非驅(qū)動腔壓力調(diào)控液壓挖掘機能效特性研究

呂涵，葛磊，張紅娟，權(quán)龍，趙斌

(太原理工大學(xué)，新型傳感器與智能控制教育部與山西省重點實驗室， 山西太原 030024)

0 前言

液壓挖掘機是一種多執(zhí)行器工程設(shè)備，廣泛應(yīng)用于工程建設(shè)，具有功率密度高、操作性好和環(huán)境適應(yīng)性強等優(yōu)點，但其缺點是整機能量效率很低，僅有20%左右。液壓挖掘機應(yīng)用柴油機驅(qū)動液壓泵提供壓力油，通過液壓控制閥和液壓管道進行分配，控制執(zhí)行器動作。負(fù)載差異多執(zhí)行器復(fù)合動作時，各執(zhí)行器油腔壓力不同，非最高負(fù)載執(zhí)行器控制閥口存在節(jié)流損失。另外，在往復(fù)運動中，執(zhí)行機構(gòu)大的重力勢能和動能也經(jīng)控制閥口以節(jié)流損失形式被耗散。這兩部分非必要能量支出，是液壓挖掘機采用大功率動力源、油耗高和產(chǎn)生大量熱能的重要原因。

經(jīng)分析得控制閥口存在節(jié)流損失有三方面原因：(1)出油控制閥口節(jié)流平衡超越負(fù)載，或者對液壓執(zhí)行器進行了減速制動；(2)負(fù)載差異多執(zhí)行器復(fù)合動作時，存在負(fù)載差異效應(yīng)節(jié)流損失；(3)采用四邊聯(lián)動滑閥時，進出油控制閥口機械耦合，造成非必要節(jié)流損失。

為避免進出油控制閥口機械耦合，減小節(jié)流損失，同時又保持閥控液壓系統(tǒng)控制性能，BACKé、ANDERSSON設(shè)計出應(yīng)用插裝閥和比例閥的進出口獨立控制系統(tǒng)。國內(nèi)研究人員董致新等采用泵閥復(fù)合進出口獨立方式控制液壓挖掘機執(zhí)行機構(gòu)，并構(gòu)建了試驗測試樣機，降低了液壓系統(tǒng)壓力波動，動臂一個工作循環(huán)能耗降低15%，斗桿能耗降低5.6%。黃偉男等在挖掘機回轉(zhuǎn)液壓馬達(dá)進出油口各設(shè)置一個比例閥，并進行了樣機測試，相比于原機系統(tǒng)節(jié)能25.5%～35.6%。師建鵬將位置速度復(fù)合控制策略應(yīng)用于進出油口獨立系統(tǒng)，驅(qū)動挖掘機動臂，結(jié)果表明其輸出速度與給定信號接近，并且定位誤差較小，沒有顯著增加系統(tǒng)能耗。LIU等以挖掘機為研究對象，應(yīng)用LS系統(tǒng)的壓力補償方法對進出油口獨立系統(tǒng)進行了研究。國外研究人員SITTE、LüBBERT等研究了比例閥在進出油口獨立系統(tǒng)中的應(yīng)用，并設(shè)計了一種以進油壓力補償閥芯位移為控制量，從而匹配其流量的方案。CHOI等以挖掘機為研究對象，仿真分析了進出油獨立系統(tǒng)，設(shè)計了流量再生回路。王強將進出口獨立控制方案應(yīng)用于裝載機搖臂系統(tǒng)，降低了液壓泵輸出功率，提高了系統(tǒng)能效。

傳統(tǒng)液壓挖掘機執(zhí)行機構(gòu)回落和制動時，動勢能會在出油控制閥口被節(jié)流損失掉，不僅浪費了能量還使液壓油溫上升，易引起系統(tǒng)故障。一些研究人員在回油路設(shè)置儲能元件，讓回油經(jīng)儲能元件來平衡超越負(fù)載，或者對液壓執(zhí)行器進行減速制動，控制其動作并回收能量。夏連鵬等設(shè)計了雙液氣儲能三腔液壓缸，將它安裝于挖掘機動臂，獨立的儲能腔直接連接蓄能器，回落過程動臂重力勢能轉(zhuǎn)換為液壓能，同樣工況下，節(jié)能比例為20.7%。王滔對挖掘機動臂勢能采用電氣回收方式進行回收，充分分析了儲能元件和系統(tǒng)結(jié)構(gòu)，電氣式儲能效率為40%～50%。劉昌盛等提出采用發(fā)電機和液壓馬達(dá)構(gòu)成的儲能單元回收上車動能，搭建了測試樣機，電氣式儲能效率為40%。秦濤提出液電混合驅(qū)動挖掘機回轉(zhuǎn)控制方案，并利用液壓馬達(dá)-蓄能器回收回轉(zhuǎn)平臺動能并再利用，提高了整機能效。

然而，上述研究均沒有涉及減小負(fù)載差異效應(yīng)導(dǎo)致的控制閥口節(jié)流損失。本文作者提出非驅(qū)動腔壓力調(diào)控原理，可以實現(xiàn)減小負(fù)載差異效應(yīng)節(jié)流損失，還能有效地進行能量回收，同時保持液壓執(zhí)行器的控制性能。對它在液壓挖掘機中的總體配置、能效評價以及相關(guān)參數(shù)設(shè)計進行研究，旨在為試驗研究和實際應(yīng)用提供參考。

1 系統(tǒng)工作原理

為消除四邊滑閥控制存在的非必要節(jié)流損失，采用兩個比例閥分別控制執(zhí)行器兩腔的進出口獨立控制的方式。按照壓力流量方程，采集期望速度信號和閥口前后壓力，推導(dǎo)得到比例閥芯位移，從而對執(zhí)行器進行節(jié)流控制。普遍采用進油節(jié)流控制阻力負(fù)載，回油節(jié)流控制超越負(fù)載，或者對執(zhí)行器進行減速制動。在進出口獨立控制系統(tǒng)中接入壓力調(diào)控單元，構(gòu)建一種基于非驅(qū)動腔壓力調(diào)控的新型液壓挖掘機系統(tǒng)，其工作原理如圖1所示。圖中，是作用于斗桿液壓缸的力，是作用于鏟斗液壓缸的力，是斗桿液壓缸進油壓力，是鏟斗液壓缸進油壓力，是變量泵出口壓力，是斗桿液壓缸進油流量，是鏟斗液壓缸進油流量，是鏟斗液壓缸回油壓力。

圖1 非驅(qū)動腔壓力調(diào)控液壓挖掘機系統(tǒng)工作原理

圖1中，液壓泵/馬達(dá)和電動機/發(fā)電機組成壓力調(diào)控單元。壓力調(diào)控原理：以斗桿液壓缸與鏟斗液壓缸復(fù)合阻抗伸出為例，假設(shè)>，則有>，與匹配，從而(-)>(-)。按照進油節(jié)流原理，比例閥1.5、1.6、1.8全開，比例閥1.7會部分打開，存在節(jié)流損失。

通過換向閥2.4下位工作將壓力調(diào)控單元接入系統(tǒng)，并使比例閥1.8中位工作，讓鏟斗液壓缸回油改經(jīng)壓力調(diào)控單元；采集、、以及、信號，通過一定算法控制電動機/發(fā)電機驅(qū)動液壓泵/馬達(dá)實時調(diào)控鏟斗液壓缸非驅(qū)動腔壓力，進而提高驅(qū)動腔壓力，使比例閥1.7全開，減小其節(jié)流損失并回收能量。同時，雖無需比例閥1.7對鏟斗液壓缸進行節(jié)流控制，但仍具有其功能，可不受負(fù)載影響連續(xù)控制其速度。

2 建立模型

首先，根據(jù)已有試驗測試樣機設(shè)置系統(tǒng)部分元件參數(shù)，再根據(jù)理論計算選擇壓力調(diào)控單元參數(shù)。之后，根據(jù)非驅(qū)動腔壓力調(diào)控液壓挖掘機系統(tǒng)配置方式，進行理論計算,分析系統(tǒng)可回收能量來源，并得到壓力調(diào)控數(shù)學(xué)模型。最后，在SimulationX軟件中搭建新系統(tǒng)機電液系統(tǒng)聯(lián)合的數(shù)字樣機。

2.1 系統(tǒng)部分元件參數(shù)設(shè)置

在前期，作者所在研究團隊對6 t挖掘機的液壓回路按照進出油口獨立方案改造，并設(shè)計了試驗方案進行測試，相關(guān)的元件參數(shù)可按照已有樣機進行設(shè)置，如表1所示。

表1 系統(tǒng)部分元件及其參數(shù)

2.2 壓力調(diào)控單元參數(shù)計算及設(shè)置

在挖掘循環(huán)的動臂舉升階段，用壓力調(diào)控單元驅(qū)動動臂液壓缸，對進出口獨立控制挖掘機的動臂系統(tǒng)進行了研究。在動臂液壓缸運行時，電機最大功率約為11 kW，液壓泵輸出流量約為55 L/min，故壓力調(diào)控單元中動力源參數(shù)按實驗室現(xiàn)有額定功率為15 kW的電動機/發(fā)電機設(shè)置，其額定轉(zhuǎn)速為1 500 r/min。同時，實驗室現(xiàn)有排量為45 cm的液壓泵/馬達(dá)，滿足流量輸出要求，計算得到電動機/發(fā)電機所需轉(zhuǎn)速為1 256 r/min，故選定電動機/發(fā)電機可用。壓力調(diào)控單元參數(shù)設(shè)置如表2所示。

表2 壓力調(diào)控單元主要元件及其參數(shù)

2.3 系統(tǒng)可回收能量分析

由于壓力調(diào)控單元儲能時位于液壓執(zhí)行器回油路，故以圖1所示斗桿液壓缸與鏟斗液壓缸復(fù)合阻抗伸出為例進行分析，其中>。

按照進油節(jié)流原理，比例閥1.5、1.6、1.8全開，比例閥1.7會部分打開,存在節(jié)流損失。

分析流出鏟斗缸的液壓油的液壓能，可由式(1)表示：

(1)

式中：是鏟斗液壓缸回油壓力，忽略比例閥1.8全開壓降，它等于油箱壓力，為零；是回油腔的流量。

為分析的來源，用式(2)表示鏟斗液壓缸的力平衡方程：

(2)

式中:是鏟斗液壓缸進油腔的作用面積；Δ是鏟斗液壓缸進油比例閥節(jié)流產(chǎn)生的壓降；是鏟斗液壓缸活塞與作用在活塞桿上的總質(zhì)量；是鏟斗液壓缸活塞桿速度；是庫侖摩擦力和黏性阻尼力之和。

將壓力調(diào)控單元接入系統(tǒng)后，通過一定壓力調(diào)控方法，忽略鏟斗液壓缸進油比例閥口全開壓降，受力形式從式(2)變?yōu)槭?3)：

(3)

式中:是鏟斗液壓缸回油腔的作用面積；Δ是壓力調(diào)控后鏟斗液壓缸非驅(qū)動腔壓力，作用在壓力

調(diào)控單元上，可以驅(qū)動它產(chǎn)生電能。同時，由式(3)可見，壓力調(diào)控還減小了鏟斗液壓缸進油壓力損失。

此外，動臂重力勢能與上車回轉(zhuǎn)動能也是可回收能量。

2.4 壓力調(diào)控數(shù)學(xué)模型

接下來，建立壓力調(diào)控數(shù)學(xué)模型。依然以圖1所示斗桿液壓缸與鏟斗液壓缸復(fù)合阻抗伸出為例進行分析，其中>。

斗桿缸進油壓力流量方程為

(4)

鏟斗缸進油壓力流量方程為

(5)

式中:為節(jié)流系數(shù)；為節(jié)流口的面積梯度；、分別為斗桿與鏟斗液壓缸進油比例閥芯位移；為液壓油密度。

根據(jù)進油節(jié)流原理，斗桿液壓缸進油比例閥口全開，鏟斗液壓缸進油比例閥口會部分打開，存在節(jié)流損失。

調(diào)控鏟斗液壓缸非驅(qū)動腔壓力，進而提高驅(qū)動腔壓力，從而增大進油比例閥口開度，即令=，聯(lián)立上述兩式，則可由式(6)表示壓力調(diào)控數(shù)學(xué)模型：

(6)

綜合上述理論分析，為增大鏟斗液壓缸進油比例閥口開度，減小進油節(jié)流損失，需要按照上式實時調(diào)控鏟斗液壓缸進油腔壓力。

2.5 仿真模型

為研究新系統(tǒng)的動態(tài)特性與能效特性，在SimulationX仿真軟件中搭建匹配實機參數(shù)的非驅(qū)動腔壓力調(diào)控液壓挖掘機系統(tǒng)仿真模型，如圖2所示。

圖2 非驅(qū)動腔壓力調(diào)控液壓挖掘機系統(tǒng)仿真模型

3 仿真研究

根據(jù)上述模型，分別對進出口獨立控制系統(tǒng)和新提出的非驅(qū)動腔壓力調(diào)控液壓挖掘機系統(tǒng)進行仿真，綜合評價其動態(tài)特性與能效特性。

圖3所示為液壓挖掘機挖掘循環(huán)過程中執(zhí)行器的位移曲線，新舊系統(tǒng)均按照此位移曲線動作。1～6 s斗桿與鏟斗復(fù)合運行完成挖掘動作，斗桿液壓缸從29 mm外伸到630 mm，鏟斗液壓缸從198 mm外伸到525 mm；7～10 s動臂提升，動臂液壓缸從350 mm外伸到602 mm；11～14 s上車回轉(zhuǎn)，從0°正轉(zhuǎn)到90°；15～20 s斗桿與鏟斗復(fù)合運行完成卸載動作，斗桿液壓缸從630 mm縮回到35 mm，鏟斗液壓缸從525 mm縮回到198 mm；21～24 s上車回轉(zhuǎn)，從90°反轉(zhuǎn)到0°；25～28 s動臂回落，動臂液壓缸從602 mm縮回到350 mm。區(qū)別在于：與原系統(tǒng)相比，新系統(tǒng)在動臂與回轉(zhuǎn)復(fù)位階段，兩者是同時進行的。

圖3 挖掘機執(zhí)行器位移曲線

3.1 原系統(tǒng)仿真結(jié)果

圖4所示為挖掘機執(zhí)行器的速度曲線，可以看出其運行相對平穩(wěn)。在=15.3 s時,鏟斗液壓缸速度波動，原因是卸載過程鏟斗液壓缸工況發(fā)生變化，從超越縮回變?yōu)樨?fù)載縮回，兩腔壓力波動導(dǎo)致速度波動。

圖4 原系統(tǒng)挖掘機執(zhí)行器速度曲線

圖5所示為斗桿與鏟斗做挖掘復(fù)合動作時泵出口壓力與液壓缸腔壓曲線。1～4.4 s時，斗桿液壓缸無桿腔壓力比鏟斗液壓缸無桿腔壓力更接近泵出口壓力；4.4～6 s時，鏟斗液壓缸無桿腔壓力比斗桿液壓缸無桿腔壓力更接近泵出口壓力，原因是4.4～6 s內(nèi)鏟斗液壓缸負(fù)載大于斗桿液壓缸，最高負(fù)載執(zhí)行器從斗桿液壓缸變?yōu)殓P斗液壓缸。在1～4 s時，可以進行壓力調(diào)控，提高鏟斗液壓缸無桿腔壓力，使其進油比例閥口壓降減小。

圖5 原系統(tǒng)挖掘動作泵出口壓力與液壓缸腔壓曲線 圖6 原系統(tǒng)卸載動作泵出口壓力與液壓缸腔壓曲線

圖6所示為斗桿與鏟斗卸載復(fù)合動作時泵出口壓力與液壓缸腔壓曲線。15～20 s內(nèi)斗桿液壓缸有桿腔壓力始終比鏟斗液壓缸有桿腔壓力更接近泵出口壓力，原因是斗桿液壓缸受力始終大于鏟斗液壓缸，一直是最高負(fù)載執(zhí)行器。在15～20 s，可以進行壓力調(diào)控，提高鏟斗液壓缸有桿腔壓力，使其進油比例閥口壓降減小。

圖7所示為鏟斗液壓缸進出油比例閥芯相對位移和閥口壓差曲線。1～6 s內(nèi)鏟斗液壓缸無桿腔進油有桿腔回油，1～4.2 s內(nèi)無桿腔比例閥芯最大相對位移的絕對值為41%，最高閥口壓差為5.05 MPa，4.8～6 s內(nèi)無桿腔比例閥芯相對位移的絕對值為100%，最高閥口壓差為0.25 MPa。在1～4 s內(nèi)，可以通過壓力調(diào)控將進油比例閥芯相對位移的絕對值增大到100%，并且降低其閥口壓損。15～20 s內(nèi)鏟斗液壓缸有桿腔進油無桿腔回油，有桿腔比例閥芯最大相對位移的絕對值為15%，最高閥口壓差為6.61 MPa。在15～20 s內(nèi)，可以通過壓力調(diào)控將進油比例閥芯相對位移的絕對值增大到100%，并且降低其閥口壓損。

圖7 原系統(tǒng)鏟斗液壓缸進出油比例閥芯相對位移和閥口壓差曲線

圖8所示為鏟斗液壓缸進出油比例閥功率與能量損失曲線。1～6 s為挖掘過程，鏟斗液壓缸無桿腔比例閥功率損失峰值為2.46 kW，該時間段共計消耗4.56 kJ能量；15～20 s為卸載過程，鏟斗液壓缸有桿腔比例閥功率損失峰值為1.60 kW，該時間段共計消耗5.36 kJ能量。

圖8 原系統(tǒng)鏟斗液壓缸進出油比例閥功率與能量損失曲線

3.2 新系統(tǒng)仿真結(jié)果

圖9所示為非驅(qū)動腔壓力調(diào)控下挖掘機執(zhí)行器的速度曲線，可以看出新系統(tǒng)具有與舊系統(tǒng)相同的控制性能。

圖9 新系統(tǒng)挖掘機執(zhí)行器速度曲線

圖10所示為非驅(qū)動腔壓力調(diào)控下斗桿與鏟斗進行挖掘復(fù)合動作時泵出口壓力與液壓缸腔的壓力曲線。1～6 s內(nèi)，在壓力調(diào)控單元的干預(yù)下，鏟斗液壓缸有桿腔壓力升高，使得鏟斗液壓缸無桿腔壓力升高到接近泵出口壓力。

圖10 新系統(tǒng)挖掘動作泵出口壓力與液壓缸腔壓曲線 圖11 新系統(tǒng)卸載動作泵出口壓力與液壓缸腔壓曲線

圖11所示為非驅(qū)動腔壓力調(diào)控下斗桿與鏟斗進行卸載復(fù)合動作時泵出口壓力與液壓缸腔的壓力曲線。15～20 s內(nèi)，在壓力調(diào)控單元的干預(yù)下，鏟斗液壓缸無桿腔壓力升高，使得鏟斗液壓缸有桿腔壓力升高到接近泵出口壓力。

圖12所示為非驅(qū)動腔壓力調(diào)控下鏟斗液壓缸進出油比例閥芯相對位移和閥口壓差曲線。1～6 s內(nèi)，在壓力調(diào)控單元的干預(yù)下，無桿腔比例閥芯最大相對位移的絕對值為100%，在2～6 s內(nèi)，無桿腔比例閥芯相對位移的絕對值達(dá)到100%時，最高閥口壓差為0.5 MPa；15～20 s內(nèi)，在壓力調(diào)控單元的干預(yù)下有桿腔比例閥芯最大相對位移的絕對值為100%，在16.2～20 s有桿腔比例閥芯相對位移的絕對值達(dá)到100%時，最高閥口壓差為0.18 MPa。

圖12 新系統(tǒng)鏟斗液壓缸進出油比例閥芯相對位移和閥口壓差曲線

圖13所示為非驅(qū)動腔壓力調(diào)控下鏟斗液壓缸進出油比例閥功率與能量損失曲線。1～6 s為挖掘過程，鏟斗液壓缸無桿腔比例閥功率損失峰值為0.26 kW，并在壓力調(diào)控單元將進油比例閥芯相對位移調(diào)控到100%后迅速下降，該時間段共消耗0.71 kJ能量；15～20 s為卸載過程，鏟斗液壓缸有桿腔比例閥功率損失峰值為0.21 kW，并在壓力調(diào)控單元將進油比例閥芯相對位移調(diào)控到100%后迅速下降，該時間段共消耗0.25 kJ能量。

圖13 鏟斗液壓缸進出油比例閥功率與能量損失曲線

圖14所示為電動機/發(fā)電機功率-能量特性曲線。在1～6 s挖掘動作期間，新系統(tǒng)能通過壓力調(diào)控提高鏟斗液壓缸非驅(qū)動腔壓力，進而提高驅(qū)動腔壓力，減小進油節(jié)流損失并回收能量，最大回收功率為1.58 kW，共計回收2.90 kJ電能；7～10 s內(nèi)電動機/發(fā)電機驅(qū)動液壓泵/馬達(dá)完成動臂舉升動作，最大功率為10.46 kW，共消耗19.60 kJ電能；13～14 s內(nèi)電動機/發(fā)電機回收上車動能，最大回收功率為4.10 kW，共回收1.99 kJ電能；在15～20 s卸載動作期間，最大回收功率1.26 kW，共回收4.06 kJ電能；23～24 s為上車反轉(zhuǎn)期間，最大回收功率為4.36 kW，共計回收2.18 kJ電能；25～28 s內(nèi)電動機/發(fā)電機回收動臂重力勢能，最大回收功率為4.98 kW，共回收8.47 kJ電能；在整個挖掘循環(huán)完成后，電動機/發(fā)電機能量收支平衡。

圖14 新系統(tǒng)電動機/發(fā)電機功率-能量特性曲線

3.3 新舊系統(tǒng)能效特性對比分析

壓力調(diào)控提高輕載執(zhí)行器非驅(qū)動腔壓力，是通過添加額外負(fù)載的手段來減小相應(yīng)進油閥口節(jié)流損失。因此，考察變量泵、柴油機輸出能效特性與油耗量就顯得尤為重要。

圖15所示為新舊系統(tǒng)變量泵液壓功率特性曲線。在1～6 s挖掘動作期間，原系統(tǒng)變量泵最大液壓功率為21.12 kW，新系統(tǒng)變量泵最大液壓功率為21.16 kW，此階段新系統(tǒng)變量泵最大液壓功率相對增加了0.19%；7～10 s內(nèi)為動臂舉升動作，新系統(tǒng)的動作是由電動機/發(fā)電機驅(qū)動液壓泵/馬達(dá)完成的，變量泵液壓功率為0；其他時間段新系統(tǒng)變量泵液壓功率均略小于或等于舊系統(tǒng)變量泵液壓功率，沒有明顯增加變量泵負(fù)擔(dān)。

圖15 新舊系統(tǒng)變量泵液壓功率特性曲線

圖16所示為新舊系統(tǒng)柴油機輸出功率-能量特性曲線。柴油機輸出功率與變量泵液壓功率變化情況類似，因此，主要分析挖掘循環(huán)過程新系統(tǒng)的柴油機節(jié)能比例。原系統(tǒng)柴油機輸出能量為151.47 kJ，新系統(tǒng)柴油機輸出能量為131.45 kJ，柴油機輸出能量相對減小20.02 kJ，節(jié)能比例為13.22%。

圖16 柴油機輸出功率-能量特性曲線

圖17所示為新舊系統(tǒng)柴油機油耗量曲線，可知整個挖掘循環(huán)期間，原系統(tǒng)中柴油機油耗量為11.71 g，新系統(tǒng)中柴油機油耗量為10.24 g，新系統(tǒng)燃油消耗量相對減少了12.55%，略小于節(jié)能比例13.22%的原因是新系統(tǒng)中柴油機工作于低效區(qū)的時間比舊系統(tǒng)長。

圖17 柴油機油耗量曲線

4 結(jié)論

本文作者以6 t進出口獨立控制液壓挖掘機為研究對象，采用額定功率為15 kW的電動機/發(fā)電機與排量為45 cm的液壓泵/馬達(dá)構(gòu)成的壓力調(diào)控單元，通過壓力調(diào)控數(shù)學(xué)模型實時調(diào)控非最高負(fù)載執(zhí)行器非驅(qū)動腔壓力，進而控制驅(qū)動腔壓力，使得其進油比例閥全開，減小節(jié)流損失并回收能量，同時還可以回收執(zhí)行機構(gòu)動勢能。

新提出的非驅(qū)動腔壓力調(diào)控液壓挖掘機系統(tǒng)具有與進出口獨立控制系統(tǒng)相同的控制性能。在相同的工況下，在一個標(biāo)準(zhǔn)挖掘循環(huán)內(nèi)，與原系統(tǒng)相比，新系統(tǒng)燃油消耗量減少了12.55%，柴油機輸出能量相對減小20.02 kJ，節(jié)能比例為13.22%。