。

由式(1)—(7)可得負(fù)載敏感泵仿真模型如圖3所示。

圖3 負(fù)載敏感泵的仿真模型

2.1.2 PVG32負(fù)載敏感多路閥控制給進(jìn)油缸數(shù)學(xué)模型

PVG32負(fù)載敏感多路閥主要由梭閥、方向閥Ⅰ、方向閥Ⅱ、安全閥等組成。以下為PVG32負(fù)載敏感多路閥控制給進(jìn)油缸的簡化模型，忽略次要元件。

PVG32負(fù)載敏感多路閥中的方向閥Ⅰ、方向閥Ⅱ閥芯運(yùn)動微分方程為：

[P(s)-P7L(s)]A3-F30(S)=

K3X3(s)+m3s2X3(s)

(8)

[PD1(s)-PD2(s)]A7=K7X7(s)+m7s2X7(s)

(9)

式中：P(s)、P7L(s)分別為PVG32負(fù)載敏感多路閥進(jìn)油口及負(fù)載反饋壓力函數(shù)；F30(S)為方向閥Ⅰ彈簧預(yù)緊力函數(shù)；m3、m7為方向閥Ⅰ及方向閥Ⅱ閥芯、油液等效到閥芯上的總質(zhì)量；K3、K7為方向閥Ⅰ及方向閥Ⅱ的彈簧剛度；X3(s)、X7(s)為方向閥Ⅰ及方向閥Ⅱ閥芯位移函數(shù)；PD1(s)、PD2(s)為方向閥Ⅱ兩端液控壓力函數(shù)。

PVG32負(fù)載敏感多路閥中的方向閥Ⅰ及方向閥Ⅱ的流量方程為：

Q3L(s)=K3qX3(s)+K3PP3L(s)

(10)

Q7L(S)=K7qX7(s)+K7PP7L(s)

(11)

式中:K3q、K3P、K7q、K7P分別為方向閥Ⅰ及方向閥Ⅱ流量增益系數(shù)及流量壓力系數(shù)；Q3L(s)、P3L(s)為方向閥Ⅰ出油口流量及壓力函數(shù)；QL7(S)、PL7(s)為負(fù)載壓力及流量函數(shù)。

給進(jìn)油缸的連續(xù)性方程為：

Q7L(S)=ApSXp(S)+CgpP7L(S)+

(Vgt/4βge)SP7L(S)

(12)

式中：Ap為給進(jìn)油缸活塞有效作用面積；XP(s)為給進(jìn)油缸活塞位移函數(shù)；Cgp=Cgip+Cgep/2，Cgip為給進(jìn)油缸內(nèi)泄漏系數(shù)，Cgep為給進(jìn)缸外泄漏系數(shù)；βge為給進(jìn)油缸有效體積彈性模量，Vgt為給進(jìn)油缸腔的總?cè)莘e。

推進(jìn)油缸活塞上的力平衡方程為：

ApP7L(S)=mtS2XP(S)+BpSXp(S)+

KtXp(S)+FL(S)

(13)

式中：mt為活塞、油液及負(fù)載等效到活塞上的總質(zhì)量；Bp為活塞和負(fù)載的粘性阻尼系數(shù)；Kt為負(fù)載的彈簧剛度；FL(S)為作用在活塞上的外負(fù)載力函數(shù)。

由式(8)～(13)可得PVG32負(fù)載敏感多路閥控推進(jìn)油缸仿真模型如圖4所示。

圖4 PVG32負(fù)載敏感多路閥控給進(jìn)油缸仿真模型

2.1.3 低壓操作控制閥數(shù)學(xué)模型

低壓操作控制閥等效閥芯運(yùn)動微分方程為：

FD(s)-KDXD(s)=mDs2XD(s)

(14)

式中：FD(s)為低壓操作控制閥操作負(fù)載函數(shù)；mD為低壓操作控制閥等效閥芯、油液等效到閥芯上的總質(zhì)量；KD為低壓操作控制閥的彈簧剛度；XD(s)為低壓操作控制閥閥芯位移函數(shù)。

低壓操作控制閥的流量方程為：

QD(s)=KDqXD(s)+KDP(PD1(s)-PD2(s))

(15)

式中：PD1(s)、PD2(s)為方向閥Ⅱ兩端液控壓力函數(shù)；KDq、KDP分別為低壓操作控制閥流量增益系數(shù)及流量壓力系數(shù)；Q3L(s)為低壓操作控制閥出油口流量函數(shù)。

由式(14)、(15)可得低壓操作控制閥仿真模型如圖5所示。

圖5 低壓操作控制閥仿真模型

2.2 旋轉(zhuǎn)液壓回路液壓系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型

旋轉(zhuǎn)回路液壓系統(tǒng)如圖6所示，負(fù)載敏感泵在電動機(jī)的驅(qū)動下為PVG100負(fù)載敏感多路閥提供高壓油源，PVG100負(fù)載敏感多路閥在低壓控制閥的液壓力推動下進(jìn)行工作位狀態(tài)切換，驅(qū)動A6V160馬達(dá)完成規(guī)定動作。PVG100負(fù)載敏感多路閥將給進(jìn)回路的負(fù)載反饋壓力信號LS通過梭閥傳遞到負(fù)載敏感泵，對液壓系統(tǒng)的給進(jìn)回路進(jìn)行容積調(diào)速。

圖6 旋轉(zhuǎn)回路液壓系統(tǒng)

與給進(jìn)回路液壓系統(tǒng)相比，除了執(zhí)行元件給進(jìn)油缸更換為馬達(dá)外，回路其余部分相同。因此液壓系統(tǒng)中閥控馬達(dá)部分傳遞函數(shù)不同外，其余部分傳遞函數(shù)與給進(jìn)回路相同。下面對馬達(dá)進(jìn)行數(shù)學(xué)建模。

馬達(dá)的連續(xù)方程為：

QL(S)=DmSθm(S)+CtmPL(S)+

(Vt/4βe)SPL(S)

(16)

式中:Ctm=Cim+Cem/2為馬達(dá)總的泄漏系數(shù)；Cim、Cem為馬達(dá)的內(nèi)、外部泄漏系數(shù)；Dm為馬達(dá)的排量；θm(S)為馬達(dá)轉(zhuǎn)角函數(shù)；Vt為馬達(dá)總?cè)莘e；βe為馬達(dá)有效體積彈性模量。

馬達(dá)軸上力矩平衡方程為：

DmPL(S)=(JtS2+BmS+G)θm(s)+TL(S)/i

(17)

式中:Jt為馬達(dá)及負(fù)載(折算到馬達(dá)軸上)的總轉(zhuǎn)動慣量；Bm為馬達(dá)及負(fù)載(折算到馬達(dá)軸上)的總粘性阻尼系數(shù)；G為負(fù)載的扭轉(zhuǎn)彈簧剛度；i為動力頭傳動比；TL(S)為任意外負(fù)載力矩函數(shù)；Dm為馬達(dá)排量；θm(s)為馬達(dá)轉(zhuǎn)角轉(zhuǎn)角函數(shù)。

由式(8)、(9)、(10)、(11)、(16)及(17)可得PVG100負(fù)載敏感多路閥控制馬達(dá)方塊圖7。

圖7 PVG100負(fù)載敏感閥控馬達(dá)仿真模型

3 鉆機(jī)液壓系統(tǒng)動力學(xué)仿真

3.1 給進(jìn)回路液壓系統(tǒng)仿真

利用Matlab SimHydraulics模塊建立的給進(jìn)回路液壓系統(tǒng)仿真模型如圖8所示，根據(jù)鉆機(jī)主要技術(shù)參數(shù)表1相關(guān)參數(shù)對仿真模型進(jìn)行參數(shù)設(shè)定。

圖8 給進(jìn)回路液壓系統(tǒng)仿真模型

低壓換向閥控制信號及給進(jìn)油缸加載載荷曲線如圖9、10所示，低壓換向閥控制信號分零值、正值段和負(fù)值段，正常推進(jìn)油缸加載載荷在換向閥正值段施加，載荷峰值為330 kN。運(yùn)行仿真模型，結(jié)果以動態(tài)變化曲線顯示。

圖9 低壓換向閥控制信號曲線

圖12 泵負(fù)載敏感閥閥芯位移變化曲線

泵伺服油缸位移、泵負(fù)載敏感閥閥芯位移、泵出油口壓力及流量動態(tài)變化曲線如圖11～14所示，當(dāng)控制信號為零時(shí)，負(fù)載敏感閥芯位移瞬間升至最大，泵伺服油缸活塞位移瞬間降至零，泵出油口壓力逐漸升起，泵流量近于零，即主換向閥處于非工作狀態(tài)，負(fù)載敏感閥閥芯進(jìn)入左端，壓力補(bǔ)償閥處于右位，泵排量降至最小，系統(tǒng)處于高壓小流量狀態(tài)。

當(dāng)控制信號正向開啟時(shí)，負(fù)載敏感閥閥芯位移變?yōu)榱?，伺服油缸活塞位移逐漸增加，流量瞬間震蕩后升至某個(gè)平衡點(diǎn)，泵出油口壓力快速降低，即主換向閥處于工作狀態(tài)，負(fù)載敏感閥及補(bǔ)償閥閥芯處于右位，泵排量逐漸增加，系統(tǒng)處于低壓大流量狀態(tài)；加載后，負(fù)載敏感閥閥芯位移處于零位，伺服油缸活塞位移繼續(xù)增加，流量在不斷調(diào)節(jié)中逐漸增加，即敏感閥及補(bǔ)償閥閥芯位于右位，泵排量隨載荷變化逐漸增加，系統(tǒng)處于鉆機(jī)鉆進(jìn)狀態(tài)；當(dāng)施加載荷超過某個(gè)值后(約為180 kN)，負(fù)載敏感閥閥芯位移在平衡位置點(diǎn)反復(fù)波動，且波幅逐漸減小，油缸活塞位移減小，泵出油口壓力約在26 MPa附近平緩波動，流量在不斷調(diào)節(jié)中逐漸減小，即負(fù)載敏感閥芯位于平衡點(diǎn)，壓力補(bǔ)償閥閥芯位于左端開始壓力補(bǔ)償，泵排量處于最小狀態(tài)，系統(tǒng)于高壓小流量狀態(tài)運(yùn)行；當(dāng)施加載荷降到某個(gè)值后(約為180 kN)，負(fù)載敏感閥閥芯位移瞬間升至高值后波動平緩下降，伺服油缸活塞位移降至零，泵出油口壓力降低，流量升高，即敏感閥及補(bǔ)償閥位于右端，泵排量增加，系統(tǒng)處于低壓流量增加狀態(tài)，恢復(fù)正常加載狀態(tài)。

控制信號正負(fù)切換時(shí)，負(fù)載敏感閥芯位移、伺服油缸活塞位移、泵出油口壓力及流量處于過渡狀態(tài)，其中流量在切換時(shí)出現(xiàn)短暫劇烈震蕩，當(dāng)控制信號為負(fù)時(shí)，負(fù)載敏感閥閥芯位移升至最大，油缸活塞位移降為零，泵出油口壓力逐漸減至某個(gè)穩(wěn)定值，即敏感閥及壓力補(bǔ)償閥閥芯位于右端，泵排量處于最大狀態(tài)，系統(tǒng)處于低壓大流量狀態(tài)。

由動態(tài)變化曲線圖10、13可知，0.3 s至0.7 s時(shí)間段為過載曲線段，過載壓力切斷值基本為兩個(gè)動態(tài)值，即PVG32負(fù)載敏感多路閥中的方向閥Ⅰ切換至過載保護(hù)位及負(fù)載反饋溢流閥溢流導(dǎo)致的結(jié)果。且過載狀態(tài)切換時(shí)，系統(tǒng)無劇烈震蕩等現(xiàn)象。因?yàn)镻VG32負(fù)載敏感多路閥中的方向閥Ⅰ閥芯在兩端控制壓力及彈簧力作用下移至壓力補(bǔ)償位實(shí)現(xiàn)負(fù)載油路與系統(tǒng)油路的隔離，相比傳統(tǒng)的單向閥隔離過載，沖擊小，因此噪音低，閥體使用壽命長。

通過仿真分析可知，所設(shè)計(jì)給進(jìn)回路液壓系統(tǒng)具備壓力補(bǔ)償及負(fù)載反饋功能，即非過載時(shí)壓力流量跟隨，過載時(shí)負(fù)載壓力切斷，具有節(jié)能和過載保護(hù)功能，且系統(tǒng)負(fù)載反饋敏感度高，響應(yīng)及時(shí)。除換向瞬間流量短暫震蕩外，給進(jìn)回路液壓系統(tǒng)壓力和流量動態(tài)變化平穩(wěn)。

3.2 旋轉(zhuǎn)液壓回路液壓系統(tǒng)仿真

同理建立旋轉(zhuǎn)回路仿真模塊如圖15所示。

圖15 旋轉(zhuǎn)液壓回路仿真模型

給出控制信號及仿真結(jié)果如圖16～圖20所示。

馬達(dá)A、B油口壓力及泵出油口壓力變化曲線由圖18可知:控制信號為正向階段時(shí)，馬達(dá)油口A壓力曲線跟隨泵出油口壓力曲線變化，且接近泵出油口壓力，控制信號切換到負(fù)時(shí)，馬達(dá)油口B壓力曲線跟隨泵出油口壓力動態(tài)曲線變化，且接近泵出油口壓力，即整個(gè)液壓系統(tǒng)油路壓力跟隨負(fù)載油路壓力變化，油路系統(tǒng)無局部高壓現(xiàn)象。因此局部高壓造成的泄漏油量較小。

結(jié)合泵出油口流量變化曲線圖19可知，控制信號處于零位時(shí)，泵出油口流量接近零，控制信號處于工作位，無負(fù)載時(shí)，流量迅速達(dá)最大值，主軸加載到6 000 N.m時(shí)，流量有較小幅度的降低。即系統(tǒng)能夠跟隨負(fù)載變化提供所需的壓力、流量和功率，提高了系統(tǒng)效率、平穩(wěn)性和節(jié)能性，壓力和流量無劇烈震蕩現(xiàn)象。

圖16 低壓換向閥控制信號曲線

圖19 泵出油口流量變化曲線

圖20 動力頭主軸轉(zhuǎn)速變化曲線

結(jié)合動力頭主軸轉(zhuǎn)速變化曲線圖20可知，馬達(dá)處于最大排量狀態(tài)時(shí)，旋轉(zhuǎn)液壓系統(tǒng)仿真結(jié)果與轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速設(shè)計(jì)參數(shù)基本吻合，因此所設(shè)計(jì)液壓系統(tǒng)符合設(shè)計(jì)要求。

4 結(jié) 論

為了研究液壓系統(tǒng)回路動態(tài)特性對鉆機(jī)性能的影響，本文利用Matlab SimHydraulics仿真模塊針對ZYWL-6000D型全液壓定向鉆機(jī)給進(jìn)回路與旋轉(zhuǎn)回路液壓系統(tǒng)進(jìn)行了動態(tài)特性研究。根據(jù)仿真結(jié)果分析得出的結(jié)論有：

(1) 根據(jù)給進(jìn)回路液壓系統(tǒng)仿真結(jié)果，所設(shè)計(jì)系統(tǒng)呈現(xiàn)非過載時(shí)壓力、流量跟隨，過載時(shí)負(fù)載壓力切斷，具有節(jié)能和過載保護(hù)功能。系統(tǒng)負(fù)載反饋敏感度高，響應(yīng)及時(shí)。滑閥隔離過載保護(hù)相比傳統(tǒng)的單向閥，沖擊小。

(2) 根據(jù)旋轉(zhuǎn)回路液壓系統(tǒng)仿真結(jié)果可知，負(fù)載敏感系統(tǒng)無過大的局部高壓，降低了能耗及系統(tǒng)震蕩強(qiáng)度；除了控制信號復(fù)位瞬間壓力波動外，壓力和流量均無劇烈震蕩現(xiàn)象；在馬達(dá)最大排量狀態(tài)，旋轉(zhuǎn)液壓系統(tǒng)仿真結(jié)果與轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速設(shè)計(jì)參數(shù)吻合，液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)符合要求。

(3) 因負(fù)載敏感泵控系統(tǒng)、二級低壓控制技術(shù)等的運(yùn)用，負(fù)載敏感多路閥進(jìn)行位置切換與負(fù)載增減時(shí)，系統(tǒng)壓力和流量都無較大震蕩現(xiàn)象，且低壓操作控制，系統(tǒng)柔性好。

[1]王慶豐，張彥廷，肖清. 混合動力工程機(jī)械節(jié)能效果評價(jià)及液壓系統(tǒng)節(jié)能的仿真研究[J]. 機(jī)械工程學(xué)報(bào),2005,12:135-140.

WANG Qing-feng, ZHANG Yan-ting. Yaluation for energy saving effect and simulation research on energy savin g o f hydraulic system in hybridc on struction machinery[J]. Chinese Journal of Mechanical Engineering，2005,12:135-140.

[2]Finzel R, Helduser S, Jang D S. Electro-hydraulic control systems for mobile machinery with low energy consumption[C]//ICFP2009, Hangzhou, 2009：214-219.

[3]Fedde T, Lang T, Harms H H. An adaptable hydraulic system for tractors[C]//FPMC2005, Bath, 2005：307-316.

[4]Aoki Y, Uehara K, Hirose K, et al. Loading sensing fluid power systems[J]. SAE Transactions, 1994,103(2)：139-153.

[5]Zahe B. Energiesparende scveranderlichem hydraulischer antriebe mit versorgungsdruck haltungenund ihre regelung[D]. Aachen：RWTH Aachen University, 1993.

[6]楊華勇，劉偉，徐兵,等. 挖掘機(jī)電液流量匹配控制系統(tǒng)特性分析[J].機(jī)械工程學(xué)報(bào),2012,48(14):1156-163.

YANG Hua-yong, LIU Wei, XU Bing. et al. Characteristic analysis of electro-hydraulic flow matching control system in hydraulic excavator[J]Chinese Journal of Mechanical Engineering，2012,48(14):156-163.