汽車起重機獨立變轉速泵控系統研究*

和進軍，張 誠，唐琛淇，李 凱，謝 帥，艾 超

（1.三一汽車起重機械有限公司，長沙 410600；2.燕山大學機械工程學院，河北 秦皇島 066004）

0 引言

隨著社會的不斷發展，汽車起重機由于具有起重范圍大、適用范圍廣、承載能力強等特點，在基礎設施及大型民生項目建設中起到非常重要的作用[1]。隨著汽車起重機的發展，負載敏感技術也得到了充分發展。負載敏感系統分為閥前補償負載敏感（LS）系統和閥后補償負載敏感（LUDV）系統[2]，該系統能夠將負載敏感泵輸入到系統中的壓力流量和負載運行所需要的負載壓力進行匹配，從而降低系統的溢流損失、減小能耗，提高系統效率。LS系統相較于LUDV系統具有更好的調速性能和節能效果，被廣泛應用到汽車起重機等工程機械領域[3]。

但是在現有的汽車起重機的LS系統中，通常采用比例多路閥作為主閥，結合壓力補償器、平衡閥以及溢流閥等，在伸縮、變幅機構運行過程中，由于負載敏感泵存在一定的壓力裕度，這部分壓力均通過壓力補償器和主閥節流損耗掉，使得系統的能量利用效率有待進一步提高[4]。

為了解決起重機在運行過程中存在的能源浪費嚴重的問題，許多學者展開了相應的節能研究。太原理工大學葉彥鵬等[5-6]針對起重機在空載和輕載情況下存在能量損耗大的問題，設計一款新型負載敏感的平衡閥，并利用AMESim軟件進行仿真研究，分析表明新系統在空載時能量損失可減少94.7%。大連理工大學李颯等[7]設計一種可應用于起重機起升機構的閉式能量可再生液壓系統，并在AMESim仿真中對起重機一個運行工況進行分析，分析表明新系統的節能效率可達到原系統的43.3%。太原科技大學李子慧[8]對起升機構產生能耗的原因進行分析，提出重力勢能回收的進出口獨立控制液壓系統，對比分析了兩個液壓系統在全速工作時的能量損耗，分析表明新系統能夠回收98.22%的重力勢能，減低系統能耗33.33%。南通理工學院顧燕[9]針對起重機變幅機構能耗大能量利用率低等問題，采用多個比例閥對變幅機構液壓缸進行獨立控制，并分析其運行及能耗特性，分析表明新系統既能達到原系統的運行特性也能降低系統能耗14.8%。四川工程職業技術學院王剛[10]針對LUDV系統存在的大量節流損耗，提出一種以串聯液阻分壓降低補償閥壓差的節能液壓系統，并利用AMESim仿真軟件進行建模分析，分析表明在相同工況下可降低壓力補償閥的能量損耗。

針對汽車起重機傳統LS系統存在的能量損耗大的問題，基于變幅伸縮機構單獨動作和復合動作時的運動特性，提出采用起重機獨立變轉速泵控方案，建立系統能量損耗模型并進行能耗分析，利用AMESim仿真軟件對LS系統和獨立變轉速泵控系統進行建模，通過仿真對比驗證了獨立變轉速泵控系統的節能特性，進一步提高了起重機的能源利用率。

1 LS系統

1.1 原理介紹

汽車起重機最主要的作用是對重物進行舉升或下降，伸縮機構的作用是對主臂進行伸縮，變幅機構的作用是對主臂進行舉升和下放。汽車起重機LS系統主要由負載敏感泵、閥前壓力補償器、液控比例主閥及伸縮變幅缸組成，其具體原理簡圖如圖1所示。由圖可知，起重機變幅和伸縮機構的液壓原理相同，因此本文以伸縮機構為例簡述LS系統的動作原理。當伸縮缸伸出時，負載敏感泵輸出系統所需油液，經過閥前壓力補償器進入伸縮機構液控主閥，此時液控主閥工作在左位，油液經過主閥進入到伸縮缸的無桿腔，從而推動伸縮缸伸出實現對重物的舉升。伸縮缸的速度通過改變液控主閥的閥芯開度來調節。伸縮缸縮回時，液控主閥工作在右位，液壓油進入到伸縮缸的有桿腔，進而實現對重物的下放。梭閥的作用是將伸縮變幅機構最大的負載壓力引入到負載敏感泵的控制口，進而調節泵的排量，實現泵輸出流量與負載所需流量的匹配。

1.2 能量損耗分析

在伸縮變幅機構動作時，負載敏感泵為保證系統能夠安全穩定運行，會有一定的預設壓力裕度，這部分壓力裕度損失在閥前壓力補償器和液控主閥上，使該部分能量轉化成熱能，從而造成伸縮變幅機構能量的大量損失。

（1）單獨動作能耗分析

以變幅機構單獨動作為例對系統能耗進行分析，由節流原理可知，圖1中變幅回路中的流量以及壓力補償器的彈簧力分別為：

式中：Q1為變幅回路流量，m3/s；F1為變幅壓力補償器彈簧力，N；Cd為流量系數；A11為變幅主閥通流面積，m2；A12為變幅壓力補償器閥芯作用面積，m2；p1為變幅主閥閥前壓力，Pa；pL1為變幅機構負載壓力，Pa；ρ為液壓油液密度，kg/m3。

由變幅回路流經的流量以及前后壓差可得，變幅回路產生的能量損耗為：

式中：Pb1為變幅回路損耗的功率，W；pp1為負載敏感泵輸出的壓力，Pa。

同理可得伸縮機構單獨動作時產生的能量損耗為：

式中：Ps1為伸縮回路損耗的功率，W；Q2為伸縮回路流量，m3/s；F2為伸縮壓力補償器彈簧力，N；A21為伸縮主閥通流面積，m2；A22為伸縮壓力補償器閥芯作用面積，m2；pL2為伸縮機構負載壓力，Pa。

（2）復合動作能耗分析

變幅伸縮機構復合動作時，所消耗的能量由兩個機構單獨消耗的能量之和，因此LS系統復合動作消耗的能量為：

式中：P1為LS系統變幅伸縮回路損耗的總功率，W。

2 獨立變轉速泵控系統

2.1 原理介紹

針對LS系統中存在的能量損耗大等問題，提出采用獨立變轉速泵控液壓系統，其液壓原理如圖2所示。由圖可知，系統將變幅伸縮手柄的開度信號反饋到控制器中，控制器將其轉換成轉速信號并控制電機旋轉，電機同軸驅動定量泵輸出壓力流量實現變幅伸縮機構動作。

圖2 獨立變轉速泵控液壓系統Fig.2 Independent variable speed pump controlled hydraulic system

在變幅伸縮機構單獨動作時，以變幅機構為例簡述獨立變轉速泵控液壓系統的工作原理。在變幅機構單獨動作時分為兩種工作模式，第一種變幅油缸快速運動到達所需位置，換向閥3失電，變幅機構所需流量由定量泵1.1和1.2共同提供。當變幅機構需要小流量對變幅缸進行微調時，換向閥3得電，變幅機構所需的流量由變幅回路的定量泵1.1單獨供應。在變幅伸縮機構復合動作時，閥3的電磁鐵處于得電狀態，變幅伸縮機構所需的流量由各自回路的液壓泵提供，實現變幅伸縮機構的單獨控制。

該系統用兩個功率較小的液壓泵替代原系統功率較大的負載敏感泵，既能在單獨動作時滿足大流量需求以及微動特性，也能在復合動作時對變幅伸縮機構進行單獨控制，節能效果好。

2.2 能量損耗分析

獨立變轉速泵控系統取消了LS系統的閥前壓力補償器，使用液控換向閥替換了液控比例主閥，使用兩個功率較小的定量泵替換了負載敏感泵，從而減小了系統中的節流損失，從而達到節能的效果。

（1）單獨動作能耗分析

以變幅機構為例對獨立變轉速泵控液壓系統能量損耗進行分析，當變幅機構所需流量較大時，由泵1.1和1.2同時提供，因此流經閥3以及閥4.1的流量分別為：

式中：Q3為流經閥3的流量，m3/s；Q4為流經閥4.1的流量，m3/s；A3為閥3通流面積，m2；A4為換向閥4.1通流面積，m2；pp3為泵1.2出口壓力，Pa；pp2為泵1.1出口壓力，Pa。

由變幅機構中流經的流量以及前后壓差可得，變幅機構產生的能量損耗為：

式中：Pb2為伸縮回路損耗的功率，W。

同理可得伸縮機構單獨動作時產生的能量損耗為：

式中：Ps2為伸縮回路損耗的功率，W；A5為換向閥4.2通流面積，m2。

（2）復合動作能耗分析

在復合動作過程中，閥3處于得電狀態，變幅伸縮回路各自所需的流量由該回路的液壓泵進行提供，所消耗的功率為變幅主閥和伸縮主閥所消耗的能量之和，因此變幅伸縮機構在復合動作過程中所消耗的能量為：

式中：P2為獨立變轉速泵控系統變幅伸縮回路損耗的總功率，W。

3 AMESim仿真研究

3.1 AMESim仿真模型

起重機變幅伸縮機構LS系統AMESim模型如圖3所示。

圖3 LS系統仿真模型Fig.3 LS system simulation model

起重機變幅伸縮機構獨立變轉速泵控系統AMESim仿真模型如圖4所示。

圖4 獨立變轉速泵控系統仿真模型Fig.4 Simulation model of independent variable speed pump control system

LS系統及獨立變轉速泵控系統仿真參數如表1所示。

表1 仿真參數表Tab.1 Simulation parameter table

3.2 單獨動作能耗仿真分析

獨立變轉速泵控系統單獨動作時以變幅機構為研究對象，采用雙泵對變幅機構提供流量和壓力。設置在0～5 s內變幅機構負載壓力由0～20 MPa勻速增加，分別檢測LS系統泵出口壓力變化以及變幅主閥閥前壓力變化，仿真曲線圖如圖5所示。由圖可知，3條壓力變化曲線幾乎平行，液壓泵的出口壓力始終比負載壓力大2.5 MPa，這是應為負載敏感泵的壓力裕度調定值為2.5 MPa，由于壓力補償器的作用是通過設置彈簧預緊力保證主閥前后壓差恒定，所以主閥前壓力與負載壓力保持恒定值1.6 MPa不變。多余的0.9 MPa均通過壓力補償器節流損耗掉。

圖5 系統壓力變化仿真曲線Fig.5 Simulation curve of system pressure change

由上述分析可知，LS系統中在閥前壓力補償器以及液控主閥存在較大的壓力損失，從而造成了較大的功率損失，在研究系統功率損耗時，變幅機構的流量在仿真時間0～5 s內從0 L/min增加到200 L/min，分別對LS系統和獨立變轉速泵控系統進行功率損失仿真，結果如圖6所示。由圖可知，獨立變轉速泵控系統的功率損失較小，LS系統的功率損失較大，在仿真進行到2.5 s即系統中的流量為100 L/min時，LS系統的功率損耗為4.17 kW，獨立變轉速泵控系統的功率損失為0.18 kW，能量損耗減小95.7%。在仿真進行到5 s即系統中的流量為200 L/min時，LS系統的功率損失為8.33 kW，獨立變轉速泵控系統的功率損失為1.28 kW，能量損耗減小84.6%，證明了獨立變轉速泵控系統在變幅伸縮機構單獨動作時，具有較好的節能效果。

圖6 單獨動作能耗仿真Fig.6 Single action energy consumption simulation diagram

3.3 復合動作能耗仿真分析

LS系統中，在變幅伸縮機構復合動作時，設置仿真時間為5 s，伸縮機構負載壓力從0 MPa勻速上升到15 MPa，變幅機構負載壓力從0 MPa勻速上升到20 MPa，研究泵出口壓力變化，仿真圖如圖7所示。由圖可知，LS系統負載敏感泵輸出的壓力與系統最大負載壓力有關，并且泵輸出的壓力始終比最大負載壓力大2.5 MPa，而泵口壓力與較小負載壓力的差值越來越大，功率損耗也就越來越大，即變幅伸縮機構負載壓力差值越大，負載敏感系統的能耗也就越大。

圖7 泵出口壓力隨負載壓力變化曲線Fig.7 Pump outlet pressure with load pressure curve

在變幅伸縮機構復合動作過程中，系統的功率損耗包括變幅回路和伸縮回路總消耗的功率。設置復合動作的仿真時間為5 s，伸縮變幅機構回路中的流量均為100 L/min，總流量為200 L/min，分別對LS系統和獨立變轉速泵控系統進行功率損失仿真，結果如圖8所示。由圖可知，變幅伸縮機構的流量均逐漸增加至100 L/min，由于LS系統存在較多的節流損失，在仿真時間為2.5 s即伸縮變幅機構各自的流量為50 L/min時，LS系統能量損耗為6.25 kW，獨立變轉速泵控系統的能量損耗為0.05 kW，能量損耗減小99.2%。在仿真時間為5 s即伸縮變幅機構各自的流量為100 L/min時，LS系統能量損耗為16.67 kW，獨立變轉速泵控系統的能量損耗為0.3 kW，能量損耗減小98.2%，證明了獨立變轉速泵控系統在變幅伸縮機構復合動作過程中，具有良好的節能效果。

圖8 復合動作能耗仿真Fig.8 Composite action energy consumption simulation diagram

4 結束語

本文針對汽車起重機變幅伸縮機構，采用獨立變轉速泵控方案，并對單獨動作和復合動作分別設計了相對應的控制模式，以解決傳統LS系統存在能耗大的問題。仿真結果表明：采用獨立變轉速泵控系統能夠在變幅伸縮機構單獨和復合動作時降低系統中的節流損耗，單獨動作時能耗降低84%以上，復合動作時能耗降低98%以上，提高了系統的能源利用率。研究結果可為汽車起重機高效運行提供設計參考。