丁孺琦 江 來 李 剛 木學山 李望篤

(1.華東交通大學載運工具與裝備教育部重點實驗室， 南昌 330013； 2.江蘇八達重工科技有限公司， 徐州 221400；3.華東交通大學南昌市車輛智能裝備與控制重點實驗室， 南昌 330013)

0 引言

液壓傳動系統(tǒng)具有高功率密度比、響應速度快、高剛度和高負載能力等特點，因此已在各種類型的移動重載機械中得到廣泛的應用[1-2]。不同于電力驅(qū)動系統(tǒng)，傳統(tǒng)液壓驅(qū)動系統(tǒng)在能量效率上存在兩個問題：一方面，單泵為多個執(zhí)行機構(gòu)提供液壓機械臂到達目標位置所需的壓力和流量。但由于機械臂上每個執(zhí)行器的負載存在差異，導致系統(tǒng)中各個執(zhí)行器的壓力各不相同，而單泵又無法為每個執(zhí)行器提供適當?shù)膲毫Γ虼嗽斐闪溯^大進口壓力損失[3-4]。另一方面，傳統(tǒng)比例方向閥進、出口的節(jié)流面積通過閥體內(nèi)一根閥芯的位移來耦合調(diào)節(jié)，雖然系統(tǒng)具有易于操作、魯棒性強等優(yōu)點[5-6]，但是在使進油閥口達到目標開度的同時，無法讓出油閥口開度盡可能的大(甚至全開)，導致背腔壓力過大，進而產(chǎn)生較大的出口壓力損失。此外,采用這種耦合式控制閥的液壓系統(tǒng)，無法回收利用能量，造成了較大的能量損失。

為降低傳統(tǒng)液壓系統(tǒng)的節(jié)流口壓力損失，常采用的方法是使系統(tǒng)壓力適應于最高負載壓力[7]，如負載敏感(LS)系統(tǒng)。這種液壓系統(tǒng)只能有效降低系統(tǒng)的進口壓力損失，但是出口壓力無法控制，并且能量無法再生，故能耗仍不能保證最優(yōu)。為能夠進行能量再生，另一種方法是通過能源再生系統(tǒng)(ERS)來構(gòu)建混合動力系統(tǒng)[8]。常見的液壓型ERS(如蓄能器)現(xiàn)已經(jīng)應用于叉車、挖掘機、起重機等各種液壓驅(qū)動系統(tǒng)[9-10]。然而，它們常常只用于重載(如挖掘機動臂)執(zhí)行器回收勢能，并未考慮其他輕載執(zhí)行器[11-12]，且不能降低進出口壓力損失。所以，僅通過ERS不能獲得多執(zhí)行機構(gòu)液壓機械的最優(yōu)能量效率。因此，在降低出口壓力損失的同時，進行能量再生是提高液壓系統(tǒng)能效的關(guān)鍵。

負載口獨立控制通過打破進出口結(jié)構(gòu)耦合，可提高系統(tǒng)控制自由度[13]，基于此設(shè)計多種液壓回路以實現(xiàn)不同的功能，例如通過改變液壓回路實現(xiàn)壓力或流量再生與回收以及速度與壓力的復合控制等。針對速度/壓力多模式控制，文獻[14-15]分析并驗證了復合控制耦合程度與系統(tǒng)不同工作參數(shù)之間的關(guān)系，為改善負載口獨立系統(tǒng)多變量控制性能提供了理論參考。文獻[16]應用負載口獨立控制實現(xiàn)大慣量回轉(zhuǎn)的位置/速度復合控制，提高了控制性能并降低了能耗。文獻[17]通過間接自適應魯棒控制解決了內(nèi)部參數(shù)不確定性問題，并對負載口獨立控制系統(tǒng)進行完全解耦，實現(xiàn)了良好的節(jié)能效果及軌跡跟蹤性能。針對液壓回路模式變換，文獻[18]提出了多種回路模式切換方法并在挖掘機上驗證其節(jié)能特性。文獻[19-20]提出并采用了一種平滑模式切換算法，該算法可將損耗降至最低并實現(xiàn)良好的運動跟蹤。為進一步提高節(jié)能特性，文獻[21]采用泵閥協(xié)調(diào)控制的負載口獨立控制技術(shù)，文獻[22]提出一種基于負載口獨立排量-雙壓力復合控制方法，但是這兩項研究對象均不是移動液壓設(shè)備。文獻[23-24]研究了液壓挖掘機的動臂、斗桿和回轉(zhuǎn)馬達三執(zhí)行器負載口獨立控制系統(tǒng)動靜態(tài)性能和能耗特性。

為了滿足液壓重載機械臂對能效的更高要求，本文設(shè)計3種能量再生液壓回路。通過負載口獨立多模式切換控制方法，使系統(tǒng)可以針對當前負載工況特點，使液壓回路切換至對應的高能效回路模式，以實現(xiàn)能量回收利用；在此基礎(chǔ)上，提出各工作模式下閥的壓力/流量控制方式，在保證運動跟蹤能力的同時，更大程度上降低出口壓力損失。最后以2 t小型挖掘機為例，對典型周期運動的節(jié)能特性進行評價。

1 能耗分析

在傳統(tǒng)移動液壓重載機械中，液壓泵將來自電機或內(nèi)燃機的機械能轉(zhuǎn)換成液壓系統(tǒng)的液壓能，然后通過控制閥分配到多個執(zhí)行器中，并轉(zhuǎn)化為負載動能和勢能，其能量傳遞路線如圖1所示。

設(shè)動力源向泵輸入的機械能為E，由于泵傳遞動力時存在機械摩擦和泄漏，因此泵的能量效率計算式為

ηp=ηmηv

(1)

式中ηp——泵的能量效率

ηm——泵的機械效率

ηv——泵的容積效率

其中，機械效率決定機械損失Em，容積效率決定容積損失容積Ev，而容積效率ηv主要是由泵泄漏量決定，而泄漏量與壓力、斜盤傾角及轉(zhuǎn)速相關(guān)，故泵的容積效率計算式為

(2)

式中Cp——泵的泄漏系數(shù)

ps——系統(tǒng)壓力，Pa

nm——泵的轉(zhuǎn)速,r/min

Vp——泵的額定排量,m3/r

對于工作時長從t0到t1的連續(xù)工作過程，泵的供能Es計算式為

(3)

式中Es——泵向液壓系統(tǒng)提供的能量,J

t0、t1——連續(xù)工作的起始和結(jié)束時間,s

qs——泵的流量,m3/s

忽略泵的機械損失，根據(jù)式(1)～(3)可得泵輸出能量損失為

Ep=Ev=Es(1-ηv)

(4)

式中Ep——泵的輸出能量損失，J

當控制閥將泵輸送的液壓能分配到執(zhí)行器時，控制閥的進出口存在較大的壓力損失，進、出口壓力損失可表示為

Ein=Δpinqin

(5)

Eout=Δpoutqout

(6)

式中Ein、Eout——進、出口壓力損失，J

Δpin、Δpout——進、出閥口壓差，Pa

qin、qout——進、出閥口油液流量，m3/s

當負載下降時，勢能如果沒有被回收利用，則會在速度控制閥中轉(zhuǎn)換為熱能，使系統(tǒng)存在另一種形式節(jié)流損失——勢能損失Eg。

綜上所述，在如圖1所示的能量轉(zhuǎn)換過程中，影響能量效率主要有3種類型的能量損失:泵的機械損失和體積損失，以及閥口的節(jié)流損失。其液壓系統(tǒng)能量效率為

(7)

如圖2a所示，以典型雙執(zhí)行器LS系統(tǒng)為例，其主要由LS泵、比例方向閥、LS反饋回路組成。系統(tǒng)采用壓力閉環(huán)控制方式對電比例變量泵進行調(diào)節(jié)，兩負載容腔的實時壓力經(jīng)過LS反饋回路比較之后，將最大負載壓力反饋給系統(tǒng)，然后系統(tǒng)根據(jù)當前的最大負載壓力調(diào)整變量泵的斜盤傾角，使得泵的出口壓力ps高于最大負載壓力一定的壓力裕度，從而使得兩個負載進油口壓差Δpin能被有效降低。因此，如圖2b所示，LS系統(tǒng)能有效降低Ein。

但是，由于LS系統(tǒng)采用的是單閥芯比例方向閥，其進、出油閥口機械耦合，出油閥口的開度只能跟隨進油閥口的開度被動耦合調(diào)節(jié)，故在出油閥口處仍存在較大的壓差Δpout，所以LS系統(tǒng)仍存在較大出口壓力損失Eout。

此外，LS系統(tǒng)無論負載工況如何，系統(tǒng)負載的油液回路僅有一種普通工作模式(即：當油缸伸出時，油液從泵進入無桿腔，而有桿腔油液回流至油箱；當油缸縮回時，油液從泵進入有桿腔，無桿腔油液直接回流至油箱)。所以當負載1或負載2具有較大勢能并且負載方向和負載運動方向相同時，系統(tǒng)可以利用負載自身勢能為系統(tǒng)提供壓力和流量，但LS系統(tǒng)無法構(gòu)建能量再生工作回路模式，泵仍需給系統(tǒng)提供高壓流量，因此仍存在較大的勢能損失Eg1和Eg2。而造成這兩個方面能耗的根本原因是：單閥芯控制閥進出口存在機械耦合，使得負載工作模式以及閥控模式都很單一，系統(tǒng)無法根據(jù)負載特性切換至能效更優(yōu)的工作模式。

2 多模式切換

為提高液壓機械臂的能量效率，應擴展系統(tǒng)工作模式，并對其進行在線調(diào)整，以適應不同的負載特性。本研究設(shè)計的負載口獨立多模式切換控制系統(tǒng)(IMMS)，采用負載口獨立控制原理，在各執(zhí)行器的進、出油口分別配置相互獨立的電液控制閥，其單執(zhí)行器的系統(tǒng)油路連接方式如圖3所示。

與傳統(tǒng)液壓驅(qū)動系統(tǒng)相比，該系統(tǒng)的優(yōu)勢在于系統(tǒng)控制自由度可由1個增加至2個，因此可以分別在進出口控制閥上同時控制流量和壓力；此外，可以通過切換進出口控制閥改變執(zhí)行器油液回路，執(zhí)行器兩腔可以同時連通高壓或低壓油路，實現(xiàn)能量再生。

2.1 負載多模式切換

負載特性直接決定負載工作模式的選擇，所以應首先根據(jù)執(zhí)行器實際工作速度與負載方向定義負載類別。本文定義活塞桿伸出的方向為速度正方向，負載力阻礙活塞桿伸出的方向為負載力正方向。速度方向可根據(jù)指令速度判斷，負載力計算式為

FL=paAa-pbAb

(8)

式中FL——負載力，N

pa、pb——有桿腔和無桿腔壓力，Pa

Aa、Ab——有桿腔和無桿腔油液有效作用面積，m2

如圖4所示，在負載力與速度方向一致時，則定義負載為超越負載；如果速度方向為正且負載方向為負，則定義為超越伸出負載(Qua Ⅱ)；若速度方向為負且負載方向為正，則定位為超越縮回負載(Qua Ⅳ)。在負載力與速度方向相反時，定義負載為阻抗負載；如果速度方向為正，負載方向為正，則定義為阻抗伸出負載(Qua Ⅰ)；若速度方向為負，負載方向為負，則定義為阻抗縮回負載(Qua Ⅲ)。

根據(jù)上述定義的負載象限，除負載口獨立控制系統(tǒng)本身具有的四象限普通工作模式(Nor)之外,本研究還針對各象限負載特點設(shè)計了另外3種能量再生工作模式，分別為：高壓再生模式(HPR)、低壓縮回再生模式(LPRR)以及低壓伸出再生模式(LPER)，各工作模式執(zhí)行器油液回路方式如圖4所示。

當系統(tǒng)處于HPR模式時，執(zhí)行器處于差動連接，兩腔油液壓力相等，輸出力取決于執(zhí)行器兩腔油液有效作用面積之差，即：Aa-Ab?？紤]到系統(tǒng)負載能力受此面積差限制，故此負載象限下的普通模式(Nor)對重載執(zhí)行器具有更高的優(yōu)先級。因此，對于多執(zhí)行器的液壓系統(tǒng)而言，在滿足負載象限的條件下，只有非重載執(zhí)行器，系統(tǒng)才會切換至HPR模式下；否則，執(zhí)行器仍需要工作在此負載象限的普通模式下。

當超越負載作用于油缸(Qua Ⅱ、Qua Ⅳ)，系統(tǒng)則切換至對應的低壓縮回再生模式(LPRR)或低壓伸出再生模式(LPER)。這兩種能量再生模式(LPRR、LPER)的相同之處在于：油液靠負載自身作用于執(zhí)行器產(chǎn)生的壓力以引起流動，從而進行能量再生；不同之處在于：LPRR模式為無桿腔流量再生進入有桿腔，泵無需向該模式下的執(zhí)行器供油，而LPER模式為有桿腔流量再生進入無桿腔，因此泵仍需向執(zhí)行器無桿腔供應少量油液。

2.2 閥控策略多模式切換

閥的控制自由度由1個增加至2個后，系統(tǒng)可對負載進出口進行流量和壓力獨立控制，前者旨在跟蹤所需要的運動軌跡或速度[25]，而后者則可以控制另一側(cè)的閥口壓差，從而減小閥口壓力損失。在本研究中，流量控制采用計算流量反饋控制方式[25]，而壓力控制采用壓力反饋閉環(huán)控制方式或閥口全開壓力控制方式，如圖5a、5c、5d所示。

在計算流量反饋控制方式中，通過采集閥口兩端壓力信號并用計算流量的方式獲取當前閥口實際的流量。其閥的控制信號為

(9)

其中qe(t)=qref-qvqref=vrefAp

式中kp、ki、kd——PID比例、積分、微分系數(shù)

qe(t)——閥口目標流量和實際流量差值，L/min

qref——閥口目標流量,L/min

vref——操縱桿信號，V

Ap——操縱桿電壓對應目標流量比例系數(shù)，L/(min·V)

qv——閥口實際流量，L/min

而閥口的實際流量qv通過圖5b中已離線標定好的控制閥壓力流量特性曲線以及系統(tǒng)當前閥控電壓信號uv、閥口兩端實時壓差值Δp，進行在線辨識得出。

在壓力反饋閉環(huán)控制方式中，采用PID控制器，使當前執(zhí)行器容腔壓力追蹤設(shè)定的目標壓力(本文目標壓力取抗氣蝕的最小壓力0.2 MPa)，其閥控信號為

(10)

其中

Δpb=pb,ref-pb,act

式中 Δpb——當前執(zhí)行器容腔的目標壓力與實際壓力之差，Pa

為了使系統(tǒng)能在各負載模式下得到最優(yōu)節(jié)能和控制效果，應根據(jù)各負載模式的特性在執(zhí)行器的進出口控制閥合理配置上述閥控方式。本文所采用的負載口獨立控制的一般閥控策略為：進油閥口采用計算流量閥控方式，以根據(jù)負載目標速度來分配泵流量；在出油閥口采用壓力反饋控制方式，以降低背腔壓力。但是考慮到負載處于超越負載象限 (Qua Ⅱ和Qua Ⅳ)時，負載力和負載速度同向，若仍采用一般閥控策略，會由于負載力或速度過大，引發(fā)油腔吸空導致系統(tǒng)失穩(wěn)。所以本系統(tǒng)在Qua Ⅱ、Qua Ⅳ負載象限時的閥控策略為：出油閥控方式切換至計算流量控制方式，而進油閥口控制方式切換至閥口全開控制方式，以實現(xiàn)多模式切換系統(tǒng)能效最優(yōu)的同時，保證其運動跟蹤能力。各典型負載模式的閥控策略如圖6所示。

2.3 泵控策略

在泵的控制層面，考慮到傳統(tǒng)電液負載敏感控制方法存在響應滯后問題[25]，故采用帶流量前饋的電液負載敏感控制方法控制變量泵的排量，變量泵的斜盤傾角滿足

(11)

式中qi,ref——各執(zhí)行器所需流量，m3/s

θs,ref——泵的斜盤目標傾角，(°)

θs,max——泵的斜盤最大傾角，(°)

為了消除泵泄漏量與泵的壓力、密封件硬度以及油液粘度等因素的非線性依賴關(guān)系，從而在開環(huán)排量控制中獲得準確的斜盤傾角控制信號，采用離線標定的方法得到了泵排量、泵壓力、泵斜盤傾角、泵轉(zhuǎn)速之間映射關(guān)系，然后再運用標定好的映射關(guān)系，由當前目標流量、系統(tǒng)壓力以及泵的轉(zhuǎn)速在線確定泵的斜盤目標傾角。為了使系統(tǒng)壓力裕度恒定，采用壓力裕度閉環(huán)控制的方式對泵的壓力進行調(diào)節(jié)。最大負載壓力pLS,max通過壓力傳感器反饋至控制器并與系統(tǒng)當前壓力ps進行比較，其差值再通過一個PI控制器對泵排量的前饋信號進行補償，使得壓力裕度維持在一個定值，其帶流量前饋的負載敏感泵控方式如圖7所示。

閉環(huán)壓力控制器的輸出Δq為

(12)

式中pm,ref——壓力裕度目標值，Pa

pm,act——壓力裕度實際值，Pa

加上壓力裕度閉環(huán)控制后泵的排量信號為

(13)

3 節(jié)能特性分析

以LS系統(tǒng)作為對比，分析IMMS系統(tǒng)在不同模式下多執(zhí)行器的節(jié)能特性，定義負載1為重載執(zhí)行器，負載2為輕載執(zhí)行器，典型工作模式下節(jié)能性能如表1所示。

LS系統(tǒng)與IMMS系統(tǒng)相比，由于IMMS系統(tǒng)負載口獨立，系統(tǒng)能夠在進行運動跟蹤的同時，背腔壓力控制使得出油口壓力降低，從而降低了系統(tǒng)壓力，如表1所示，IMMS系統(tǒng)能有效降低出口壓力損失Eout。

表1 LS系統(tǒng)與IMMS系統(tǒng)能耗對比Tab.1 Comparison of energy consumption between LS system and IMMS system under different modes

當負載2(輕載執(zhí)行器)處于Qua Ⅰ負載象限或處于Qua Ⅱ及Qua Ⅳ象限時，負載2進入對應的流量再生模式，油液從執(zhí)行器的高壓容腔進入低壓容腔，故IMMS系統(tǒng)中泵的流量會降低，而系統(tǒng)能耗如表1所示，能耗Ev也會有進一步降低。

4 實驗驗證與結(jié)果分析

4.1 實驗平臺

為了驗證負載口獨立多模式切換控制下系統(tǒng)的運動性能和能效，本研究在液壓挖掘機三自由度機械臂上進行了實驗。如圖8所示，該實驗平臺利用Matlab公司XPC-Target組建了主、從計算機實時控制系統(tǒng)；上位機可利用RTW代碼生成器將Matlab/Simulink軟件平臺上編寫的控制模型編譯成可執(zhí)行目標程序，并通過TCP/IP協(xié)議與下位機通訊，將可執(zhí)行目標程序下載到下位機，然后下位機按照可執(zhí)行目標程序通過電氣系統(tǒng)對實驗平臺進行實時控制。通過安裝在各執(zhí)行器兩腔、泵出口以及油箱回油路等多個壓力傳感器對控制程序所需的壓力信號進行采集，以便對油缸模式進行判斷；并利用安裝在泵出口處的流量計對系統(tǒng)流量進行監(jiān)測，以便對兩個對比實驗能耗進行分析。

為提高實驗數(shù)據(jù)的精度，實驗采用丹麥Danfoss公司MBS 3050-060G1153型壓力變送器對系統(tǒng)各處壓力進行感知，其精度可達0.5%；采用德國威仕公司VS 1高精度流量計，其量程范圍0.05～80 L/min,計量精度可達到0.3%；此外，為提高傳感器模擬信號的采集精度，實驗平臺采用NI公司PCI-6229(±10 V)以及PCI-6713(±10 V)兩款高精度數(shù)據(jù)采集卡用于數(shù)據(jù)采集，兩款采集卡分辨率分別高達16 bits和12 bits。

4.2 實驗方案

為了驗證IMMS系統(tǒng)能夠通過靈活的工作模式切換產(chǎn)生的能效潛力，實驗選取3個執(zhí)行器的一個典型工作循環(huán)進行測試。如圖9a所示，該典型工作循環(huán)包含油缸由靜止狀態(tài)分別到Nor、LPRR及LPER 3種模式相互切換。所對應的機械臂運動目標速度如圖9b所示。

該工作運動持續(xù)約15 s，其中包括抬起動臂、抬升斗桿和鏟斗、降低動臂和縮回鏟斗等一系列操作，這些操作將模擬機械臂鏟起物料、從堆中移出物料并轉(zhuǎn)到自卸車上,最后從鏟斗中卸下物料這一典型工作循環(huán)。

本實驗通過該挖掘機上的典型周期性運動分別對LS系統(tǒng)以及本文所提出的IMMS系統(tǒng)進行了實驗驗證。采用壓力控制方式對力士樂SYDFE.-2X/45型壓力流量復合控制泵的排量進行調(diào)節(jié), 以實現(xiàn)兩個對比系統(tǒng)的電液負載敏感泵控方式，系統(tǒng)壓力和最大負載壓力之間的壓力裕度設(shè)置為恒定值1.2 MPa。采用Rexroth公司的4WREE-10三位四通比例方向閥對挖掘機3個執(zhí)行器進行控制，其具體LS及IMMS系統(tǒng)原理圖如圖10所示。

4.3 實驗結(jié)果分析

圖11為液壓挖掘機機械臂的3個執(zhí)行器分別在LS系統(tǒng)和IMMS系統(tǒng)下的速度曲線，其中包括：6.5～8.5 s時動臂下降，動臂油缸從靜止狀態(tài)切換至LPRR模式；8.5～11.5 s時，斗桿和鏟斗下降，斗桿油缸和鏟斗油缸由靜止狀態(tài)切換至LPRE模式；其他時間段，各執(zhí)行器處于Nor模式或靜止狀態(tài)。

從圖11可看出，IMMS系統(tǒng)的速度曲線與LS系統(tǒng)基本相同,故兩種液壓驅(qū)動系統(tǒng)都可以得到很好的運動跟蹤性能。在兩個系統(tǒng)中，各油缸在速度突變時都有一定的超調(diào)，但超調(diào)能較快穩(wěn)定，最后能與跟蹤的目標速度一致。由此可知，IMMS并不會降低系統(tǒng)的運動性能。

如圖12所示，在所有動作時段，IMMS系統(tǒng)中3個執(zhí)行器兩腔壓力都低于LS系統(tǒng)中執(zhí)行器的兩腔壓力，又因為IMMS系統(tǒng)與LS系統(tǒng)同樣采用負載敏感泵控方式，因此如圖12a所示，在系統(tǒng)壓力方面， IMMS系統(tǒng)壓力明顯小于LS系統(tǒng)壓力，因此系統(tǒng)出油口壓力損失產(chǎn)生的能耗可被有效降低。

此外，動臂油缸在6.5～8.5 s時段進入LPRR流量再生模式，而斗桿和鏟斗油缸在8.5～11.5 s時段進入LPRE流量再生模式；兩個系統(tǒng)各時段的流量對比如圖13b所示。由圖13b可知，在6.5～8.5 s以及8.5～11.5 s兩個時間段內(nèi)，IMMS的系統(tǒng)流量明顯少于LS系統(tǒng)；并且，動臂油缸在8.5～11.5 s進入LPRR模式下時，泵不需要向系統(tǒng)提供流量，而LPRE模式下，泵仍需向系統(tǒng)提供少量流量，這與表1中能耗分析結(jié)果一致。

根據(jù)圖13a系統(tǒng)壓力以及圖13b系統(tǒng)流量可得系統(tǒng)能耗功率曲線，如圖13c所示。從圖13c可知，在挖掘機臂的所有動作時段，所提出的IMMS系統(tǒng)的能耗功率均小于LS系統(tǒng)的能耗功率。

為能更詳細分析能源效率，現(xiàn)量化節(jié)能效果，系統(tǒng)各時段能耗計算式為

(14)

式中Ts——采樣周期，取0.000 5

i——采樣序號

各時間段兩對比系統(tǒng)能耗計算結(jié)果如表2所示,與LS系統(tǒng)相比，IMMS系統(tǒng)有效降低了出口節(jié)流損失，并利用了超越負載下回收的勢能，從而獲得了更高的節(jié)能性能。在整個動作周期內(nèi)，相比于LS系統(tǒng)能耗，IMMS系統(tǒng)的節(jié)能率達21.95%，其中能量再生節(jié)約的能耗為時段8.5～11.5 s所節(jié)約的能耗，這部分節(jié)約能耗占總節(jié)約能耗的32.04%。因為，實驗設(shè)備是小型挖掘機，因此勢能相對較低。如果對于重型噸位的工程設(shè)備，采用所提出的多模式切換方法進行能量再生所節(jié)省的能源將更為顯著。

表2 節(jié)能對比分析Tab.2 Comparative analysis of experimental results on energy saving

5 結(jié)束語

提出了一種電液負載敏感負載口獨立多模式切換控制方法來代替重載液壓機械臂中的傳統(tǒng)LS系統(tǒng)，該方法可進一步提高液壓重載機械臂的能源效率。該系統(tǒng)采用控制閥獨立控制執(zhí)行器的進出口油液，油缸和閥門的多模式都可以隨工況負載的不同進行在線切換。因此，可以同時優(yōu)化出口損失以及勢能損失。此外，合理匹配油缸工作模式和閥控模式，以實現(xiàn)更高的能源效率和精確的運動跟蹤能力。2 t挖掘機的典型工作實驗結(jié)果表明，使用所提出負載口獨立多模式切換控制方法可實現(xiàn)節(jié)能21.95%，同時驗證了使用該方法不會降低運動跟蹤能力。