羅琬先 陳柏金 顏笑鵬

華中科技大學(xué)材料成形與模具技術(shù)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，武漢，430074

0 引言

節(jié)能降耗一直是液壓領(lǐng)域所關(guān)注的課題，在滿足工藝要求的前提下，降低電機(jī)功率和能量損耗對(duì)液壓機(jī)具有非常重要的意義。液壓機(jī)特別是鍛造液壓機(jī)一般采用油泵直接傳動(dòng)，由電動(dòng)機(jī)直接帶動(dòng)油泵工作，油泵將機(jī)械能轉(zhuǎn)換為油液的壓力能，液壓缸驅(qū)動(dòng)活動(dòng)橫梁完成工作。鍛造液壓機(jī)的一個(gè)完整工作循環(huán)一般由空落行程、工作行程、回程及停止階段組成［1］。在液壓機(jī)的一個(gè)工作周期內(nèi)，停止階段，電動(dòng)機(jī)帶動(dòng)油泵空轉(zhuǎn)；空落行程、回程階段負(fù)載很輕，液壓系統(tǒng)所需的驅(qū)動(dòng)功率較??；在工作行程階段，工件需要克服變形抗力做功，液壓缸壓力高，液壓系統(tǒng)的驅(qū)動(dòng)功率大，液壓機(jī)電機(jī)功率一般按照最大工作壓力和最大速度確定。目前，大中型鍛造液壓機(jī)的裝機(jī)功率高達(dá)幾百甚至上千千瓦，液壓機(jī)啟動(dòng)后，電機(jī)不間斷工作，大功率電機(jī)多數(shù)時(shí)刻帶動(dòng)油泵空轉(zhuǎn)或低負(fù)荷運(yùn)行，電機(jī)能量在整個(gè)工作運(yùn)行過(guò)程中不能被充分利用，耗電量巨大，能量浪費(fèi)嚴(yán)重［2］。

近幾年，有關(guān)鍛造液壓機(jī)節(jié)能技術(shù)的研究集中在電液比例控制技術(shù)、變頻調(diào)速技術(shù)、液壓蓄能器等方面［3-5］，但對(duì)飛輪應(yīng)用于液壓機(jī)的研究則較少。GAO等［6］利用變頻電機(jī)與變量泵的復(fù)合容積調(diào)速方式，通過(guò)匹配各階段所需能量，得到最佳的電機(jī)轉(zhuǎn)速和油泵輸出流量。姚靜等［7］設(shè)計(jì)了一種由變頻直驅(qū)泵與蓄能器結(jié)合起來(lái)的新型泵-蓄能器復(fù)合動(dòng)力源系統(tǒng)，實(shí)現(xiàn)了低裝機(jī)功率下動(dòng)力源無(wú)溢流穩(wěn)壓輸出。管成［8］設(shè)計(jì)了機(jī)械-液壓復(fù)合式節(jié)能系統(tǒng)，配合使用飛輪和蓄能器來(lái)實(shí)現(xiàn)節(jié)能。意大利SITI公司的MACTNUM05系列節(jié)能型全自動(dòng)液壓壓磚機(jī)［9］由飛輪代替液壓系統(tǒng)中的蓄能器，靠皮帶打滑驅(qū)動(dòng)飛輪，但該節(jié)能方法只適合于公稱壓力較小的液壓機(jī)。AHN等［10］利用離合器使飛輪在液壓系統(tǒng)中釋放和儲(chǔ)存能量。

當(dāng)前，飛輪因其儲(chǔ)能能力強(qiáng)、使用成本低、結(jié)構(gòu)緊湊而廣泛應(yīng)用于機(jī)械壓力機(jī)，但飛輪應(yīng)用于液壓機(jī)的方法尚不完善。在已有的方法中，飛輪儲(chǔ)能能力受電機(jī)轉(zhuǎn)差率和過(guò)載能力限制，電機(jī)容易因過(guò)載而被燒毀，依靠皮帶打滑、離合器驅(qū)動(dòng)的飛輪很難滿足鍛造液壓機(jī)的工作需求。本文針對(duì)飛輪儲(chǔ)能技術(shù)用于液壓系統(tǒng)的現(xiàn)狀，結(jié)合變頻調(diào)速技術(shù)的優(yōu)點(diǎn)，提出一種變頻驅(qū)動(dòng)飛輪油泵的動(dòng)力單元系統(tǒng)，并設(shè)計(jì)一套動(dòng)力單元實(shí)驗(yàn)裝置，由控制器控制飛輪能量的儲(chǔ)存與釋放，通過(guò)變頻調(diào)速使飛輪在低負(fù)荷時(shí)存儲(chǔ)能量，在滿負(fù)荷時(shí)釋放能量。該動(dòng)力單元能夠滿足鍛造液壓機(jī)工作需求，且克服了飛輪儲(chǔ)能力受電機(jī)轉(zhuǎn)差率和過(guò)載能力限制的缺點(diǎn)，大大降低系統(tǒng)裝機(jī)功率和設(shè)備投入成本。

1 液壓動(dòng)力單元實(shí)驗(yàn)裝置

1.1 液壓動(dòng)力單元實(shí)驗(yàn)裝置原理

液壓動(dòng)力單元實(shí)驗(yàn)裝置工作原理如圖1所示。實(shí)驗(yàn)裝置由電機(jī)提供源動(dòng)力，飛輪在低負(fù)荷時(shí)儲(chǔ)存能量，滿負(fù)荷時(shí)釋放能量；控制器的D/A模塊輸出電壓信號(hào)，控制比例溢流閥工作，模擬負(fù)載壓力變化；壓力傳感器檢測(cè)油泵的實(shí)際輸出壓力，通過(guò)A/D模塊處理后反饋到控制器；飛輪邊緣設(shè)有均勻分布的小孔，通過(guò)接近開(kāi)關(guān)記錄經(jīng)過(guò)飛輪相鄰兩孔的時(shí)間間隔，獲得飛輪瞬時(shí)轉(zhuǎn)速；控制器獲得的飛輪瞬時(shí)轉(zhuǎn)速經(jīng)過(guò)信號(hào)處理，通過(guò)D/A模塊轉(zhuǎn)換成變頻器輸入信號(hào)，使得電機(jī)變頻調(diào)速；通過(guò)A/D模塊測(cè)量變頻器模擬輸出信號(hào)，獲得電機(jī)輸出功率；控制器存儲(chǔ)壓力、轉(zhuǎn)速、輸出功率的數(shù)據(jù)，并上傳至電腦。

圖1 動(dòng)力實(shí)驗(yàn)裝置工作原理圖Fig.1 Principle of power experimental device

1.2 實(shí)驗(yàn)裝置組成

液壓動(dòng)力單元實(shí)驗(yàn)裝置主要部件及參數(shù)如下：三相交流異步電動(dòng)機(jī)Y2-160L-4（額定功率15 kW，額定轉(zhuǎn)速1 450 r/min）；HD-A2FO斜軸式軸向柱塞定量泵（排量為32 mL/r）；飛輪（轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為1.12 kg·m2）；比例溢流閥HD-DBEM1030B315YM；變頻器MS2000-7R5G/011P-4；單片機(jī)控制器CPU為AT89S52，外擴(kuò)12位A/D、D/A芯片、顯示屏、串口芯片等。圖2為控制器硬件系統(tǒng)框架圖。

圖2 控制器硬件系統(tǒng)框架圖Fig.2 Controller hardware system frame diagram

2 液壓動(dòng)力單元理論分析

式中，q為極對(duì)數(shù)，q=2；U1為電機(jī)定子側(cè)電壓，U1=380 V；ω1為角頻率，ω1=2πf；f為電機(jī)運(yùn)行頻率；s為轉(zhuǎn)差率；R1為定子電阻；R2為轉(zhuǎn)子電阻，R2=0.95 Ω；L1為定子電感；L2為轉(zhuǎn)子電感。

s很小時(shí)，可忽略式（1）分母中含s的各項(xiàng)，則有

2.1 液壓動(dòng)力單元數(shù)學(xué)模型

異步電機(jī)的數(shù)學(xué)模型是一個(gè)高階、非線性、強(qiáng)耦合的多變量系統(tǒng)，在變頻工作方式下，其動(dòng)態(tài)過(guò)程的電磁方程組極其復(fù)雜。對(duì)于液壓系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)過(guò)程而言，電機(jī)電磁瞬間變化過(guò)程很短，不考慮電機(jī)的電磁變化后，電機(jī)電磁轉(zhuǎn)矩公式為

本實(shí)驗(yàn)裝置中，變頻器采用恒壓頻比帶定子壓降補(bǔ)償?shù)目刂品绞?，基本上保持磁通Φm在各級(jí)轉(zhuǎn)速上都為恒值，最大轉(zhuǎn)矩保持不變，如圖3所示。

圖3 恒轉(zhuǎn)矩調(diào)速方式時(shí)電機(jī)的機(jī)械特性Fig.3 Mechanical properties of electrical motor in constant torque speed control mode

在式（2）中有

式中，n0為電機(jī)定子轉(zhuǎn)速，r/min；n為電機(jī)轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速（瞬時(shí)轉(zhuǎn)速），r/min。

則可進(jìn)一步化簡(jiǎn)得

由機(jī)械系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)可知［11］，液壓動(dòng)力單元的動(dòng)力學(xué)方程為

式中，TR為等效負(fù)載轉(zhuǎn)矩；Ti為電機(jī)轉(zhuǎn)矩；J為電機(jī)和飛輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。

電機(jī)滿負(fù)荷工作時(shí)，電機(jī)電磁轉(zhuǎn)矩為額定值，此時(shí)電機(jī)轉(zhuǎn)矩平衡方程為

式中，TN為電機(jī)的額定轉(zhuǎn)矩，TN=95.5 N·m；TR為等效負(fù)載轉(zhuǎn)矩，N·m；BT為電機(jī)軸阻尼系數(shù)，BT=0.02 N·m·s/rad。

負(fù)載轉(zhuǎn)矩即為油泵的輸出轉(zhuǎn)矩，電機(jī)負(fù)載等效轉(zhuǎn)矩

式中，p為泵出口壓力，Pa；qV為泵的排量，qV=32 mL/r；η為油泵效率，η=0.92。

電機(jī)轉(zhuǎn)速隨著負(fù)載增加而連續(xù)變化，控制器根據(jù)飛輪瞬時(shí)轉(zhuǎn)速反饋信號(hào)連續(xù)變頻調(diào)速，在各級(jí)頻率下，保證Δn=n0-n相同，即電機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩相同。在本實(shí)驗(yàn)的變頻調(diào)速過(guò)程中，電機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩可近似認(rèn)為是不變的。設(shè)計(jì)飛輪時(shí)，應(yīng)從飛輪儲(chǔ)能時(shí)間、飛輪轉(zhuǎn)速變化幅度、液壓系統(tǒng)工作狀況等方面考慮，假設(shè)飛輪平均功率-P為電機(jī)功率的30%，轉(zhuǎn)速變化幅度和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量不能太大，在滿負(fù)荷工作下，電機(jī)定子轉(zhuǎn)速由n0=1 500 r/min降低到n1=1 000 r/min，滿負(fù)載工作時(shí)間t=1.5 s，由飛輪動(dòng)力單元守恒公式得飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為1.12 kg·m2，考慮電機(jī)和油泵的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，總轉(zhuǎn)動(dòng)慣量J=1.3 kg·m2。

2.2 液壓動(dòng)力單元理論變化曲線

以鐓粗工藝變形抗力變化曲線為例，實(shí)驗(yàn)通過(guò)控制油泵輸出壓力模擬負(fù)載變化，根據(jù)油泵輸出壓力變化，將動(dòng)力單元實(shí)驗(yàn)的一個(gè)工作周期分為低負(fù)荷加壓階段、工作加壓階段、卸壓階段、空載階段。

通過(guò)上述實(shí)驗(yàn)參數(shù)計(jì)算額定負(fù)載壓力大小，當(dāng)負(fù)載壓力小于18 MPa時(shí)，電動(dòng)機(jī)提供能量足夠克服負(fù)載做功，不需要飛輪提供能量；當(dāng)負(fù)載壓力大于18 MPa時(shí)，電機(jī)功率小于負(fù)載所需功率，僅靠電動(dòng)機(jī)無(wú)法滿足負(fù)載做功需求，需要飛輪提供剩余能量。負(fù)載最大壓力設(shè)為26 MPa，在低負(fù)荷階段，通過(guò)比例溢流閥控制輸出壓力，輸出壓力由0增加至18 MPa；工作加壓階段輸出壓力由18 MPa穩(wěn)定增加至26 MPa；卸壓階段輸出壓力由26 MPa降低至0，圖4所示為鐓粗變形抗力隨工作行程的變化曲線和模擬負(fù)載壓力變化隨時(shí)間的變化曲線。表1為模擬負(fù)載壓力變化實(shí)驗(yàn)參數(shù)。

圖4 墩粗變形抗力和模擬負(fù)載壓力變化曲線Fig.4 Curve of pier deformation force and simulated pressure

表1 模擬負(fù)載壓力變化實(shí)驗(yàn)參數(shù)Tab.1 Simulation parameters of roughing process

在工作加壓階段，油泵輸出壓力曲線方程為p=5.33t+18；在卸壓階段，壓力變化曲線方程為p=62-24t。電機(jī)工作轉(zhuǎn)速不同，電機(jī)輸出功率不同，分別在1 450 r/min、1 150 r/min、850 r/min工作轉(zhuǎn)速下，將以上參數(shù)代入電機(jī)轉(zhuǎn)矩平衡方程（式（7）），利用MATLAB計(jì)算得到負(fù)載轉(zhuǎn)矩大于電機(jī)轉(zhuǎn)矩時(shí)的電機(jī)轉(zhuǎn)速變化曲線，如圖5所示。

圖5 不同工作轉(zhuǎn)速下電機(jī)轉(zhuǎn)速變化曲線Fig.5 Variation of motor speed in different initial speed

根據(jù)電機(jī)轉(zhuǎn)速和壓力變化數(shù)據(jù)，以及電機(jī)功率公式PM=TNω和負(fù)載功率計(jì)算公式PL=TRω，可得到電機(jī)輸出功率和負(fù)載功率隨時(shí)間的變化曲線，如圖6所示。

圖6 不同工作轉(zhuǎn)速下電機(jī)功率和負(fù)載功率變化曲線Fig.6 Variations of motor power and load power in different initial speed

由圖5、圖6可以看出，當(dāng)負(fù)載功率大于電機(jī)輸出功率時(shí)，電機(jī)轉(zhuǎn)速降低，系統(tǒng)對(duì)電機(jī)變頻調(diào)速，電機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩不變，飛輪釋放能量，飛輪釋放的能量和電機(jī)輸出能量一起克服負(fù)載做功，直至最低轉(zhuǎn)速。當(dāng)電機(jī)功率大于負(fù)載功率時(shí)，變頻調(diào)速至初始工作轉(zhuǎn)速，飛輪儲(chǔ)存能量；電機(jī)輸出功率隨電機(jī)轉(zhuǎn)速降低而下降，由于輸出壓力和轉(zhuǎn)速的變化，負(fù)載功率呈先增大、后減小的變化規(guī)律；負(fù)載功率與電機(jī)功率之差即飛輪釋放的能量，工作轉(zhuǎn)速越高，飛輪提供的能量越多。工作轉(zhuǎn)速為850 r/min時(shí)，電機(jī)轉(zhuǎn)速由850 r/min降到420 r/min；工作轉(zhuǎn)速為1 150 r/min時(shí)，電機(jī)轉(zhuǎn)速由1 150 r/min降到700 r/min；工作轉(zhuǎn)速為1 450 r/min時(shí)，電機(jī)轉(zhuǎn)速由1 450 r/min降到1 045 r/min。

3 液壓動(dòng)力單元實(shí)驗(yàn)

3.1 實(shí)驗(yàn)方案

分別在不同工作轉(zhuǎn)速下，對(duì)液壓動(dòng)力單元實(shí)驗(yàn)裝置進(jìn)行模擬鐓粗工藝實(shí)驗(yàn)，圖7所示為動(dòng)力單元實(shí)驗(yàn)裝置，其實(shí)驗(yàn)參數(shù)見(jiàn)表1。通過(guò)D/A模塊控制比例溢流閥壓力，模擬一個(gè)工作周期4個(gè)階段輸出壓力的變化：輕負(fù)載加壓階段（0～18MPa）、工作加壓階段（18～26 MPa）、卸壓階段（26～0 MPa）、空載階段（準(zhǔn)0 MPa）。利用接近開(kāi)關(guān)記錄飛輪瞬時(shí)轉(zhuǎn)速，將處理后的轉(zhuǎn)速信號(hào)通過(guò)D/A模塊轉(zhuǎn)化成變頻器輸入信號(hào)，控制電機(jī)變頻調(diào)速，當(dāng)電機(jī)達(dá)到最低轉(zhuǎn)速時(shí)，D/A模塊輸出信號(hào)至工作頻率，電機(jī)回到初始工作轉(zhuǎn)速；通過(guò)壓力傳感器測(cè)量一個(gè)工作周期內(nèi)的系統(tǒng)壓力，通過(guò)A/D模塊測(cè)量變頻器模擬輸出端子電壓信號(hào)，獲得電機(jī)輸出功率；將數(shù)據(jù)上傳至電腦，并繪制成電機(jī)輸出功率和負(fù)載功率、轉(zhuǎn)速和壓力隨時(shí)間變化的曲線。

圖7 液壓動(dòng)力單元實(shí)驗(yàn)裝置Fig.7 Experimental device of hydraulic power unit

3.2 實(shí)驗(yàn)結(jié)果及分析

實(shí)驗(yàn)過(guò)程中，電機(jī)實(shí)際初始工作轉(zhuǎn)速分別為1 435 r/min、1 175 r/min、901 r/min，動(dòng)力單元實(shí)驗(yàn)在一個(gè)工作周期內(nèi)，電機(jī)輸出功率和負(fù)載功率、轉(zhuǎn)速和壓力隨時(shí)間變化見(jiàn)圖8～圖10，圖中t1為低負(fù)荷加壓階段時(shí)間，t2為工作加壓階段時(shí)間，t3為卸壓階段時(shí)間，t4為空載階段時(shí)間。

圖8 初始轉(zhuǎn)速為1 435 r/min時(shí)系統(tǒng)各參數(shù)變化曲線Fig.8 Variation of System parameters at 1 435 r/min initial speed

由圖8～圖10可知，在低負(fù)荷加壓階段，電機(jī)平穩(wěn)運(yùn)行，電機(jī)功率隨負(fù)載加壓上升至額定功率。工作加壓階段，負(fù)載壓力超過(guò)額定壓力，電機(jī)功率小于負(fù)載功率，電機(jī)轉(zhuǎn)速降低，負(fù)載功率和電機(jī)功率之間的能量差即飛輪釋放的能量。飛輪釋放的能量和電機(jī)輸出能量共同克服負(fù)載做功，電機(jī)輸出功率隨電機(jī)轉(zhuǎn)速下降而降低，負(fù)載功率先升高、后下降，系統(tǒng)壓力波動(dòng)較大，電機(jī)轉(zhuǎn)速呈小幅度階梯形下降。在卸壓階段，壓力不會(huì)瞬時(shí)完全釋放，電機(jī)轉(zhuǎn)速仍會(huì)下降，直到最低轉(zhuǎn)速，當(dāng)電機(jī)輸出功率大于負(fù)載功率時(shí)，電機(jī)轉(zhuǎn)速開(kāi)始上升，此時(shí)飛輪儲(chǔ)存能量，電機(jī)轉(zhuǎn)速回到初始工作轉(zhuǎn)速。

圖9 初始轉(zhuǎn)速為1 175 r/min時(shí)系統(tǒng)各參數(shù)變化曲線Fig.9 Variation of System parameters at 1 175 r/min initial speed

圖10 初始轉(zhuǎn)速為901 r/min時(shí)系統(tǒng)各參數(shù)變化曲線Fig.10 Variation of System parameters at 901 r/min initial speed

由于飛輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量大，電機(jī)轉(zhuǎn)速響應(yīng)變慢，當(dāng)負(fù)載壓力增加時(shí)，電機(jī)轉(zhuǎn)速下降，變頻器對(duì)電機(jī)變頻調(diào)速，受磁滯效應(yīng)、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和實(shí)驗(yàn)誤差等因素的影響，電機(jī)轉(zhuǎn)速、油泵流量響應(yīng)不及時(shí)，轉(zhuǎn)速呈階梯形變化，系統(tǒng)壓力波動(dòng)增大；但總體而言，轉(zhuǎn)速變化、電機(jī)功率和負(fù)載功率變化規(guī)律與理論變化規(guī)律是一致的。

考慮普通電機(jī)-油泵動(dòng)力系統(tǒng)，按照最大壓力和速度確定裝機(jī)功率，并將圖8～圖10數(shù)據(jù)整理至表2。

表2 不同工作轉(zhuǎn)速下的實(shí)驗(yàn)結(jié)果Tab.2 Results of experiment in different work speed

如表2所示，當(dāng)負(fù)載功率大于電機(jī)輸出功率，工作轉(zhuǎn)速為1 435 r/min時(shí)，電機(jī)轉(zhuǎn)速降低至914 r/min，系統(tǒng)裝機(jī)功率下降34.9%；工作轉(zhuǎn)速為1 175 r/min時(shí)，電機(jī)實(shí)際轉(zhuǎn)速下降至748 r/min，系統(tǒng)裝機(jī)功率下降33.3%；工作轉(zhuǎn)速為901 r/min時(shí)，電機(jī)實(shí)際轉(zhuǎn)速下降至392 r/min，系統(tǒng)裝機(jī)功率下降34.8%。電機(jī)輸出功率越高，飛輪具有的能量越大。電機(jī)在901 r/min工作轉(zhuǎn)速下，電機(jī)轉(zhuǎn)速低，電機(jī)變頻調(diào)速時(shí)，電機(jī)發(fā)熱量大，液壓泵吸油性能變差。

4 結(jié)論

（1）針對(duì)鍛造液壓機(jī)裝機(jī)功率大、鍛造工況能耗損失較大的問(wèn)題，結(jié)合飛輪儲(chǔ)能和變頻調(diào)速技術(shù)，提出變頻驅(qū)動(dòng)飛輪油泵動(dòng)力系統(tǒng)。相比于以最大壓力和速度確定裝機(jī)功率的電機(jī)-油泵動(dòng)力系統(tǒng)，本文提出的變頻驅(qū)動(dòng)飛輪油泵動(dòng)力系統(tǒng)，在相同的工況和實(shí)驗(yàn)條件下，飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為1.12 kg·m2，電機(jī)轉(zhuǎn)速變化幅度在500 r/min左右，可使系統(tǒng)裝機(jī)功率至少降低30%。

（2）本動(dòng)力單元電機(jī)轉(zhuǎn)速變化幅度不受電機(jī)過(guò)載能力和轉(zhuǎn)差率限制，相比電機(jī)-飛輪-油泵系統(tǒng)，提高了飛輪儲(chǔ)存能力，電機(jī)不會(huì)因過(guò)載發(fā)熱而燒毀。

（3）電機(jī)低轉(zhuǎn)速工作時(shí)，在變頻調(diào)速過(guò)程中發(fā)熱比較嚴(yán)重，液壓泵吸油性能變差。

（4）變頻驅(qū)動(dòng)飛輪油泵動(dòng)力系統(tǒng)工作特性與材料成形裝備的工藝特性基本一致，系統(tǒng)輸出壓力隨工藝所需能量變化，在選擇合理的飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和電機(jī)轉(zhuǎn)速變化幅度下，低裝機(jī)功率下的動(dòng)力系統(tǒng)能夠滿足工藝所需能量，且系統(tǒng)工作穩(wěn)定。

［1］ 趙旭哲.大中型液壓機(jī)節(jié)能方式的探討［J］.流體傳動(dòng)與控制，2015，68（1）：1-5.ZHAO Xuzhe.Discussion in Energy-saving Way of Medium&Large Hydraulic Machine［J］.Fluid Power Transmission and Control，2015，68（1）：1-5.

［2］ ZHAO Kai，LIU Zhifeng，YU Suiran，et al.Analytical Energy Dissipation in Large and Medium-sized Hydraulic Press［J］.Journal of Cleaner Production，2015，103：908-915.

［3］ 高峰，郭為忠，宋清玉，等.重型制造裝備國(guó)內(nèi)外研究與發(fā)展［J］.機(jī)械工程學(xué)報(bào)，2010，46（19）：92-107.GAO feng，GUO Weizhong，SONG Qingyu，et al.Current Development of Heavy-duty Manufacturing Equipments［J］.Journal of Mechanical Engineering，2010，46（19）：92-107.

［4］ 姚永剛，趙敬云.交流變頻液壓調(diào)速系統(tǒng)的發(fā)展及研究綜述［J］.液壓與氣動(dòng)，2005（11）：37-40.YAO Yonggang，ZHAO Jingyun.Development and Research Overview of AC Variable Frequency Hydraulic Speed Regulation System［J］.Chinese Hydraulics&Pneumatics，2005（11）：37-40.

［5］ 韓長(zhǎng)儀.液壓系統(tǒng)節(jié)能方法基礎(chǔ)研究［D］.沈陽(yáng)：東北大學(xué)，2010.HAN Changyi.The Fundamental Study on Energy-saving Methods of Hydraulic System ［D］.Shenyang：Northeastern University，2010.

［6］ GAO M，LI X，HUANG H，et al.Energy-saving Methods for Hydraulic Presses Based on Energy Dissipation Analysis［J］.Procedia CIRP，2016，48：331-335.

［7］ 姚靜，李彬，宋豫，等.基于變頻調(diào)節(jié)的快鍛液壓系統(tǒng)節(jié)能與控制研究［J］.中國(guó)機(jī)械工程，2015，26（6）：749-755.YAO Jing，LI Bin，SONG Yu，et al.Study on Hydraulic Press Fast Forging Energy-saving and Control System Based on Variable Frequency Adjustment［J］.China Mechanical Engineering，2015，26（6）：749-755.

［8］ 管成.液壓機(jī)的機(jī)械-液壓復(fù)合式節(jié)能液壓系統(tǒng)的研究與應(yīng)用［D］.杭州：浙江大學(xué)，2002.GUAN Cheng.Research and Application on the Mechanical Hydraulic Compound Energy-saving Hydraulic System in Hydraulic Press［D］.Hangzhou：Zhejiang University，2002.

［9］ 馮瑞陽(yáng)，馮長(zhǎng)印.意大利SITI公司MACTNUM05系列節(jié)能型全自動(dòng)液壓壓磚機(jī)液壓系統(tǒng)綜合分析［J］.陶瓷，2000，144（2）：33-37.FENG Ruiyang，F(xiàn)ENG Changyin.Synthetical Discussion in Italy SITI Company’s Series of MACTNUM05 Energy-saving Fully Automatic Hydraulic Brick Press［J］.Ceramics，2000，144（2）：33-37.

［10］ AHN K K，CHO Y R，KIM J S，et al.A Study on the Energy Saving Hydraulic Control System Using CPS［C］//The 5th International Symposium on Fluid Power Transmission and Control.Qinhuangdao，2007：153-157.

［11］ 楊義勇，金德聞.機(jī)械系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)［M］.北京：清華大學(xué)出版社，2009：156-160.YANG Yiyong，JIN Dewen.Mechanical Dynamics［M］.Beijing：TsinghuaUniversityPress，2009：156-160.