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(diǎn)實(shí)驗(yàn)室， 山西太原 030024)

0 前言

液壓挖掘機(jī)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(qiáng)等優(yōu)點(diǎn)，但其缺點(diǎn)是整機(jī)能量效率很低，僅有20%左右。液壓挖掘機(jī)應(yīng)用柴油機(jī)驅(qū)動(dòng)液壓泵提供壓力油，通過(guò)液壓控制閥和液壓管道進(jìn)行分配，控制執(zhí)行器動(dòng)作。負(fù)載差異多執(zhí)行器復(fù)合動(dòng)作時(shí)，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(yùn)動(dòng)中，執(zhí)行機(jī)構(gòu)大的重力勢(shì)能和動(dòng)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(jī)采用大功率動(dòng)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(duì)液壓執(zhí)行器進(jìn)行了減速制動(dòng)；(2)負(fù)載差異多執(zhí)行器復(fù)合動(dòng)作時(shí)，存在負(fù)載差異效應(yīng)節(jié)流損失；(3)采用四邊聯(lián)動(dòng)滑閥時(shí)，進(jìn)出油控制閥口機(jī)械耦合，造成非必要節(jié)流損失。

為避免進(jìn)出油控制閥口機(jī)械耦合，減小節(jié)流損失，同時(shí)又保持閥控液壓系統(tǒng)控制性能，BACKé、ANDERSSON設(shè)計(jì)出應(yīng)用插裝閥和比例閥的進(jìn)出口獨(dú)立控制系統(tǒng)。國(guó)內(nèi)研究人員董致新等采用泵閥復(fù)合進(jìn)出口獨(dú)立方式控制液壓挖掘機(jī)執(zhí)行機(jī)構(gòu)，并構(gòu)建了試驗(yàn)測(cè)試樣機(jī)，降低了液壓系統(tǒng)壓力波動(dòng)，動(dòng)臂一個(gè)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(jī)回轉(zhuǎn)液壓馬達(dá)進(jìn)出油口各設(shè)置一個(gè)比例閥，并進(jìn)行了樣機(jī)測(cè)試，相比于原機(jī)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(jìn)出油口獨(dú)立系統(tǒng)，驅(qū)動(dòng)挖掘機(jī)動(dòng)臂，結(jié)果表明其輸出速度與給定信號(hào)接近，并且定位誤差較小，沒(méi)有顯著增加系統(tǒng)能耗。LIU等以挖掘機(jī)為研究對(duì)象，應(yīng)用LS系統(tǒng)的壓力補(bǔ)償方法對(duì)進(jìn)出油口獨(dú)立系統(tǒng)進(jìn)行了研究。國(guó)外研究人員SITTE、LüBBERT等研究了比例閥在進(jìn)出油口獨(dú)立系統(tǒng)中的應(yīng)用，并設(shè)計(jì)了一種以進(jìn)油壓力補(bǔ)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(jī)為研究對(duì)象，仿真分析了進(jìn)出油獨(dú)立系統(tǒng)，設(shè)計(jì)了流量再生回路。王強(qiáng)將進(jìn)出口獨(dú)立控制方案應(yīng)用于裝載機(jī)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(jī)執(zhí)行機(jī)構(gòu)回落和制動(dòng)時(shí)，動(dòng)勢(shì)能會(huì)在出油控制閥口被節(jié)流損失掉，不僅浪費(fèi)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(chǔ)能元件，讓回油經(jīng)儲(chǔ)能元件來(lái)平衡超越負(fù)載，或者對(duì)液壓執(zhí)行器進(jìn)行減速制動(dòng)，控制其動(dòng)作并回收能量。夏連鵬等設(shè)計(jì)了雙液氣儲(chǔ)能三腔液壓缸，將它安裝于挖掘機(jī)動(dòng)臂，獨(dú)立的儲(chǔ)能腔直接連接蓄能器，回落過(guò)程動(dòng)臂重力勢(shì)能轉(zhuǎn)換為液壓能，同樣工況下，節(jié)能比例為20.7%。王滔對(duì)挖掘機(jī)動(dòng)臂勢(shì)能采用電氣回收方式進(jìn)行回收，充分分析了儲(chǔ)能元件和系統(tǒng)結(jié)構(gòu)，電氣式儲(chǔ)能效率為40%～50%。劉昌盛等提出采用發(fā)電機(jī)和液壓馬達(dá)構(gòu)成的儲(chǔ)能單元回收上車(chē)動(dòng)能，搭建了測(cè)試樣機(jī)，電氣式儲(chǔ)能效率為40%。秦濤提出液電混合驅(qū)動(dòng)挖掘機(jī)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(tái)動(dòng)能并再利用，提高了整機(jī)能效。

然而，上述研究均沒(méi)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(dòng)腔壓力調(diào)控原理，可以實(shí)現(xiàn)減小負(fù)載差異效應(yīng)節(jié)流損失，還能有效地進(jìn)行能量回收，同時(shí)保持液壓執(zhí)行器的控制性能。對(duì)它在液壓挖掘機(jī)中的總體配置、能效評(píng)價(jià)以及相關(guān)參數(shù)設(shè)計(jì)進(jìn)行研究，旨在為試驗(yàn)研究和實(shí)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(gè)比例閥分別控制執(zhí)行器兩腔的進(jìn)出口獨(dú)立控制的方式。按照壓力流量方程，采集期望速度信號(hào)和閥口前后壓力，推導(dǎo)得到比例閥芯位移，從而對(duì)執(zhí)行器進(jìn)行節(jié)流控制。普遍采用進(jìn)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(duì)執(zhí)行器進(jìn)行減速制動(dòng)。在進(jìn)出口獨(dú)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(dòng)腔壓力調(diào)控的新型液壓挖掘機(jī)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(jìn)油壓力，是鏟斗液壓缸進(jìn)油壓力，是變量泵出口壓力，是斗桿液壓缸進(jìn)油流量，是鏟斗液壓缸進(jìn)油流量，是鏟斗液壓缸回油壓力。

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

圖1中，液壓泵/馬達(dá)和電動(dòng)機(jī)/發(fā)電機(jī)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(jìn)油節(jié)流原理，比例閥1.5、1.6、1.8全開(kāi)，比例閥1.7會(huì)部分打開(kāi)，存在節(jié)流損失。

通過(guò)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(hào)，通過(guò)一定算法控制電動(dòng)機(jī)/發(fā)電機(jī)驅(qū)動(dòng)液壓泵/馬達(dá)實(shí)時(shí)調(diào)控鏟斗液壓缸非驅(qū)動(dòng)腔壓力，進(jìn)而提高驅(qū)動(dòng)腔壓力，使比例閥1.7全開(kāi)，減小其節(jié)流損失并回收能量。同時(shí)，雖無(wú)需比例閥1.7對(duì)鏟斗液壓缸進(jìn)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(yàn)測(cè)試樣機(jī)設(shè)置系統(tǒng)部分元件參數(shù)，再根據(jù)理論計(jì)算選擇壓力調(diào)控單元參數(shù)。之后，根據(jù)非驅(qū)動(dòng)腔壓力調(diào)控液壓挖掘機(jī)系統(tǒng)配置方式，進(jìn)行理論計(jì)算,分析系統(tǒng)可回收能量來(lái)源，并得到壓力調(diào)控?cái)?shù)學(xué)模型。最后，在SimulationX軟件中搭建新系統(tǒng)機(jī)電液系統(tǒng)聯(lián)合的數(shù)字樣機(jī)。

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(tuán)隊(duì)對(duì)6 t挖掘機(jī)的液壓回路按照進(jìn)出油口獨(dú)立方案改造，并設(shè)計(jì)了試驗(yàn)方案進(jìn)行測(cè)試，相關(guān)的元件參數(shù)可按照已有樣機(jī)進(jìn)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(jì)算及設(shè)置

在挖掘循環(huán)的動(dòng)臂舉升階段，用壓力調(diào)控單元驅(qū)動(dòng)動(dòng)臂液壓缸，對(duì)進(jìn)出口獨(dú)立控制挖掘機(jī)的動(dòng)臂系統(tǒng)進(jìn)行了研究。在動(dòng)臂液壓缸運(yùn)行時(shí)，電機(jī)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(dòng)力源參數(shù)按實(shí)驗(yàn)室現(xiàn)有額定功率為15 kW的電動(dòng)機(jī)/發(fā)電機(jī)設(shè)置，其額定轉(zhuǎn)速為1 500 r/min。同時(shí)，實(shí)驗(yàn)室現(xiàn)有排量為45 cm的液壓泵/馬達(dá)，滿(mǎn)足流量輸出要求，計(jì)算得到電動(dòng)機(jī)/發(fā)電機(jī)所需轉(zhuǎn)速為1 256 r/min，故選定電動(dòng)機(jī)/發(fā)電機(jī)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(chǔ)能時(shí)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(jìn)行分析，其中>。

按照進(jìn)油節(jié)流原理，比例閥1.5、1.6、1.8全開(kāi)，比例閥1.7會(huì)部分打開(kāi),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(kāi)壓降，它等于油箱壓力，為零；是回油腔的流量。

為分析的來(lái)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(jìn)油腔的作用面積；Δ是鏟斗液壓缸進(jìn)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(kù)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(guò)一定壓力調(diào)控方法，忽略鏟斗液壓缸進(jìn)油比例閥口全開(kāi)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(dòng)腔壓力，作用在壓力

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

此外，動(dòng)臂重力勢(shì)能與上車(chē)回轉(zhuǎn)動(dòng)能也是可回收能量。

2.4 壓力調(diào)控?cái)?shù)學(xué)模型

接下來(lái)，建立壓力調(diào)控?cái)?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(jìn)行分析，其中>。

斗桿缸進(jìn)油壓力流量方程為

(4)

鏟斗缸進(jìn)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(jìn)油比例閥芯位移；為液壓油密度。

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

調(diào)控鏟斗液壓缸非驅(qū)動(dòng)腔壓力，進(jìn)而提高驅(qū)動(dòng)腔壓力，從而增大進(jìn)油比例閥口開(kāi)度，即令=，聯(lián)立上述兩式，則可由式(6)表示壓力調(diào)控?cái)?shù)學(xué)模型：

(6)

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

2.5 仿真模型

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

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

3 仿真研究

根據(jù)上述模型，分別對(duì)進(jìn)出口獨(dú)立控制系統(tǒng)和新提出的非驅(qū)動(dòng)腔壓力調(diào)控液壓挖掘機(jī)系統(tǒng)進(jìn)行仿真，綜合評(píng)價(jià)其動(dòng)態(tài)特性與能效特性。

圖3所示為液壓挖掘機(jī)挖掘循環(huán)過(guò)程中執(zhí)行器的位移曲線(xiàn)，新舊系統(tǒng)均按照此位移曲線(xiàn)動(dòng)作。1～6 s斗桿與鏟斗復(fù)合運(yùn)行完成挖掘動(dòng)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(dòng)臂提升，動(dòng)臂液壓缸從350 mm外伸到602 mm；11～14 s上車(chē)回轉(zhuǎn)，從0°正轉(zhuǎn)到90°；15～20 s斗桿與鏟斗復(fù)合運(yùn)行完成卸載動(dòng)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(chē)回轉(zhuǎn)，從90°反轉(zhuǎn)到0°；25～28 s動(dòng)臂回落，動(dòng)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(dòng)臂與回轉(zhuǎn)復(fù)位階段，兩者是同時(shí)進(jìn)行的。

圖3 挖掘機(jī)執(zhí)行器位移曲線(xiàn)

3.1 原系統(tǒng)仿真結(jié)果

圖4所示為挖掘機(jī)執(zhí)行器的速度曲線(xiàn)，可以看出其運(yùn)行相對(duì)平穩(wěn)。在=15.3 s時(shí),鏟斗液壓缸速度波動(dòng)，原因是卸載過(guò)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(dòng)導(dǎo)致速度波動(dòng)。

圖4 原系統(tǒng)挖掘機(jī)執(zhí)行器速度曲線(xiàn)

圖5所示為斗桿與鏟斗做挖掘復(fù)合動(dòng)作時(shí)泵出口壓力與液壓缸腔壓曲線(xiàn)。1～4.4 s時(shí)，斗桿液壓缸無(wú)桿腔壓力比鏟斗液壓缸無(wú)桿腔壓力更接近泵出口壓力；4.4～6 s時(shí)，鏟斗液壓缸無(wú)桿腔壓力比斗桿液壓缸無(wú)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(shí)，可以進(jìn)行壓力調(diào)控，提高鏟斗液壓缸無(wú)桿腔壓力，使其進(jìn)油比例閥口壓降減小。

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

圖6所示為斗桿與鏟斗卸載復(fù)合動(dòng)作時(shí)泵出口壓力與液壓缸腔壓曲線(xiàn)。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(jìn)行壓力調(diào)控，提高鏟斗液壓缸有桿腔壓力，使其進(jìn)油比例閥口壓降減小。

圖7所示為鏟斗液壓缸進(jìn)出油比例閥芯相對(duì)位移和閥口壓差曲線(xiàn)。1～6 s內(nèi)鏟斗液壓缸無(wú)桿腔進(jìn)油有桿腔回油，1～4.2 s內(nèi)無(wú)桿腔比例閥芯最大相對(duì)位移的絕對(duì)值為41%，最高閥口壓差為5.05 MPa，4.8～6 s內(nèi)無(wú)桿腔比例閥芯相對(duì)位移的絕對(duì)值為100%，最高閥口壓差為0.25 MPa。在1～4 s內(nèi)，可以通過(guò)壓力調(diào)控將進(jìn)油比例閥芯相對(duì)位移的絕對(duì)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(jìn)油無(wú)桿腔回油，有桿腔比例閥芯最大相對(duì)位移的絕對(duì)值為15%，最高閥口壓差為6.61 MPa。在15～20 s內(nèi)，可以通過(guò)壓力調(diào)控將進(jìn)油比例閥芯相對(duì)位移的絕對(duì)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(jìn)出油比例閥芯相對(duì)位移和閥口壓差曲線(xiàn)

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

圖8 原系統(tǒng)鏟斗液壓缸進(jìn)出油比例閥功率與能量損失曲線(xiàn)

3.2 新系統(tǒng)仿真結(jié)果

圖9所示為非驅(qū)動(dòng)腔壓力調(diào)控下挖掘機(jī)執(zhí)行器的速度曲線(xiàn)，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(jī)執(zhí)行器速度曲線(xiàn)

圖10所示為非驅(qū)動(dòng)腔壓力調(diào)控下斗桿與鏟斗進(jìn)行挖掘復(fù)合動(dòng)作時(shí)泵出口壓力與液壓缸腔的壓力曲線(xiàn)。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(wú)桿腔壓力升高到接近泵出口壓力。

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

圖11所示為非驅(qū)動(dòng)腔壓力調(diào)控下斗桿與鏟斗進(jìn)行卸載復(fù)合動(dòng)作時(shí)泵出口壓力與液壓缸腔的壓力曲線(xiàn)。15～20 s內(nèi)，在壓力調(diào)控單元的干預(yù)下，鏟斗液壓缸無(wú)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(dòng)腔壓力調(diào)控下鏟斗液壓缸進(jìn)出油比例閥芯相對(duì)位移和閥口壓差曲線(xiàn)。1～6 s內(nèi)，在壓力調(diào)控單元的干預(yù)下，無(wú)桿腔比例閥芯最大相對(duì)位移的絕對(duì)值為100%，在2～6 s內(nèi)，無(wú)桿腔比例閥芯相對(duì)位移的絕對(duì)值達(dá)到100%時(shí)，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(duì)位移的絕對(duì)值為100%，在16.2～20 s有桿腔比例閥芯相對(duì)位移的絕對(duì)值達(dá)到100%時(shí)，最高閥口壓差為0.18 MPa。

圖12 新系統(tǒng)鏟斗液壓缸進(jìn)出油比例閥芯相對(duì)位移和閥口壓差曲線(xiàn)

圖13所示為非驅(qū)動(dòng)腔壓力調(diào)控下鏟斗液壓缸進(jìn)出油比例閥功率與能量損失曲線(xiàn)。1～6 s為挖掘過(guò)程，鏟斗液壓缸無(wú)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(jìn)油比例閥芯相對(duì)位移調(diào)控到100%后迅速下降，該時(shí)間段共消耗0.71 kJ能量；15～20 s為卸載過(guò)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(jìn)油比例閥芯相對(duì)位移調(diào)控到100%后迅速下降，該時(shí)間段共消耗0.25 kJ能量。

圖13 鏟斗液壓缸進(jìn)出油比例閥功率與能量損失曲線(xiàn)

圖14所示為電動(dòng)機(jī)/發(fā)電機(jī)功率-能量特性曲線(xiàn)。在1～6 s挖掘動(dòng)作期間，新系統(tǒng)能通過(guò)壓力調(diào)控提高鏟斗液壓缸非驅(qū)動(dòng)腔壓力，進(jìn)而提高驅(qū)動(dòng)腔壓力，減小進(jìn)油節(jié)流損失并回收能量，最大回收功率為1.58 kW，共計(jì)回收2.90 kJ電能；7～10 s內(nèi)電動(dòng)機(jī)/發(fā)電機(jī)驅(qū)動(dòng)液壓泵/馬達(dá)完成動(dòng)臂舉升動(dòng)作，最大功率為10.46 kW，共消耗19.60 kJ電能；13～14 s內(nèi)電動(dòng)機(jī)/發(fā)電機(jī)回收上車(chē)動(dòng)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(dòng)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(chē)反轉(zhuǎn)期間，最大回收功率為4.36 kW，共計(jì)回收2.18 kJ電能；25～28 s內(nèi)電動(dòng)機(jī)/發(fā)電機(jī)回收動(dòng)臂重力勢(shì)能，最大回收功率為4.98 kW，共回收8.47 kJ電能；在整個(gè)挖掘循環(huán)完成后，電動(dòng)機(jī)/發(fā)電機(jī)能量收支平衡。

圖14 新系統(tǒng)電動(dòng)機(jī)/發(fā)電機(jī)功率-能量特性曲線(xiàn)

3.3 新舊系統(tǒng)能效特性對(duì)比分析

壓力調(diào)控提高輕載執(zhí)行器非驅(qū)動(dòng)腔壓力，是通過(guò)添加額外負(fù)載的手段來(lái)減小相應(yīng)進(jìn)油閥口節(jié)流損失。因此，考察變量泵、柴油機(jī)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(xiàn)。在1～6 s挖掘動(dòng)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(duì)增加了0.19%；7～10 s內(nèi)為動(dòng)臂舉升動(dòng)作，新系統(tǒng)的動(dòng)作是由電動(dòng)機(jī)/發(fā)電機(jī)驅(qū)動(dòng)液壓泵/馬達(dá)完成的，變量泵液壓功率為0；其他時(shí)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(méi)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(xiàn)

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

圖16 柴油機(jī)輸出功率-能量特性曲線(xiàn)

圖17所示為新舊系統(tǒng)柴油機(jī)油耗量曲線(xiàn)，可知整個(gè)挖掘循環(huán)期間，原系統(tǒng)中柴油機(jī)油耗量為11.71 g，新系統(tǒng)中柴油機(jī)油耗量為10.24 g，新系統(tǒng)燃油消耗量相對(duì)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(jī)工作于低效區(qū)的時(shí)間比舊系統(tǒng)長(zhǎng)。

圖17 柴油機(jī)油耗量曲線(xiàn)

4 結(jié)論

本文作者以6 t進(jìn)出口獨(dú)立控制液壓挖掘機(jī)為研究對(duì)象，采用額定功率為15 kW的電動(dòng)機(jī)/發(fā)電機(jī)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(guò)壓力調(diào)控?cái)?shù)學(xué)模型實(shí)時(shí)調(diào)控非最高負(fù)載執(zhí)行器非驅(qū)動(dòng)腔壓力，進(jìn)而控制驅(qū)動(dòng)腔壓力，使得其進(jìn)油比例閥全開(kāi)，減小節(jié)流損失并回收能量，同時(shí)還可以回收?qǐng)?zhí)行機(jī)構(gòu)動(dòng)勢(shì)能。

新提出的非驅(qū)動(dòng)腔壓力調(diào)控液壓挖掘機(jī)系統(tǒng)具有與進(jìn)出口獨(dú)立控制系統(tǒng)相同的控制性能。在相同的工況下，在一個(gè)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(jī)輸出能量相對(duì)減小20.02 kJ，節(jié)能比例為13.22%。