挖掘機工作裝置負載口獨立控制系統節能特性研究

劉凱磊，李 宇，康紹鵬，丁 力，陶 揚

(江蘇理工學院 機械工程學院，江蘇 常州 213001)

引言

挖掘機是一種用鏟斗挖掘土壤、煤、泥沙以及經過預松后的巖石等物料，并裝入運輸車輛或卸至堆料場的土方機械。挖掘機在建筑工地、園林綠化、城市建設、農田使用、管道開挖等領域應用廣泛[1]。

挖掘機液壓系統普遍采用的是負載敏感系統，所謂負載敏感系統是一種感受系統壓力-流量需求，且僅提供所需求流量和壓力的液壓系統[2-3]。負載敏感系統的主控制閥是1個三位五通換向閥，由于其進、出節流邊的機械固聯，在進口節流的同時，出口同時節流，因而造成了重復的節流損失，進而使得系統能耗大、效率低[4]。

為了克服由1根閥芯造成的重復節流損失，出現了利用2個或多個閥進行組合來控制液壓執行器的負載口獨立控制技術[5]。國內外學者對其節能控制[6]、軌跡跟蹤[7]、主被動控制[8]、泵閥聯控等進行了研究，取得了一定成果。

因此，結合負載口獨立控制技術，以挖掘機工作裝置為例，設計挖掘機工作裝置負載口獨立控制系統，并對其節能特性進行理論分析，同時采用ADAMS和AMESim構建挖掘機工作裝置的負載口獨立控制系統和負載敏感系統聯合仿真模型[9-11]，并對兩種系統在典型工況進行仿真分析，研究挖掘機負載口獨立控制系統的節能特性，從而為后續試驗研究提供理論依據。

1 挖掘機工作裝置負載口獨立控制系統設計

挖掘機工作裝置包括動臂、斗桿和鏟斗3個機構，每個機構均由液壓缸驅動，3個工作機構可以單獨動作，也可以同時動作。針對動臂液壓缸、斗桿液壓缸和鏟斗液壓缸的動作需求，結合液壓差補償方法，設計挖掘機工作裝置負載口獨立控制系統，如圖1所示。

從圖1中可以看出，控制動臂液壓缸1、斗桿液壓缸2和鏟斗液壓缸3的負載口獨立控制閥組4.1～4.3的原理相同，3個負載口獨立控制閥組之間的供油口P、回油口T和負載敏感口LS相連，供油口P、負載敏感口LS分別與負載敏感變量泵9的出油口P、控制油口X相連，回油口T與油箱11相連，發動機10帶動負載敏感變量泵9，從而為系統提供動力。負載口獨立控制閥組4由5個二位二通電液比例閥作為主控制閥，2個二位三通電磁換向閥和1個梭閥作為負載反饋控制閥組，壓力補償器用于調節主控制閥的壓差。以負載口獨立控制閥4.1為例，說明其工作原理，假設動臂液壓缸1的活塞桿伸出時，則調節二位二通電液比例閥6.4和6.2，可以實現液壓油從P口進入，然后通過壓力補償器7.1、二位二通電液比例閥6.4進入動臂液壓缸1的無桿腔，從而推動動臂液壓缸1的活塞桿運動，同時，液壓油從有桿腔流出，經二位二通電液比例閥6.2流回油箱11；當動臂液壓缸1的活塞縮回時，其原理與伸出相似，所不同的是調節的是二位二通電液比例閥6.5和6.3；當動臂液壓缸1出現主動型負載工況時，調節二位二通電液比例閥6.1可以實現流量再生功能，從而將無桿腔的油液引入有桿腔，從而實現節能。

1.動臂液壓缸 2.斗桿液壓缸 3.鏟斗液壓缸 4.負載口獨立控制閥組 5.二位三通電磁換向閥 6.二位二通電液比例閥 7.壓力補償器 8.梭閥 9.負載敏感變量泵 10.發動機 11.油箱

2 閥口開啟特性分析

如圖1所示的挖掘機工作裝置負載口獨立控制系統，由發動機10帶動負載敏感變量泵9產生動力，因此，負載敏感變量泵9的輸出功率可以作為系統能耗判斷參數。

負載敏感變量泵9的輸出功率可以表示為:

P=ps(Q1+Q2+Q3)

(1)

式中，P—— 泵的輸出功率

ps—— 泵的輸出壓力

Q1—— 動臂液壓缸流量

Q2—— 斗桿液壓缸流量

Q3—— 鏟斗液壓缸流量

從式(1)可以看出，若想實現節能，則必須減小泵的輸出壓力ps或流量Q1，Q2，Q3之和，然而流量Q1，Q2，Q3取決于3個液壓缸的速度，由工況需求決定，無法減小，因此，減小負載敏感變量泵9的輸出壓力ps可以實現節能。

節能效率可以表示為:

(2)

式中，η—— 節能效率

P2—— 新型系統泵源的輸出功率

圖1所示的負載口獨立控制系統與傳統的負載敏感系統相似，所不同的是主控制閥采用了負載口獨立控制閥組4，因此，以動臂液壓缸控制油路為例進行閥口開啟特性分析，并將其簡化，如圖2所示。

圖2 動臂液壓缸控制油路簡化原理圖

圖2中，ps為壓力補償器7.1的輸出壓力；p0為油箱11壓力；pa，pb分別為動臂液壓缸無桿腔壓力和有桿腔壓力；Qa，Qb分別為為動臂液壓缸無桿腔流量和有桿腔流量；Aa，Ab分別為動臂液壓缸無桿腔面積和有桿腔面積；v為動臂液壓缸活塞桿速度；F為負載力。

由圖2所示的簡化原理圖可以看出，此負載口獨立控制系統與傳統的負載敏感系統最大的區別在于其進、出口油路分別由二位二通電液比例閥6.4和6.2獨立控制，而傳統的負載敏感系統由1個根閥芯同時控制著進、出口油路。因此，由負載敏感變量泵9的輸出壓力ps0到壓力補償器7.1的出口壓力ps的壓力損失，負載口獨立控制系統與傳統的負載敏感系統相同，為了分析方便，可以從降低壓力補償器7.1的出口壓力ps進行分析。

通過閥6.4的流量可以表示為:

(3)

假設油箱壓力p0為0，則通過閥6.2的流量可以表示為:

(4)

式(3)和式(4)中，Cd為流量系數，W為面積梯度，Xv為閥芯的最大位移，Kin為進口控制閥6.4的開口度，Kout為出口控制閥6.2的開口度，ρ為油液密度。

該方法解決了綜放工作面上端頭三角煤難以采出的問題，只通過改造兩個過渡支架，機尾底部三角煤連帶運料巷的底煤都可以全部采出，如下圖所示：

根據流量連續性方程，通過閥6.4和6.2的流量可以分別表示為:

Qa=Aav

(5)

Qb=Abv

(6)

聯立式(3)～式(6)，可得:

(7)

Δp=ps-pa

(8)

根據負載力平衡方程，可得：

F=paAa-pbAb

(9)

聯立式(7)～式(9)，可得：

(10)

由式(10)可以看出，壓力補償器7.1的出口壓力ps與μ，R，Δp，F和Aa，Δp由壓力補償器調定，視為常數；無論是動臂液壓缸、斗桿液壓缸，還是鏟斗液壓缸，R和Aa均為液壓缸的固定參數；負載力F取決于外負載的大小，無法改變；因此，在負載口獨立控制系統中，在保證進口控制閥6.4的開口度Kin不變的前提下，盡量減小出口控制閥6.2的開口度Kout，可以減小μ值，進而壓力ps，從而減小泵的輸出功率。

而對于傳統的負載敏感系統來說，μ為進、出口控制閥的開口度面積比，由于進、出口控制閥由1根閥芯控制，當控制閥確定以后，μ仍為常數，不可改變，因此，對于傳統負載敏感系統來說，ps僅取決于外負載力F。

3 挖掘機工作裝置聯合仿真模型

3.1 挖掘機工作裝置ADAMS動力學建模

以6 t挖掘機為研究對象，利用三維建模軟件Pro/E建立挖掘機工作裝置三維模型，并以Parasolid的格式保存，然后將其導入ADAMS中，添加材料、驅動、約束。為每個部件添加材料時，材料均選擇steel。添加驅動時，在3個液壓缸處添加平移驅動，并修改驅動函數。添加運動副時，液壓缸與活塞桿之間為移動副，動臂、斗桿和鏟斗之間為轉動副，為防止系統過約束，有些轉動副用共線約束代替。設置完成的挖掘機工作裝置ADAMS動力學模型如圖3所示。

圖3 挖掘機工作裝置ADAMS動力學模型

3.2 負載口獨立控制系統聯合仿真建模

采用液壓系統仿真軟件AMESim，根據如圖1所示的負載口獨立控制原理圖，選取Hydraulic庫、Mechanical庫和HCD庫中的相關元件，構建負載口獨立控制系統AMESim模型[12]，如圖4所示，二位三通換向閥、減壓閥和負載敏感變量泵利用HCD庫中的模型構建，如圖5所示。

在AMESim和ADAMS的分別對聯合仿真接口進行設置，使AMESim向ADAMS輸出動臂缸速度v1、斗桿缸速度v2和鏟斗缸速度v3，而ADAMS向AMESim反饋動臂缸外負載力F1、斗桿缸外負載力F2和鏟斗缸外負載力F3，聯合仿真接口設置如圖4中所示。

3.3 負載敏感系統聯合仿真建模

為了與負載口獨立控制系統作對比，同樣，采用AMESim建立如圖6所示的負載敏感系統AMESim模型，除了控制3個液壓缸的三位五通換向閥8與負載口獨立控制系統AMESim模型中的負載口獨立控制閥組8不一樣外，其他元件均相同，三位五通換向閥和二位三通換向閥利用HCD庫構建，如圖5所示。聯合仿真接口2的設置與圖4中所示相同。

1.液壓油 2.聯合仿真接口 3.力傳感器 4.速度傳感器 5.質量塊 6.位移傳感器 7.動臂、斗桿和鏟斗液壓缸 8.負載口獨立控制閥組 9.溢流閥 10.發動機 11.負載敏感泵 12.油箱

圖5 超級元件模型

1.液壓油 2.聯合仿真接口 3.力傳感器 4.速度傳感器 5.質量塊 6.位移傳感器 7.動臂、斗桿和鏟斗液壓缸 8.三位五通閥 9.壓力補償器 10.梭閥 11.溢流閥 12.負載敏感變量泵 13.油箱 14.電動機

4 仿真結果對比分析

4.1 參數設置

挖掘機的作業工況主要有土壤挖掘、平整土地、切削斜坡、壓整地面等，每一種作業工況需要根據實際需求通過單缸動作、雙缸聯動、三缸聯動等實現。以平整土地為例，設置相同的參數，分別對負載口獨立控制系統和負載敏感系統進行仿真研究。在鏟斗挖掘的過程中，挖掘機鏟斗末端受到的力分為切向阻力和法向阻力。

鏟斗所受的切向阻力表達式如下：

(11)

式中，C—— 土壤硬度系數

R—— 鏟斗切削半徑，m

φmax—— 鏟斗總轉角，(°)

φ—— 瞬時轉角，(°)

B—— 切削刃寬度影響系數，m

A—— 切削角變化影響系數

Z—— 斗齒影響系數

X—— 斗側壁厚度影響系數

D—— 切削刃擠壓土壤的力，N

根據上述表達式可求出鏟斗挖掘工況中最大切向阻力為28700 N，法向挖掘阻力為切向挖掘阻力的0.3倍。

在ADAMS中分別對兩種系統進行加載，加載力如圖7所示。在AMESim仿真模式下，設置系統仿真時長為10 s，時間間隔為0.001 s，AMESim與ADAMS的聯合仿真數據交換時間間隔為 0.01 s。鏟斗挖掘工況加載力的時間分布為在0～5 s切向阻力和挖掘阻力一起加載到最大值，在5～10 s切向阻力和挖掘阻力一起減小到0，在聯合仿真中，分別設置動臂缸、斗桿缸、鏟斗缸的目標位移，通過在AMESim中兩種系統的PID參數，使得從ADAMS中反饋的實際位移較好地跟蹤目標位移，從而保證能夠完成平整土地工況，其他參數保持一致，進行仿真。

圖7 挖掘機鏟斗加載力示意圖

4.2 仿真結果對比分析

AMESim作為主仿真軟件，ADAMS作為聯合仿真軟件，同時在AMESim運行的過程中運行，仿真結束后，可從AMESim中讀取兩種液壓系統的相關參數。

兩種系統中動臂缸、斗桿缸、鏟斗缸的位移變化曲線，如圖8～圖10所示。從圖8～圖10中可以看出，在10 s時間內，負載敏感系統和負載口獨立控制系統中，動臂缸、斗桿缸、鏟斗缸的實際位移很好地跟蹤了目標位移，表明在兩種系統均較好地完成了平整土地工況，而且三缸在運行過程中動作一致。

圖8 兩種系統中動臂缸的實際位移與目標位移對比

兩種系統中動臂缸、斗桿缸、鏟斗缸的壓力變化曲線，如圖11～圖13所示。

圖9 兩種系統中斗桿缸的實際位移與目標位移對比

圖10 兩種系統中鏟斗缸的實際位移與目標位移對比

圖11 動臂液壓缸壓力特性

從圖11～圖13中可以看出，動臂缸、斗桿缸、鏟斗缸的進口壓力和出口壓力在負載敏感系統中均高于負載口獨立控制系統；相比于負載敏感系統，3個缸的出口壓力在負載口獨立控制系統中均有所降低；根據液壓缸輸出力計算可知，動臂缸、斗桿缸和鏟斗缸在負載敏感系統和負載口獨立控制系統基本相同。

圖12 斗桿液壓缸壓力特性

圖13 鏟斗液壓缸壓力特性

兩種系統中泵源流量、泵源壓力變化曲線，如圖14、圖15所示。根據式(1)，可計算出泵源功率，如圖16所示；根據式(2)，可計算出負載口獨立控制系統的節能效率，如圖17所示。

圖14 泵源流量特性

圖14表明負載敏感系統和負載口獨立控制系統的泵源流量變化趨勢一致，數值基本相等；圖15、圖16表明負載口獨立控制系統的泵源壓力、輸出功率明顯低于負載敏感系統；圖17表明挖掘機在平整土地作業工況中，負載口獨立控制系統的相比于負載敏感系統有較明顯的提高，最低節能效率在7.92%，最高節能效率在26.07%，平均節能效率可達14.47%。

圖15 泵源壓力特性

圖16 兩種液壓系統的泵源輸出功率

圖17 節能效率

5 結論

挖掘機工作裝置的液壓系統大多采用負載敏感系統，在負載敏感系統中，利用1個三位五通換向閥同時控制著液壓執行器的進、出口油路，在進口節流的同時，出口同時節流，從而造成了多余的節流損失，使得系統能耗大、效率低。為此，結合負載口獨立控制技術，采用5個二位二通比例閥作為主控制閥，設計了挖掘機工作裝置負載口獨立控制系統，利用機械動力學分析軟件ADAMS建立了挖掘機工作裝置的動力學模型，利用液壓系統仿真軟件AMESim分別建立了挖掘機的負載敏感系統仿真模型和負載口獨立控制系統模型，分別對兩種系統在平整土地作業工況進行了聯合仿真分析，從仿真分析結果，可以看出兩種系統中動臂缸、斗桿缸、鏟斗缸的位移變化曲線一致，很好地完成了指定的運動軌跡，在整個作業流程中，負載口獨立控制系統的相比于負載敏感系統有較明顯的提高，最低節能效率在7.92%，最高節能效率在26.07%，平均節能效率可達14.47%。