盾構推進液壓系統(tǒng)節(jié)能技術分析與驗證

(中鐵工程裝備集團有限公司，河南 鄭州 450001)

引言

盾構液壓系統(tǒng)[1-3]作為盾構機掘進、螺旋出渣、管片拼裝等重要動作的執(zhí)行系統(tǒng)，占有巨大的能耗比重。盾構液壓系統(tǒng)分為開式液壓系統(tǒng)和閉式液壓系統(tǒng)，以6 m級電驅(qū)土壓盾構機為例，閉式液壓系統(tǒng)主要包括螺旋輸送機和管片拼裝機旋轉液壓系統(tǒng)，能耗占比達到45%，閉式液壓系統(tǒng)因其本身效率較高不容易被繼續(xù)提升；開式液壓系統(tǒng)中推進液壓系統(tǒng)占比最高，達到16.9%，因此，推進液壓系統(tǒng)的節(jié)能研究具有重要的現(xiàn)實意義[4]。

當前針對液壓系統(tǒng)的節(jié)能研究主要集中在以下三個方面：容積調(diào)速液壓系統(tǒng)[5-7]，采用液壓泵直接調(diào)速，由于系統(tǒng)中沒有方向閥和節(jié)流閥，簡化了液壓系統(tǒng)的結構，而且大大減少閥口節(jié)流和管路沿程損失；二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)[8-9]，一般由恒壓油源、二次元件、工作機構和控制調(diào)節(jié)機構等組成，具有良好的控制性能；負載敏感系統(tǒng)[10-11]，該系統(tǒng)將負載壓力變化反饋到液壓泵的變量調(diào)節(jié)機構，通過調(diào)節(jié)變量機構，使泵輸出的壓力和流量始終與負載工作所需的壓力和流量相適應，避免了溢流損失。

當前盾構機常見的推進液壓系統(tǒng)主要分為以下兩類[12]：一類基于泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓的推進系統(tǒng)，屬于負載敏感系統(tǒng)方面，如大連理工大學研究液壓管路和閥體結構對推進液壓系統(tǒng)因調(diào)速造成擾動的影響[13]，為推進液壓系統(tǒng)的優(yōu)化提供有效的參考；另一類基于閥控調(diào)速+閥控調(diào)壓的推進系統(tǒng)，屬于二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)方面，如張宏偉等[14]推算出推進液壓系統(tǒng)控制系統(tǒng)的傳遞函數(shù)，得到推進液壓系統(tǒng)速度、壓力、流量的動態(tài)特性關系，為推進液壓系統(tǒng)優(yōu)化提供參考意見，由于推進系統(tǒng)工作原理較為復雜，當前還沒有容積調(diào)速方面的液壓系統(tǒng)。

基于以上研究現(xiàn)狀，本研究對當前兩種推進系統(tǒng)對比研究，并通過理論、仿真及工程應用分析節(jié)能效果，為盾構機節(jié)能技術的研究提供一定參考依據(jù)。

1 工作原理分析

1.1 泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓

如圖1所示，該推進液壓系統(tǒng)主要由電比例液壓泵(泵頭壓力調(diào)節(jié)、調(diào)速)、比例減壓閥(調(diào)壓)、插裝閥(通流)及電磁換向閥(換向)組成。液壓泵通過電比例換向閥控制斜盤擺角機構的角度，使泵的排量發(fā)生變化，實現(xiàn)泵控調(diào)速功能，通過電比例溢流閥遠程調(diào)節(jié)泵出口的壓力。推進系統(tǒng)共有兩種工作模式：推進模式和拼裝模式。推進模式的需求壓力較大，流量較小，流量根據(jù)推進速度需求由電比例液壓泵控制，PLC采集4組油缸的壓力信號，在最大壓力信號基礎上加上3 MPa反饋給電比例液壓泵，通過電比例液壓泵完成對推進液壓系統(tǒng)的壓力、流量控制，油液通過比例減壓閥進一步限制每組油缸的壓力；拼裝模式的需求壓力較小，流量較大，電比例液壓泵由PLC控制，保持壓力6 MPa，油液通過插裝閥控制油缸的快速動作。由于推進系統(tǒng)中的推進油缸較多，且其工作原理一致，故只對其中1個油缸進行分析。

圖1 泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓推進系統(tǒng)原理圖Fig.1 Principle diagram of pump control speed regulation+valve control pressure regulation

推進模式：電比例液壓泵輸出的高壓油經(jīng)管路①→比例減壓閥→管路③→電磁換向閥→管路④→推進油缸無桿腔→管路⑤→電磁換向閥→管路⑦→油箱，實現(xiàn)掘進機的推進動作。

拼裝模式：掘進機完成推進后切換至拼裝模式：電比例液壓泵輸出的低壓油經(jīng)由管路①、②→比例減壓閥和插裝閥→管路③→電磁換向閥→管路⑤→推進油缸有桿腔→管路④→管路⑥和電磁換向閥→插裝閥和管路⑦→油箱，實現(xiàn)油缸快速回收，為拼裝管片讓出拼裝位置。1片管片拼裝結束后，電比例液壓泵輸出的低壓油經(jīng)由管路①和②→比例減壓閥和插裝閥→管路③→電磁換向閥→管路④→推進油缸無桿腔→管路⑤→電磁換向閥→管路⑦→油箱，實現(xiàn)推進油缸快速伸出，頂住已拼裝好的管片。在整個拼裝模式中推進油缸的快進快退，有利于提高工作效率。

1.2 閥控調(diào)速+閥控調(diào)壓

如圖2所示，該推進液壓系統(tǒng)主要由遠程恒壓變量泵(泵頭壓力調(diào)節(jié))、比例溢流閥(調(diào)壓)、比例調(diào)速閥(調(diào)速)、插裝閥(通流)及電磁換向閥(換向)組成。推進系統(tǒng)共有兩種工作模式：推進模式和拼裝模式。同理，推進模式中PLC采集4組油缸的壓力信號，在最大壓力信號基礎上加上3 MPa反饋給恒壓變量泵，通過恒壓變量泵完成對推進液壓系統(tǒng)的壓力控制，流量根據(jù)推進速度需求由比例調(diào)速閥控制，油液通過比例溢流閥進一步限制每組油缸的壓力；拼裝模式中，恒壓變量泵由PLC控制恒壓6 MPa，油液通過插裝閥控制管片的快速拼裝。

推進模式：恒壓變量泵輸出的高壓油經(jīng)管路①→比例調(diào)速閥→管路③閥→電磁換向閥和比例溢流→管路④→推進油缸無桿腔→管路⑤→電磁換向閥→管路⑦→油箱，實現(xiàn)掘進機的推進動作。

拼裝模式：掘進機完成推進后，切換至拼裝模式：恒壓變量泵輸出的低壓油經(jīng)由管路①、②→比例調(diào)速閥和插裝閥→管路③→電磁換向閥和比例溢流閥→管路⑤→推進油缸有桿腔→管路④→管路⑥和電磁換向閥→插裝閥和管路⑦→油箱，為拼裝管片讓出拼裝位置。1片管片拼裝結束后，恒壓變量泵輸出的低壓油經(jīng)由管路①和②→比例調(diào)速閥和插裝閥→管路③→電磁換向閥和比例溢流閥→管路④→推進油缸無桿腔→管路⑤→電磁換向閥→管路⑦→油箱，實現(xiàn)推進油缸快速伸出，頂住已拼裝好的管片。

圖2 閥控調(diào)速+閥控調(diào)壓推進系統(tǒng)原理圖Fig.2 Principle diagram of valve control speed regulation+valve control pressure regulation

通過對比分析，得出兩種推進系統(tǒng)的異同點，如表1所示。在拼裝模式下，兩種推進系統(tǒng)油液流經(jīng)的元件幾乎一致。因此，本研究只分析兩種推進系統(tǒng)的推進模式節(jié)能效果。

表1 兩種推進液壓系統(tǒng)異同點Tab.1 Similarities and differences of two kinds hydraulic thrust system

2 節(jié)能效果理論分析

2.1 邊界條件及工況設定

在相同的工況及邊界條件下，即有用功率相同的條件下，推進系統(tǒng)總功率越低，系統(tǒng)的效率越高，節(jié)能效果越好。為了判斷兩種推進系統(tǒng)的節(jié)能效果，以閥控調(diào)速+閥控調(diào)壓系統(tǒng)的總功率P2為基準，計算泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓系統(tǒng)P1的節(jié)能比ε，ε=(P2-P1)/P2。

邊界條件：執(zhí)行元件(推進油缸)各工作模式下負載相等；執(zhí)行元件(推進油缸)各工作模式下速度一致；管路長度以及管道的沿程損失以及局部損失大致一致；推進油缸尺寸規(guī)格一致，推進液壓系統(tǒng)油缸參數(shù)如表2所示。

表2 推進液壓系統(tǒng)油缸參數(shù)Tab.2 Oil cylinder parameters of hydraulic thrust system

為了得到兩種推進液壓系統(tǒng)的總功率，需要計算兩種推進系統(tǒng)的壓力及流量。實際工況中，推進油缸的負載約為20 MPa，由于兩種推進系統(tǒng)的液壓泵在負載壓力的信號的基礎上加上3 MPa反饋給泵出口的遠程比例溢流閥，在負載一致的條件下，泵頭的壓力均為23 MPa，推進系統(tǒng)的壓力均為23 MPa。以單根油缸為例，油缸按照38 mm/min的速度伸出，所需的流量為 2 L/min。

2.2 泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓系統(tǒng)總功率

由于流量比較小，液壓元器件的壓降以及比例減壓閥的泄漏量可以被忽略，系統(tǒng)所需的流量等于推進油缸伸出的流量。因此，泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓系統(tǒng)的總功率P1為：

(1)

式中，p—— 泵頭壓力，MPa

q—— 泵頭輸出流量，L/min

系統(tǒng)的壓力為23 MPa，由于系統(tǒng)的流量直接由A11VO液壓泵調(diào)節(jié)，無溢流現(xiàn)象，泵頭流量為2 L/min，故系統(tǒng)的總功率P1為0.76 kW。

2.3 閥控調(diào)速+閥控調(diào)壓系統(tǒng)總功率

由于流量比較小，液壓元器件的壓降可以被忽略，比例溢流閥被用來調(diào)整系統(tǒng)的壓力，比例溢流閥時刻處在溢流狀態(tài)，所以系統(tǒng)所需的流量大于推進油缸所需的流量。因此，閥控調(diào)速+閥控調(diào)壓系統(tǒng)的總功率P2為：

q=q1+Δq

(2)

(3)

式中，q—— 泵頭輸出流量，L/min

q1—— 推進油缸所需流量，L/min

Δq—— 比例溢流閥溢出流量，L/min

系統(tǒng)的壓力為23 MPa，比例溢流閥常開實現(xiàn)對油缸壓力的控制，通過查詢樣本得到比例溢流閥設定壓力為20 MPa時溢流量Δq為1 L/min，泵頭的流量為3 L/min。因此，系統(tǒng)的總功率P2為1.12 kW。

綜上所述，在不考慮液壓元器件的壓降及泄漏量情況下，采用泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓方案，系統(tǒng)的總功率為0.76 kW；采用閥控調(diào)速+閥控調(diào)壓，系統(tǒng)的總功率為1.12 kW。相比采用閥控調(diào)速+閥控調(diào)壓方案，采用泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓節(jié)能比ε為32%。

3 仿真分析

3.1 邊界條件設定

為了驗證泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓的推進系統(tǒng)節(jié)能比，使用仿真軟件AMESim搭建仿真模型進行分析。仿真模型中設置負載及推進速度v，在常用工況的推進模式下負載為20 MPa，最高負載達到35 MPa，推進速度為38 mm/min，最高推進速度達到80 mm/min。設置負載為20 MPa，設置不同推進速度，得到兩種推進系統(tǒng)的壓力及流量，通過公式P=pq/60計算整個推進系統(tǒng)的輸入功率并計算節(jié)能比。

3.2 泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓系統(tǒng)仿真分析

首先按照液壓原理圖1搭建泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓的推進系統(tǒng)模型，如圖3所示。通過設置相關液壓元器件的參數(shù)，按照邊界條件進行仿真。

圖3 泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓推進系統(tǒng)仿真模型Fig.3 Simulation model of pump control speed regulation+valve control pressure regulation thrust system

通過仿真得到負載為20 MPa，不同的推進速度條件下，系統(tǒng)壓力隨時間的變化趨勢如圖4所示，從圖中可以看出壓力在0.07 s內(nèi)達到最高值，0.2 s趨于穩(wěn)定，推進速度越大系統(tǒng)的壓力越高。系統(tǒng)流量隨時間的變化趨勢如圖5所示，從圖中看出，推進速度越大系統(tǒng)流量也越大，流量在很短的時間內(nèi)達到最高值，0.07 s 時壓力開始降低時，系統(tǒng)的流量迅速降為0 L/min，0.25 s后趨于穩(wěn)定，考慮到油缸等閥塊剛開始啟動，壓力迅速增強，隨著壓力的增大，元器件的阻力由靜摩擦轉化為動摩擦導致阻力下降，驅(qū)動力增加而阻力降低導致油缸的速度持續(xù)增大，油缸較大的慣性及速度導致油路中的油液被吸空，所以流量變化趨勢圖中會有一段流量為0 L/min的曲線。

圖4 壓力變化趨勢圖Fig.4 Trend diagram of pressure change

圖5 流量變化趨勢圖Fig.5 Trend diagram of flow change

3.3 閥控調(diào)速+閥控調(diào)壓系統(tǒng)仿真分析

按照液壓原理圖2搭建的是閥控調(diào)速+閥控調(diào)壓的推進系統(tǒng)模型，如圖6所示。通過設置液壓元器件的相關參數(shù)，按照邊界條件進行仿真。

通過仿真得到負載為20 MPa，不同的推進速度條件下，系統(tǒng)壓力隨時間的變化趨勢如圖7所示，由于仿真系統(tǒng)的阻尼較小，從圖中可以看出壓力波動比較大，在1.5 s趨于穩(wěn)定，推進速度越大系統(tǒng)壓力越大。系統(tǒng)流量隨時間的變化趨勢如圖8所示，推進速度越大，系統(tǒng)流量越大，流量在較短的時間內(nèi)達到最高值，并迅速降為0 L/min，1.5 s后趨于穩(wěn)定。

圖6 閥控調(diào)速+閥控調(diào)壓推進系統(tǒng)仿真模型Fig.6 Simulation model of valve control speed regulation+valve control pressure regulation thrust system

圖7 壓力變化趨勢圖Fig.7 Trend diagram of pressure change

通過功率公式計算得到兩種推進系統(tǒng)中在20 MPa，不同的推進速度的條件下系統(tǒng)的總功率的關系如圖9圖10所示。從圖9中可以看出，隨著速度的增大，液壓系統(tǒng)的總功率得到提高，推進速度為38 mm/min時穩(wěn)定后基于泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓的推進系統(tǒng)的功率達到1 kW，理論功率為0.76 kW。從圖10中可以看出，隨著速度的增大，液壓系統(tǒng)的總功率得到提高，推進速度為38 mm/min時，基于閥控調(diào)速+閥控調(diào)壓的推進系統(tǒng)的功率達到1.6 kW，理論功率為1.12 kW。考慮到理論計算中將元器件的壓降及泄漏忽略導致理論結果小于仿真結果。仿真中采用泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓節(jié)能比ε為37.5%，表明采用泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓的節(jié)能效果更好。經(jīng)過計算，推進速度為36，48，53 mm/min時，節(jié)能比達到33.0%，39.0%，39.2%，在當前推進速度范圍內(nèi)，節(jié)能比與推進速度成正比。

圖8 流量變化趨勢圖Fig.8 Trend diagram of flow change

圖9 泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓功率趨勢圖Fig.9 Trend diagram of pump control speed regulation+valve control pressure regulation

圖10 閥控調(diào)速+閥控調(diào)壓功率趨勢圖Fig.10 Trend diagram of valve control speed regulation+valve control pressure regulation

4 工程裝備實際應用

為了分析兩種推進系統(tǒng)在工程項目的應用效果，并保證工程項目的可對比性，選擇相同的工況及機型，如表3所示。

表3 工程項目說明

推進壓力由地質(zhì)決定，不同的地質(zhì)條件，推進壓力不同，同時盾構機的操作人員的操作習慣決定盾構機的推進速度，由此導致每臺盾構機的推進壓功率不完全一致，需要篩選整個掘進過程中有用功率大致相等的數(shù)據(jù)。上位機的數(shù)據(jù)統(tǒng)計時間間隔是0.01 s，選取 4 s 時長的400個數(shù)據(jù)進行統(tǒng)計。讀出4個項目上位機的總推力、推進速度以及推進電機的電流，通過計算得到推進系統(tǒng)的有用功率及推進系統(tǒng)的總功率，項目1與2的地質(zhì)一致，推進壓力基本一致，作為一組進行對比。項目3和4作為一組進行對比，如圖11、圖12所示。

圖11 工程項目1，2推進系統(tǒng)功率圖Fig.11 Power diagram of propulsion system of project 1，2

從圖11中可以看出項目1和項目2的推進功率從0 kW開始逐漸上升并穩(wěn)定在一定范圍內(nèi)，項目1的有用功率為8.5 kW，總功率為16 kW，項目2的有用功率為8.5 kW，總功率為25 kW，在推進系統(tǒng)有用功率一致的條件下，采用泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓節(jié)能比ε為36%。

圖12 工程項目3，4推進系統(tǒng)功率圖Fig.12 Power diagram of propulsion system of project 3，4

從圖12中可以看出項目3和項目4的地質(zhì)發(fā)生了改變，推進的有用功率小于項目1和項目2的，項目3的有用功率為7 kW，總功率為13 kW，項目4的有用功率為7 kW，總功率為21 kW，在推進系統(tǒng)有用功率一致的條件下，采用泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓節(jié)能比ε為38%。

通過4個工程項目應用情況可知，采用泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓的推進系統(tǒng)的節(jié)能效果更優(yōu)，推進的有用功率越大，節(jié)能效果越好。

5 結論

通過分析兩種推進系統(tǒng)的工作原理，在功能上兩種推進系統(tǒng)一致，從控制精度和響應方面分析，基于閥控調(diào)速+閥控調(diào)壓的推進系統(tǒng)響應更快，控制精度更高，但從節(jié)能效果分析，基于泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓的工作效率更高更節(jié)能。理論中采用泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓的推進系統(tǒng)節(jié)能比為32%，仿真中采用泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓節(jié)能比為37.5%，工程應用中采用泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓節(jié)能比為36%/38%，工程應用很好地驗證了理論、仿真的分析結果，基于泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓的推進液壓系統(tǒng)具有更好的節(jié)能效果。