挖掘機先導控制負載敏感液壓系統節能特性研究

曾億山， 呂安慶， 趙志學， 劉 旺， 劉常海,2， 胡 敏

(1.合肥工業大學 機械工程學院， 安徽 合肥 230009； 2.浙江大學 流體動力與機電系統國家重點實驗室， 浙江 杭州 210027;3.大慶鉆探工程公司鉆井研究院， 黑龍江 大慶 163413)

引言

目前市場上的液壓挖掘機流量控制系統主要分為負流量控制、正流量控制和負載敏感控制(Load-sensing control，LS)系統三大類[1]。根據各自系統的性能優勢，在不同條件下應用不同類型的液壓挖掘機，以滿足工程作業多樣性的需求，目前電器驅動的挖掘機最高能效可以達到71%[2]。負流量控制和正流量控制系統同屬于開中心液壓系統，其特點是中位節流損失較大，調速性能較差，容易產生不同負載回路之間的干涉，導致復合操縱性能不佳[3-4]。而LS系統屬于閉中心液壓系統，解決了開中心液壓系統中位節流損失的問題，并在主閥前設置壓力補償閥來保證主閥前后壓差恒定，從而流向執行元件的流量與其負載無關，只跟主閥閥芯開口量有關，保證挖掘機復合動作工況下良好的操縱性能。但由于LS系統獨特的控制方式，主泵的輸出壓力不像負流量和正流量控制系統一樣與最高負載回路壓力相適應，而是比最高負載回路壓力略高[5-6]，因此LS系統的節能性表現也并不出色。目前對于液壓挖掘機流量控制系統的研究主要圍繞其節能水平的提升來開展。

姜繼海等[7]對三種流量控制系統的基本原理進行深入對比分析，分別得出三種系統的節能效果；MONECA等[8]對LS系統的能量損失分布進行詳細研究，結果表明系統的能量效率僅為31.4%；陳敘等[9]對LUDV系統的能耗問題進行研究，從閥的內部流場出發，優化其流道達到提升節能性的目的；楊華勇等[10]為提高LS系統的動態特性和節能水平，采用電液流量匹配控制系統，通過試驗樣機驗證了系統在提高動態特性和節能性的同時，穩定性也得到了增強；劉凱磊等[11]針對LS系統多余的節流損失現象，提出利用負載口獨立控制技術，平均節能效率可達14.47%；DJUROVIC等[12]研究帶LVDT位置傳感器的電比例閥前補償多路閥，側重于閥口設計優化以提高節能性。

降低能耗對于節能減排有重要意義，而優良的運動操縱性又直接影響挖掘機的工作效率，因此尋求一種兼顧系統節能性和運動操縱性的方案是挖掘機液壓系統的發展趨勢。針對這一問題，本研究基于常見的力士樂閥前補償LS系統，結合負流量系統的閥后控制和正流量系統的先導控制思想，提出一種基于負載敏感先導控制(Load-sensing Pilot control，LS-PI)的挖掘機液壓系統。其主回路和LS系統原理相同，保證了優良的復合操縱性能，同時重新設計先導回路，引入先導控制壓力來降低主泵出口壓力，解決了主泵出口壓力始終高于最高負載回路壓力的問題，在輸出流量相同的條件下提升系統的節能性，為后續流量控制系統的設計發展提供了參考依據。

1 LS-PI系統的設計

LS-PI系統主控制回路部分選用和LS系統相同的控制方式。在保證主控制回路良好的復合操縱性能的基礎上，如何設計先導回路使其以更節能的方式工作是主要問題所在。

1.1 設計思路

LS系統作為閉中心液壓系統，其主泵輸出流量約等于執行元件動作所需流量，但壓力始終高于最高負載回路壓力。由于主泵的輸出功率等于輸出壓力與流量的乘積，因此想要在LS系統的基礎上提升節能水平，減小主泵的輸出壓力是唯一途徑。為此，將先導回路設計成負流量控制系統中位常通的形式，通過中位常通油路回油箱前的壓力作為先導控制壓力。各聯減壓閥調節先導壓力來控制對應主閥的閥芯位移，各聯換向閥調節流量來控制對應主閥的閥芯動作速度。當各聯減壓閥和換向閥動作時，閥后的先導控制壓力實時跟隨變化，同時將先導控制壓力引入主泵的負載敏感閥閥芯左端，與主泵出口壓力共同平衡閥芯右端的最高負載回路反饋壓力以及彈簧力。系統穩定后，主泵的出口壓力能跟隨先導控制壓力的大小適時減小，從而達到改善系統節能性的目的，LS-PI系統的設計流程如圖1所示。

圖1 LS-PI系統設計流程圖Fig.1 Design flow chart of LS-PI system

1.2 工作原理

由上述LS-PI系統的設計思路可以得到系統的原理圖如圖2所示。以雙聯負載回路壓力均增加工況為例來介紹系統的工作原理。

圖2 LS-PI系統原理圖Fig.2 Schematic diagram of load-sensing pilot control hydraulic system

先導回路中的減壓閥為直動式減壓閥，出口壓力可以通過先導手柄操縱彈簧腔位移量來調節， 先導換向閥接收和減壓閥彈簧腔相同大小的位移信號。當雙聯負載回路壓力均增加時，為了適應負載壓力增加的工況，需要操縱先導手柄使主閥開口量減小從而減小進入液壓缸的流量，降低液壓缸的速度。這一過程通過下面的操作來實現：操縱先導手柄，位移量減小使減壓閥出口壓力降低，即進入主閥芯a，c兩端的壓力降低，同時先導換向閥接收同樣的位移減小信號，進入主閥芯a，c兩端的流量相應減小，先導回路中回油箱節流閥前的流量相應增大，即先導控制壓力相應增大，使負載敏感閥閥芯向右移動；又因為進入主閥芯a，c兩端的油液壓力和流量均減小導致主閥閥芯左移，閥芯開口量減小，瞬間節流作用變強，而閥后壓力取決于負載大小，閥前壓力會在短時間內增加，即主泵出口壓力短時間內增大。負載敏感閥閥芯短時間內在主泵出口壓力和先導控制壓力的共同增大作用下右移，此時更多流量進入變量機構大腔，推動變量活塞左移導致斜盤傾角減小，從而調節主泵的排量降低，剛好適應負載壓力增加主閥開口量減小的工況。隨著主泵輸出流量的減小，出口壓力也隨之降低，短時間后又重新回到平衡狀態。

相比LS系統，LS-PI系統達到平衡狀態時，由于先導控制壓力的存在，可以使主泵的出口壓力降低，同時通過主閥的流量只與先導手柄操縱主閥芯的開口量有關，并不影響系統的復合操縱性能，因此在保證系統良好的運動操縱性前提下達到了節能工作的目的。當系統處于雙聯負載回路壓力均減小的工況或者一聯回路負載壓力增加而二聯回路負載壓力減小的工況時，工作原理類似，不同之處在于先導手柄控制主閥芯的開口量不同?？梢灶A見的是，在雙聯負載回路壓力均增加的工況下，系統節能性最好，因為此時先導手柄控制進入主閥的壓力流量均減小，先導回路中回油箱節流閥前流量增加，先導控制壓力也隨之增加，系統達到新的動態平衡時主泵的出口壓力也會相應獲得最大的減小值，即LS-PI系統相比LS系統能在挖掘機處于高壓低流量工況下獲得最好的節能性。

2 先導控制壓力的理論建模及分析

LS-PI系統相比LS系統的節能性提升水平取決于先導控制壓力的大小，而先導控制壓力大小與先導手柄操縱的位移量有關，即與先導回路的換向閥開口量有關，因此需要建立先導控制壓力的數學模型。如圖2所示先導換向閥是三位六通換向閥，中位為常通狀態，因此可以簡化為如圖3所示的A，B 2個可變聯動節流口，A口為流向主閥閥芯端的節流口，B口為流向中位常通油路的節流口，固定節流口r作為先導控制壓力的檢測口[13]。

圖3 三位六通換向閥簡化原理圖Fig.3 Simplified schematic diagram of three position six way directional valve

2.1 先導控制壓力的數學建模

各聯減壓閥出口壓力分別通過各聯先導換向閥可變節流口A進入其對應的負載回路主閥閥芯端，推動主閥閥芯動作，從而改變進入液壓缸的流量。而先導控制壓力取自中位常開回路回油箱節流閥前的壓力，因此需要建立經過各聯先導換向閥可變節流口B的流量-壓力方程，以閥前補償LS系統雙負載回路工況為例。

經過一聯先導換向閥可變節流口B的流量-壓力方程為：

(1)

式中，AB1—— 一聯常通油路閥口開口面積，mm2

pp—— 先導回路工作壓力，MPa

p2—— 一聯先導換向閥中位常通油路后壓力，MPa

經過二聯先導換向閥可變節流口B的流量-壓力方程為：

(2)

式中，AB2—— 二聯常通油路閥口開口面積，mm2

pi—— 固定節流閥r前壓力，即先導控制壓力，MPa

經過固定節流口r的流量-壓力方程為：

(3)

式中，Ar—— 固定節流閥r開口面積，mm2

因為經過中位常通油路回油的流量全部經過固定節流口r流回油箱，故QB1=QB2=Qr，由式(1)～式(3)聯立并消去中間變量p2得：

(4)

由于閥口的開口面積等于閥口面積梯度與開口量大小的乘積，即A=w·x，設計選用相同類型的換向閥時面積梯度w也相同。

因為先導換向閥接收和先導手柄操縱相同的位移量信號，在先導換向閥處于中位全開的初始工況下，即先導手柄操縱位移量最小為0時，中位回油開口量最大。定義此時最大開口量為L，即通向主閥閥芯端的開口量為x0和x1，通往中位常通油路的開口量分別為xB1=L-x0和xB2=L-x1，則式(4)又可寫成：

(5)

式中，xr—— 固定節流閥r開口量，mm

當系統達到動態平衡時，對主泵的負載敏感閥閥芯列力平衡方程得：

(ps+pi)ALS=pLSALS+FLS

(6)

式中，ps—— 主泵出口壓力，MPa

ALS—— 負載敏感閥的閥芯作用面積，mm2

pLS—— 最高負載回路壓力，MPa

FLS—— 負載敏感閥彈簧預壓縮力，N

代入式(5)并化簡成主泵出口壓力ps關于先導控制壓力pi的關系得到：

(7)

其中， Δp為負載敏感閥彈簧預壓縮力作用下產生的壓力(MPa)，也是LS系統的主泵出口壓力始終比最高負載回路壓力高出的壓差，Δp的大小可以通過調節彈簧的預壓縮量來設定(力士樂A10 V系列負載敏感泵一般設置為1.4～2.2 MPa)。

2.2 先導控制壓力的理論分析

綜上，由式(5)和式(7)可知，LS-PI系統中主泵的出口壓力ps與先導控制壓力pi有關，而先導控制壓力又與先導手柄操縱的位移量有關。

當系統調節至穩態時，在MATLAB中分別繪出先導控制壓力pi和主泵出口壓力ps關于先導手柄操縱位移量x0和x1的關系，如圖4和圖5所示。LS-PI系統的主回路參數來源于力士樂閥前補償LS系統建模實例，先導回路參數來源于元件選型結果，要求先導回路壓力在0～5 MPa內可調，保證主閥閥芯的靈活換向功能，減壓閥、換向閥和溢流閥分別根據工作壓力和通過流量大小來選取國產通用類型即可[14]，系統主要參數見表1。

表1 系統的主要參數Tab.1 Main parameters of system

從圖4中可以看出，LS-PI系統中的先導控制壓力pi隨著雙聯先導手柄操縱位移量x0和x1共同增加而減小，當x0和x1均為0 mm時，pi最大為1.34 MPa；當x0和x1中有一方為最大4 mm時，pi最小為0 MPa；當x0和x1為0～4 mm中間某一開口量時，pi也隨之變化，范圍為0～1.34 MPa。

圖4 先導控制壓力Fig.4 Pilot control pressure

圖5 主泵出口壓力Fig.5 Outlet pressure of main pump

從圖5中可以看出，LS-PI系統中的主泵出口壓力ps隨著雙聯先導手柄操縱位移量x0和x1共同增加而增加，當x0和x1均為0 mm時，ps最小為28.7 MPa；當x0和x1中有一方為最大4 mm時，ps最大為30 MPa；當x0和x1為0～4 mm中間某一開口量時ps也隨之變化，范圍為28.7～30 MPa。而LS系統并沒有先導控制壓力的存在，主泵出口壓力始終比最高負載壓力高出Δp，因此系統調節至穩態時，LS系統的主泵出口壓力始終為30 MPa。

綜上可得，LS-PI系統在理想的雙聯負載回路均處于高壓低流量工況下，相比于LS系統主泵出口壓力pL最高可以降低4.43%，即LS-PI系統與LS系統輸出相同流量的前提下，節能性最高可提升4.43%。

3 系統節能特性仿真分析

為了更真實的反映LS-PI系統相比LS系統在節能特性上的優勢，利用仿真軟件AMESim分別搭建兩種系統的模型并對其進行節能性研究。

3.1 LS系統模型驗證與LS-PI系統模型建立

根據參考文獻[15]搭建了閥前補償LS系統的模型，并與理論結果相對比來驗證模型的正確性，理論輸出結果來源于AMESim軟件建模實例，仿真結果如圖6所示。

圖6 LS系統模型壓力驗證Fig.6 Pressure-checking of LS system simulation model

從圖6中可以看出， 給定的最高負載回路壓力在不斷的變化， 而建立的AMESim模型中主泵仿真輸出壓力與理論輸出壓力幾乎保持一致， 始終高于最高負載回路壓力2 MPa，誤差很小，說明LS系統仿真模型建立正確。

因此分別搭建了LS系統和LS-PI系統在雙負載回路工況下的仿真模型如圖7所示。設置仿真時間為10 s，在0～5 s內一聯重載回路負載壓力由14 MPa增加至28 MPa，二聯輕載回路負載壓力由7 MPa增加至14 MPa；5～10 s內一聯重載回路負載壓力由28 MPa減小至14 MPa，二聯輕載回路負載壓力由14 MPa減小至7 MPa。相應地，0～5 s內雙聯先導手柄操縱位移量均由4 mm減小至0 mm；5～10 s內雙聯先導手柄操縱位移量均由0 mm增加至4 mm。

圖7 LS系統和LS-PI系統仿真模型Fig.7 Simulation model of LS and LS-PI system

3.2 系統的節能性仿真結果對比分析

系統的其他仿真參數如表1所示，分別得出在LS系統和LS-PI系統下，進入雙聯負載回路的流量、主泵的輸出流量、壓力以及功率如圖8所示。

圖8 LS系統和LS-PI系統仿真對比Fig.8 Simulation comparison of LS system and LS-PI system

由圖8a、圖8b對比可以看出，LS系統的輕載回路和重載回路流量完全相同，說明進入不同負載回路的流量與負載壓力大小無關，只與閥芯的開口量有關，LS系統具有良好的復合操縱性能；LS-PI系統輕載回路與重載回路流量曲線與對應的LS系統流量曲線相重合，說明LS-PI系統可以保證與原系統具有相同的復合操縱性能。

由圖8c可以看出，LS系統的主泵出口流量為其輕載回路和重載回路流量之和，說明主泵的出口流量約等于負載所需流量，無多余的流量損失；LS-PI系統同樣無多余流量損失，LS-PI系統與LS系統的輕載回路與重載回路流量分別相同，所以LS-PI系統與LS系統的主泵輸出流量相同。

由圖8d可以看出，LS系統主泵出口壓力始終比重載回路負載壓力高出2 MPa。由于給定重載回路負載壓力在第5秒時最高為28 MPa，因此主泵出口壓力最高為30 MPa；而LS-PI系統由于先導控制壓力的存在，主泵出口壓力隨先導控制壓力變化而變化，第5秒時先導控制壓力最大，因此出口壓力最小，LS-PI系統主泵的出口壓力相比LS系統最小為28.7 MPa，因此先導控制壓力為1.3 MPa，與前面數學模型推導的1.34 MPa相對應，驗證了數學模型的正確性。

由圖8e可以看出，第5秒時，節能功率為0 W ，此時是由于系統的流量為0 L/min，故LS-PI系統與LS系統泵的輸出功率為0 W，但是由于此時LS-PI系統與LS系統的主泵壓差最大1.3 MPa，主泵的輸出功率為泵的輸出流量與壓力的乘積，且LS-PI系統與LS系統主泵的輸出流量相同，可知在接近第5秒時，LS-PI系統與LS系統主泵的輸出壓力最大，此時系統的節能效率最高為4.3%，但此時由于泵的輸出流量較小，故節能功率較低。在第2.84秒與第7.16秒，系統節能率為2.53%，此時主泵節約的能源最多，LS-PI系統比LS系統的功率低528 W。

4 結論

本研究針對閥前補償LS系統主泵出口壓力高于最高負載回路壓力導致節能效果不明顯的問題，設計了一種基于負載敏感的先導控制挖掘機液壓系統。將先導控制壓力引入主泵的調節機構來降低其出口壓力，保證了系統良好的復合操縱性能的同時提升了節能性，并對該系統中的先導控制壓力建立了數學模型，在AMESim軟件環境下搭建了LS系統和LS-PI系統的仿真模型。

由仿真結果分析可知：LS-PI系統能夠在保證LS系統良好的復合操縱性能基礎上改善節能性；在一定先導控制壓力范圍內，先導壓力越高，節能率越高，在系統雙聯負載回路均處于高壓低流量工況時節能效果最好為4.3%，但此時節能功率很低；在系統節能率為2.53%時，其節能功率最高為586 W。本研究為挖掘機LS系統的建模仿真提供了參考依據，也為挖掘機流量控制系統的設計提供了新的思路。