旋挖鉆機(jī)主卷揚(yáng)勢能回收系統(tǒng)動態(tài)特性研究

陳 俊，江 偉，何 林

（六盤水師范學(xué)院礦業(yè)與土木工程學(xué)院，貴州 六盤水 553004）

1 引言

主卷揚(yáng)系統(tǒng)是旋挖鉆機(jī)的主要工作機(jī)構(gòu)，在進(jìn)行作業(yè)時(shí)需要反復(fù)的抬高和降低，由于旋挖鉆機(jī)主卷揚(yáng)結(jié)構(gòu)具有較大的重力勢能，下放過程中大部分能量都以熱能的形式消耗在液壓系統(tǒng)中，不僅造成了能量的浪費(fèi)，同時(shí)也對加大了液壓系統(tǒng)的熱負(fù)荷，并且影響了散熱系統(tǒng)的散熱效果。針對此種情況，學(xué)者們提出了很多具有針對性的解決方法。文獻(xiàn)[1]設(shè)計(jì)了勢能回收節(jié)能系統(tǒng)，發(fā)現(xiàn)主卷揚(yáng)下降85m 時(shí)能節(jié)能57.3%。文獻(xiàn)[2]研究發(fā)現(xiàn)全局功率匹配控制策略相比恒功率控制節(jié)省燃油約6%。文獻(xiàn)[3]分析了基于功率極限負(fù)荷前饋控制的旋挖鉆機(jī)發(fā)動機(jī)CAN 總線數(shù)據(jù)，避免發(fā)動機(jī)掉速提高燃油利用率。文獻(xiàn)[4]為了回收旋挖鉆機(jī)在回轉(zhuǎn)過程的制動能量，設(shè)計(jì)了包括二次調(diào)節(jié)元件和液壓蓄能器的能量回收系統(tǒng)。文獻(xiàn)[5]設(shè)計(jì)了基于主軸轉(zhuǎn)速反饋的PID 控制算法的鉆機(jī)二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)。文獻(xiàn)[6]開發(fā)了一種調(diào)節(jié)主卷揚(yáng)馬達(dá)排量、發(fā)電機(jī)控制扭矩以及節(jié)流閥開口度的控制策略。綜上所述，盡管不同學(xué)者提出了不同的結(jié)構(gòu)方案，但是沒有對應(yīng)用于主卷揚(yáng)勢能回收系統(tǒng)的實(shí)際性能進(jìn)行具體的研究。為了減少發(fā)動機(jī)的燃油消耗量，以某型號旋挖鉆機(jī)主卷揚(yáng)傳動機(jī)構(gòu)為研究對象設(shè)計(jì)了一套勢能回收系統(tǒng)，將釆用二次元件泵和蓄能器引入到勢能回收系統(tǒng)中，建立了主要元件的數(shù)學(xué)模型和勢能回收系統(tǒng)的一維機(jī)-液耦合仿真模型，并設(shè)計(jì)了邏輯門限控制策略，通過仿真模擬了節(jié)流孔徑、彈簧剛度對平衡閥性能的影響，分析了蓄能器的工作性能，研究了勢能回收系統(tǒng)的動態(tài)特性和發(fā)動機(jī)的節(jié)油效果，研究結(jié)果對于優(yōu)化勢能回收系統(tǒng)結(jié)構(gòu)，提高液壓系統(tǒng)的穩(wěn)定性具有重要意義。

2 主卷揚(yáng)勢能回收液壓系統(tǒng)

2.1 工作原理

旋挖鉆機(jī)的主卷揚(yáng)傳動系統(tǒng)主要進(jìn)行上升和下降兩種工作過程，其中一條油路通過控制三位四通電磁換向閥將從主泵流出的液壓油引入到主卷揚(yáng)馬達(dá)制動液壓缸中，從而解除制動；另一條油路進(jìn)入平衡閥推動閥芯右移，液壓油推動馬達(dá)旋轉(zhuǎn)，主卷揚(yáng)開始下降；主卷揚(yáng)下放過程中驅(qū)動二次元件泵，將泵出的液壓油經(jīng)過二位二通閥和單向閥后流入蓄能器中儲能；當(dāng)主卷揚(yáng)系統(tǒng)進(jìn)行提升作業(yè)時(shí)，液壓油進(jìn)入主卷揚(yáng)馬達(dá)左腔，同時(shí)，經(jīng)節(jié)流閥推動平衡閥閥芯左移，主卷揚(yáng)馬達(dá)經(jīng)過平衡閥閥芯進(jìn)行回油，驅(qū)動馬達(dá)運(yùn)動實(shí)現(xiàn)主卷揚(yáng)的升高作業(yè)；提升作業(yè)過程儲存在蓄能器中的液壓油會通過電磁換向閥進(jìn)行卸荷動作，驅(qū)動二次元件泵運(yùn)轉(zhuǎn)從而輸出轉(zhuǎn)矩和發(fā)動機(jī)共同完成主卷揚(yáng)的作業(yè)過程。勢能回收系統(tǒng)工作原理，如圖1 所示。

圖1 勢能回收系統(tǒng)工作原理Fig.1 Working Principle of Potential Energy Recovery System

2.2 數(shù)學(xué)模型

發(fā)動機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩[7]：

式中：Mem—最大轉(zhuǎn)矩；

nem—最大轉(zhuǎn)矩對應(yīng)的轉(zhuǎn)速；

ne0—額定轉(zhuǎn)速；

ner1—最低怠速；

ner2—最高怠速。

根據(jù)以上式可以計(jì)算出發(fā)動機(jī)在不同油門開度下的調(diào)速特性，如圖2 所示。

圖2 發(fā)動機(jī)調(diào)速特性曲線Fig.2 Engine Speed Characteristics

恒功率變量泵的比例閥閥芯動態(tài)平衡方程[8]：

式中：ps—主泵出油口壓力；

p3—極限負(fù)荷控制壓力；

p4—先導(dǎo)壓力；

F01—彈簧的預(yù)作用力；

A1—調(diào)節(jié)器外端部面積；

A2、A3—活塞面積；

y—活塞位移；

x—閥芯位移；

kf—液動力剛度；

m—閥芯質(zhì)量；

k—彈簧剛度；

B—阻尼系數(shù)。

變量調(diào)節(jié)缸活塞：

變量缸閥口流量方程：

式中：kq—流量變化率；kc—閥口的流量-壓力系數(shù)。

變量泵的輸出流量為：

式中：n—泵的轉(zhuǎn)速；ymax—變量活塞的最大位移。

液壓馬達(dá)的流量方程[9]：

式中：sw—斜盤傾角；pout—輸出壓力；pin—輸入壓力。

旋挖鉆機(jī)的勢能是通過蓄能器進(jìn)行儲存和釋放的，蓄能器的力平衡方程為：

式中：Aa—油腔內(nèi)有效面積；ma—油液當(dāng)量質(zhì)量；Ba—當(dāng)量粘性阻尼系數(shù)；qa—流入的流量。

蓄能器的能量狀態(tài)：

式中：p—蓄能器的瞬時(shí)壓力；pmax、pmin—最高和最低壓力。

2.3 旋挖鉆機(jī)主卷揚(yáng)傳統(tǒng)系統(tǒng)模型

與旋挖鉆機(jī)主卷揚(yáng)勢能回收系統(tǒng)有關(guān)的門限參數(shù)主要有需求功率Pr、蓄能器功率Pc以及蓄能器所剩能量ESOC等。根據(jù)不同的工作方式將勢能回收系統(tǒng)的工作狀態(tài)進(jìn)行劃分：（1）發(fā)動機(jī)輸出功率模式：當(dāng)主卷揚(yáng)處于上升狀態(tài)，此時(shí)蓄能器ESOCESOCmin，蓄能器輔助發(fā)動機(jī)，此種狀態(tài)下發(fā)動機(jī)和蓄能器共同輸出功率，此階段蓄能器處于放能狀態(tài)，但是蓄能器中的壓力決定了輸出功率的大小，剩余所需功率由發(fā)動機(jī)進(jìn)行補(bǔ)償。根據(jù)以上工作狀態(tài)進(jìn)行勢能回收狀態(tài)切換過程，如圖3所示。根據(jù)前文建立的旋挖鉆機(jī)主卷揚(yáng)傳統(tǒng)系統(tǒng)動力學(xué)模型以及邏輯門限控制策略，在AMESim中建立旋挖鉆機(jī)勢能回收的運(yùn)動系統(tǒng)和控制系統(tǒng)，如圖4 所示。主要運(yùn)動閥的關(guān)鍵參數(shù)，如表1～表3 所示。

圖3 工作模式切換流程圖Fig.3 Flow Chart of Working Mode Switching

圖4 旋挖鉆機(jī)主卷揚(yáng)傳統(tǒng)系統(tǒng)模型Fig.4 Traditional System Model of Main Winch for Rotary Drilling Rig

表1 壓力補(bǔ)償閥結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab.1 Structural Parameters of Pressure Compensation Valve

表2 主閥結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab.2 Structural Parameters of Main Valve

表3 旋挖鉆機(jī)結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab.3 Structural Parameters of Rotary Drilling Rig

3 動態(tài)性能分析

3.1 關(guān)鍵參數(shù)對平衡閥性能的影響

由于整個勢能回收液壓系統(tǒng)中，驅(qū)動主卷揚(yáng)馬達(dá)的液壓油需要通過平衡閥進(jìn)行回油，因此平衡的動態(tài)特性與整個勢能回收系統(tǒng)的響應(yīng)速度至關(guān)重要。而決定平衡閥動態(tài)性能的主要參數(shù)就是節(jié)流孔徑和彈簧剛度。首先，通過仿真模型分析在節(jié)流孔徑分別為1 mm、2 mm 和3 mm 時(shí)的閥芯運(yùn)動加速度和馬達(dá)出口壓力仿真結(jié)果對比曲線，如圖5 所示?？梢钥闯鲈谶\(yùn)動初期即2s 之前不同節(jié)流孔徑下運(yùn)動加速度大小相當(dāng)，但是隨著運(yùn)動的繼續(xù)，節(jié)流孔徑越小閥芯的運(yùn)動加速度的優(yōu)勢越明顯，但是，節(jié)流孔徑越小，出口壓力波動越大，容易影響運(yùn)動件的使用壽命和系統(tǒng)的穩(wěn)定性；當(dāng)節(jié)流孔直徑為2mm 時(shí)，運(yùn)動的前8s 內(nèi)出口壓力波動較小，8s 以后出口壓力波動較大，只有當(dāng)閥芯為3mm 時(shí)整個運(yùn)動過程的壓力波動最小，因此通過對比，統(tǒng)合考慮運(yùn)動速度和壓力波動，節(jié)流孔徑取3mm 為最佳。

圖5 節(jié)流孔徑的影響Fig.5 Effect of Throttle Aperture

3.2 恒功率變量泵的模型驗(yàn)證

由于整個勢能回收液壓系統(tǒng)中，恒功率變量泵起到提供動力和保壓的作用，因此恒功率變量泵的仿真模型的準(zhǔn)確性對于整個仿真系統(tǒng)的研究至關(guān)重要。通過仿真模型得到的結(jié)果與產(chǎn)品出廠數(shù)據(jù)的對比，如圖6 所示。變量泵在運(yùn)行初始時(shí)刻壓力上升后輸出流量不變維持在600L/min，之后壓力繼續(xù)上升，通過油液的流量則是逐漸呈指數(shù)降低，此階段得到的仿真值和實(shí)驗(yàn)值比較發(fā)現(xiàn)略有誤差，但是誤差較小，對應(yīng)的輸出功率變化規(guī)律在壓力低于7MPa 以下時(shí)曲線吻合較好均沿線性曲線上升。在變量泵的輸出油液壓力大于7MPa 以后，輸出功率不變，此階段仿真結(jié)果和實(shí)驗(yàn)值相差大約5kW，誤差在10%以內(nèi)，滿足對于仿真的精度要求，因此仿真模型的仿真結(jié)果可信度較高。

圖6 恒功率變量泵的模型驗(yàn)證Fig.6 Model Verification of Constant Power Variable Pump

3.3 主卷揚(yáng)傳統(tǒng)系統(tǒng)分析

根據(jù)旋挖鉆機(jī)上鉆桿和鉆頭的重量，可以估算出系統(tǒng)的重力勢能，如圖7 所示。在主卷揚(yáng)機(jī)構(gòu)下降10m 的距離即可釋放的勢能達(dá)到了800kJ，下降40m，能釋放重力勢能達(dá)到了2800kJ，如此巨大的能量具有很高的回收再利用價(jià)值，因此勢能回收系統(tǒng)的回收率對于整個結(jié)構(gòu)的至關(guān)重要。

圖7 主卷揚(yáng)系統(tǒng)釋放的勢能Fig.7 Potential Energy Released by Main Winch System

一個工作周期內(nèi)蓄能器工作的動態(tài)特性仿真結(jié)果，如圖8所示。前半段時(shí)間內(nèi)蓄能器由于主卷揚(yáng)下降的速度較慢，因此蓄能器的輸出功率較大，隨著所剩能量的逐漸升高，輸出的功率也逐漸下降，并且下降的速度較快，這是蓄能器所固有的特性，持續(xù)穩(wěn)定性較差。而在后半段工作時(shí)間內(nèi)，主卷揚(yáng)提升，蓄能器的輸出功率逐漸上升，所剩的儲能也快速減少，蓄能器在前60s 完成了勢能的回收；在后100s 主卷揚(yáng)提升工況中實(shí)現(xiàn)了能量的釋放。通過對輸出功率曲線所包含的面積進(jìn)行積分后發(fā)現(xiàn)系統(tǒng)的勢能回收效率超過了50%，效果較好?？傮w來看，蓄能器能夠起到回收勢能和按需要釋放的功能，但是由于缺少自主的控制能力，在釋放過程中存在一定的不穩(wěn)定性。

圖8 蓄能器工作性能Fig.8 Working Performance of Accumulator

圖9 液壓系統(tǒng)壓力Fig.9 Hydraulic System Pressure

一個工作周期內(nèi)勢能回收系統(tǒng)液壓泵的工作壓力變化情況，如圖9 所示。在主卷揚(yáng)下降初期階段變量泵的輸出壓力較大，并且存在較大的波動，40s 以后輸出油液的壓力波動變小，大約持續(xù)50s，再次過程二次元件泵由于不工作，系統(tǒng)的壓力一直較小。從第90s 開始，在主卷揚(yáng)下降過程勢能回收的同時(shí)需要進(jìn)行一定的制動，因此變量泵和二次元件泵的輸出壓力均較大，并且呈現(xiàn)劇烈的震蕩，持續(xù)到130s，下降過程結(jié)束，兩個工作泵的壓力降低到較低的水平。產(chǎn)生較大震蕩的原因是整個系統(tǒng)下降速度存在較大的慣性，因此系統(tǒng)還需要進(jìn)一步的優(yōu)化。

從圖10 的旋挖鉆機(jī)所用發(fā)動機(jī)的輸出功率和油耗對比曲線可以看出，在整個工作周期內(nèi)發(fā)動機(jī)的輸出功率出現(xiàn)兩次高峰，并且第一個高峰的持續(xù)時(shí)間要長于第二次，大約在85kW 左右，增加勢能回收系統(tǒng)之后發(fā)動機(jī)的輸出功率在高峰階段降低了大約10kW，在低谷階段由于蓄能器不輸出能量，因此發(fā)動機(jī)的輸出功率變化較小。從油耗的對比結(jié)果可以看出，傳統(tǒng)系統(tǒng)一個周期的油耗為310g，采用邏輯門限控制的勢能回收系統(tǒng)一個周期的油耗為200g，相比于傳統(tǒng)系統(tǒng)燃油經(jīng)濟(jì)性提高了35.4%，具有較好的節(jié)油能力和實(shí)用價(jià)值。

圖10 發(fā)動機(jī)功率和油耗仿真結(jié)果Fig.10 Simulation Results of Engine Power and Fuel Consumption

4 結(jié)論

針對旋挖鉆機(jī)主卷揚(yáng)勢能較大、回收利用價(jià)值較高的問題，設(shè)計(jì)了主卷揚(yáng)傳動系統(tǒng)勢能回收系統(tǒng)，建立了機(jī)-液耦合仿真模型和邏輯門限控制策略，分析了勢能回收系統(tǒng)提升和下放工況進(jìn)平衡閥、變量泵、蓄能器以及發(fā)動機(jī)的動態(tài)性能和節(jié)油效果，得到如下結(jié)論：（1）平衡閥的節(jié)流孔徑越小，出口壓力波動越大，統(tǒng)合考慮運(yùn)動速度和壓力波動，節(jié)流孔徑取3mm 為最佳。彈簧剛度對閥芯的動態(tài)性能影響較小，出口的壓力發(fā)現(xiàn)三種彈簧剛度下均存在較大的波動，因此統(tǒng)合考慮運(yùn)動速度和壓力波動，彈簧剛度選取3e+5N/mm 為最佳。（2）蓄能器能夠起到回收勢能和按需要釋放的功能，勢能回收效率超過了50%，效果較好。但是由于缺少自主的控制能力，在釋放過程中存在一定的不穩(wěn)定性。兩個主泵的壓力產(chǎn)生較大震蕩，因此系統(tǒng)還需要進(jìn)一步的優(yōu)化。（3）仿真結(jié)果表明傳統(tǒng)系統(tǒng)一個周期的油耗為310g，采用邏輯門限控制的主卷揚(yáng)勢能回收系統(tǒng)一個周期的油耗為200g，相比于傳統(tǒng)系統(tǒng)燃油經(jīng)濟(jì)性提高了35.4%，具有較好的節(jié)油能力。