喬佳楠， 權(quán) 龍， 葛 磊， 黃偉男， 秦 濤

(太原理工大學(xué) 新型傳感器與智能控制教育部和山西省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室， 山西 太原 030024)

引言

液壓挖掘機(jī)上車回轉(zhuǎn)系統(tǒng)在工作循環(huán)中存在起動(dòng)溢流損失及制動(dòng)能量損失[1]。當(dāng)前，對(duì)液壓挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)節(jié)能的研究，主要集中在進(jìn)出口獨(dú)立控制、 閉式泵控技術(shù)、二次調(diào)節(jié)技術(shù)等方面[2-3]。

傳統(tǒng)四邊聯(lián)動(dòng)控制閥造成了進(jìn)出油口同時(shí)節(jié)流、節(jié)流損失嚴(yán)重的問題[4]。汪成文等[5]提出了進(jìn)出口獨(dú)立調(diào)節(jié)負(fù)載敏感系統(tǒng)，利用自抗擾控制方法較好地解決了液壓系統(tǒng)中各控制自由度的耦合問題。劉凱磊等[6]將負(fù)載敏感技術(shù)與負(fù)載口獨(dú)立控制技術(shù)相結(jié)合并應(yīng)用于液壓馬達(dá)，降低了能耗。董致新等[7]針對(duì)四邊聯(lián)動(dòng)閥控制液壓執(zhí)行器能耗大的問題，對(duì)挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)液壓馬達(dá)采用進(jìn)出口獨(dú)立控制，顯著降低了工作口壓差，提高了能量利用率。黃偉男等[8]采用進(jìn)出口獨(dú)立回路控制液壓挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)，并與原機(jī)系統(tǒng)試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比,結(jié)果表明能耗降低25.5%，經(jīng)閥口損失的壓力減小，有效抑制了上車回轉(zhuǎn)系統(tǒng)的速度波動(dòng)。

閉式泵控的基本回路為變量泵拖動(dòng)液壓馬達(dá)，馬達(dá)的出油口與泵的進(jìn)油口連接構(gòu)成泵控回路，適用于中、大功率的調(diào)速系統(tǒng)。張德等[9]基于閉式泵控馬達(dá)液壓系統(tǒng)，對(duì)負(fù)載和轉(zhuǎn)速變化時(shí)的系統(tǒng)穩(wěn)定性進(jìn)行分析，為挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)在非平穩(wěn)工況下的穩(wěn)定性研究提供理論依據(jù)。鄢華林等[10]分析了閉式泵控系統(tǒng)采用一般控制算法時(shí)超調(diào)量大、響應(yīng)慢的問題，提出了智能積分偽微分算法，系統(tǒng)響應(yīng)速度快，有效降低了速度波動(dòng)，提高了系統(tǒng)穩(wěn)定性。郝云曉等[11]提出一種基于液氣儲(chǔ)能的重載舉升機(jī)構(gòu)閉式泵控系統(tǒng)，采用蓄能器直接回收能量，提高了系統(tǒng)的操控性能和能量回收效率，與傳統(tǒng)負(fù)載敏感系統(tǒng)相比，主泵的能耗降低了27%。

二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)主要由恒壓源、變量馬達(dá)和蓄能器組成。衛(wèi)鵬斌等[12]在液壓挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)中應(yīng)用了二次調(diào)節(jié)技術(shù)，在回轉(zhuǎn)90°標(biāo)準(zhǔn)工況下，動(dòng)能回收效率可達(dá)到62.4%，節(jié)能效率達(dá)24.7%。顏韻琪等[13]提出一種基于二次調(diào)節(jié)控制的液壓回轉(zhuǎn)系統(tǒng)來回收挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)階段的制動(dòng)動(dòng)能，使用PID反饋控制變量馬達(dá)，能量回收效率為20.3%，使系統(tǒng)達(dá)到節(jié)能減排的目的。姜繼海等[14]運(yùn)用二次調(diào)節(jié)原理，以此為基礎(chǔ)研究了混合動(dòng)力液壓挖掘機(jī)，在油源部分設(shè)置高、低壓管路和卸荷管路，利用蓄能器回收能量，所提出的方案能量回收效率可達(dá)60%。

儲(chǔ)能系統(tǒng)中蓄能器的非線性變化對(duì)主回路影響較大[15]，朱曉基等[16]研究了蓄能器的穩(wěn)定性特點(diǎn)及液壓系統(tǒng)對(duì)蓄能器能量回收效率的影響，分析了馬達(dá)排量和系統(tǒng)壓力對(duì)能量回收效率的影響并設(shè)計(jì)試驗(yàn)，研究結(jié)果為蓄能器回路的設(shè)計(jì)提供依據(jù)。

HUANG Weinan等[17]以開式控制回路為基礎(chǔ)，對(duì)挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)能量回收技術(shù)進(jìn)行了深入研究，高效回收回轉(zhuǎn)動(dòng)能。秦濤等[18]采用液電混合驅(qū)動(dòng)方案驅(qū)動(dòng)上車回轉(zhuǎn)系統(tǒng)起動(dòng)，并且實(shí)現(xiàn)制動(dòng)動(dòng)能的回收，取得了良好的節(jié)能效果。陳正雄等[19]針對(duì)挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)，使用蓄能器與超級(jí)電容同時(shí)回收儲(chǔ)能，能量回收率達(dá)到了66.8%，研究表明，液電混合驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)節(jié)能效果顯著。

本研究提出了雙液壓馬達(dá)主被動(dòng)復(fù)合驅(qū)動(dòng)回路，對(duì)主驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)采用進(jìn)出口獨(dú)立控制技術(shù)，制定泵閥復(fù)合控制策略，降低回轉(zhuǎn)系統(tǒng)起動(dòng)過程中的溢流損失，對(duì)主動(dòng)馬達(dá)和被動(dòng)馬達(dá)的排量匹配問題進(jìn)行了研究，使回轉(zhuǎn)系統(tǒng)連續(xù)工作時(shí)間延長(zhǎng)，提高了系統(tǒng)工作效率。

1 系統(tǒng)工作原理

圖1為主被動(dòng)復(fù)合驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)原理圖。本系統(tǒng)主要包括液壓泵、主動(dòng)系統(tǒng)液壓馬達(dá)、被動(dòng)系統(tǒng)液壓馬達(dá)、換向閥、液壓蓄能器等。主動(dòng)馬達(dá)與被動(dòng)馬達(dá)并聯(lián)在上車大齒圈處，被動(dòng)馬達(dá)的進(jìn)出油腔分別與蓄能器和油箱連接，構(gòu)成被動(dòng)系統(tǒng)。起動(dòng)過程中主動(dòng)系統(tǒng)和被動(dòng)系統(tǒng)同時(shí)驅(qū)動(dòng)上車回轉(zhuǎn)，制動(dòng)過程采用被動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行能量回收。

以正向回轉(zhuǎn)為例，在起動(dòng)加速過程中，根據(jù)控制信號(hào)，閥V1，V2處于左位，閥V3處于右位，二位二通閥V4處于關(guān)閉狀態(tài)，此時(shí)主動(dòng)系統(tǒng)和被動(dòng)系統(tǒng)同時(shí)工作，為上車回轉(zhuǎn)系統(tǒng)提供能量，其中主動(dòng)系統(tǒng)由主泵供能，被動(dòng)系統(tǒng)液壓蓄能器中的高壓油通過被動(dòng)馬達(dá)輔助主動(dòng)回轉(zhuǎn)馬達(dá)實(shí)現(xiàn)液壓挖掘機(jī)上車回轉(zhuǎn)加速。

回轉(zhuǎn)系統(tǒng)減速制動(dòng)時(shí)，根據(jù)控制信號(hào)，閥V1，V2處于右位，閥V3處于左位，二位二通閥V4處于開啟狀態(tài)，使主動(dòng)系統(tǒng)回轉(zhuǎn)馬達(dá)左右兩腔連通，主動(dòng)系統(tǒng)處于空載狀態(tài)，不進(jìn)行減速制動(dòng)。由于上車回轉(zhuǎn)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速較高、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量較大，上車回轉(zhuǎn)系統(tǒng)帶動(dòng)被動(dòng)馬達(dá)向液壓蓄能器充液，將轉(zhuǎn)動(dòng)動(dòng)能轉(zhuǎn)化為液壓能存儲(chǔ)在液壓蓄能器中，實(shí)現(xiàn)了減速制動(dòng)及能量回收。

2 主被動(dòng)復(fù)合驅(qū)動(dòng)起動(dòng)、制動(dòng)過程控制方式

主驅(qū)動(dòng)回路在起動(dòng)階段，由于回轉(zhuǎn)平臺(tái)的慣性較大，轉(zhuǎn)速較低，馬達(dá)需求流量與主泵輸出流量存在較大差值，由此造成較大的溢流損失；制動(dòng)階段，手柄擺回中位，導(dǎo)致液壓馬達(dá)回油腔壓力升高，此過程中仍存在溢流損失。為減小起動(dòng)過程中的溢流損失，對(duì)主驅(qū)動(dòng)回路采用泵閥復(fù)合進(jìn)出口獨(dú)立控制方法，保持進(jìn)、回油閥全開，使泵輸出流量與負(fù)載運(yùn)行速度相匹配，圖2為起動(dòng)階段系統(tǒng)控制原理圖。

圖2 起動(dòng)階段系統(tǒng)控制原理

將手柄信號(hào)進(jìn)行積分處理后轉(zhuǎn)變?yōu)樘菪慰刂菩盘?hào)，給定Sai和Sbi為進(jìn)油閥與回油閥的開口度輸入信號(hào)，并轉(zhuǎn)換為斜率分別為ka，kb的斜坡信號(hào)；液壓泵為電控比例軸向柱塞泵，輸入信號(hào)為壓力給定信號(hào)和流量給定信號(hào)，液壓泵實(shí)時(shí)監(jiān)測(cè)泵擺角和泵輸出壓力并進(jìn)行反饋，設(shè)Δp=|ps-pp|，Δq=|qs-qp|，ps為液壓泵實(shí)際輸出壓力；pp為液壓泵給定壓力；qs為液壓泵實(shí)際輸出流量；qp為液壓泵給定流量。當(dāng)Δp<Δq時(shí)，液壓泵優(yōu)先控制實(shí)際輸出壓力達(dá)到給定值；當(dāng)Δp>Δq時(shí)，液壓泵優(yōu)先控制實(shí)際輸出流量達(dá)到給定值。將回轉(zhuǎn)液壓馬達(dá)的流量輸入信號(hào)轉(zhuǎn)變?yōu)樾逼滦盘?hào)，斜率kq由式(1)確定；將泵出口壓力給定值ps轉(zhuǎn)變?yōu)樾逼滦盘?hào)，斜率為kp，以此來滿足系統(tǒng)所需加速度。控制系統(tǒng)調(diào)整液壓泵與進(jìn)、回油閥各控制量輸入信號(hào)的斜率并進(jìn)行校正，使液壓泵與進(jìn)、回油閥的動(dòng)態(tài)響應(yīng)速度相匹配，實(shí)現(xiàn)了泵閥協(xié)調(diào)控制。

kq=(qsm+qx)/t

(1)

式中，qsm—— 液壓馬達(dá)的最大需求流量

qx—— 液壓馬達(dá)的泄漏流量

t—— 液壓馬達(dá)運(yùn)行達(dá)到流量最大所需時(shí)間

制動(dòng)過程中，通過式(2)判斷回轉(zhuǎn)系統(tǒng)是否處于制動(dòng)階段：當(dāng)ωrel·αrel≥0時(shí)，回轉(zhuǎn)系統(tǒng)處于加速運(yùn)行狀態(tài)；當(dāng)ωrel·αrel<0時(shí)，回轉(zhuǎn)系統(tǒng)處于減速運(yùn)行狀態(tài)。當(dāng)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)減速制動(dòng)時(shí)，通過控制信號(hào)使蓄能器控制閥打開，根據(jù)系統(tǒng)工作原理，主動(dòng)系統(tǒng)空載，只通過被動(dòng)系統(tǒng)制動(dòng)，上車回轉(zhuǎn)系統(tǒng)帶動(dòng)被動(dòng)馬達(dá)向液壓蓄能器充液，完全消除了主動(dòng)系統(tǒng)制動(dòng)過程中的溢流損失，能夠最大限度地回收能量。

(2)

式中,ωrel，αrel—— 傳感器采集的回轉(zhuǎn)系統(tǒng)實(shí)際運(yùn)行角速度和角加速度

3 參數(shù)設(shè)計(jì)及聯(lián)合仿真模型的建立

本研究基于某型號(hào)38 t液壓挖掘機(jī)進(jìn)行仿真分析，原機(jī)主驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)采用軸向柱塞變量泵，表1為原機(jī)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)參數(shù)。在起動(dòng)加速階段，被動(dòng)系統(tǒng)輔助主動(dòng)系統(tǒng)驅(qū)動(dòng)上車回轉(zhuǎn)，主驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)所提供的起動(dòng)扭矩小，則被動(dòng)馬達(dá)排量應(yīng)與原回轉(zhuǎn)系統(tǒng)馬達(dá)排量相同，為260 mL/r；主動(dòng)馬達(dá)可選較小排量，根據(jù)式(3)選擇主動(dòng)液壓馬達(dá)排量為155.8 mL/r。

表1 38 t液壓挖掘機(jī)上車回轉(zhuǎn)系統(tǒng)參數(shù)

(3)

式中，Mm—— 液壓馬達(dá)所承受的負(fù)載力矩

Δpm—— 液壓馬達(dá)進(jìn)油口與出油口的壓差

ηm—— 馬達(dá)機(jī)械效率

p1=(0.6～0.85)p2

(4)

0.25p2≤p0≤0.9p1

(5)

(6)

式中，Ez—— 1個(gè)工作循環(huán)可回收的制動(dòng)動(dòng)能

p0，p1，p2—— 蓄能器的預(yù)充壓力、最低工作壓力及最高工作壓力

pacc，Vacc—— 蓄能器任意工作狀態(tài)下的壓力和容積

C—— 常數(shù)

為保證系統(tǒng)工作要求，采用活塞式液壓蓄能器，設(shè)定蓄能器的最高工作壓力35 MPa；公稱容積為1～50 L，本研究選擇蓄能器容積為40 L，預(yù)充壓力p0為26 MPa。

將液壓挖掘機(jī)動(dòng)臂、斗桿、鏟斗、主架結(jié)構(gòu)及底盤的三維模型導(dǎo)入到SimulationX聯(lián)合仿真軟件，完成液壓挖掘機(jī)機(jī)械模型的搭建；建立主被動(dòng)復(fù)合驅(qū)動(dòng)液壓系統(tǒng)，添加前述控制系統(tǒng)。設(shè)定仿真系統(tǒng)的運(yùn)行工況為：滿載正轉(zhuǎn)運(yùn)行90°后卸載，空載反向運(yùn)行回到起始位置。圖3為搭建的主被動(dòng)復(fù)合驅(qū)動(dòng)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)聯(lián)合仿真模型。

圖3 主被動(dòng)復(fù)合驅(qū)動(dòng)挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)聯(lián)合仿真模型

在實(shí)際運(yùn)行過程中，蓄能器的能量回收/釋放計(jì)算如下：

(7)

挖掘機(jī)上部回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)在起動(dòng)/制動(dòng)時(shí)，其獲得/損失的能量計(jì)算公式為：

(8)

式中，J—— 上車回轉(zhuǎn)系統(tǒng)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量

ω1—— 開始起動(dòng)/制動(dòng)時(shí)系統(tǒng)的角速度

ω2—— 起動(dòng)/制動(dòng)完成后系統(tǒng)的角速度

能量回收率η1和能量再利用率η2為：

(9)

(10)

式中，Eh1，Es1—— 被動(dòng)液壓系統(tǒng)蓄能器回收、釋放的能量

Eh2，Es2—— 上車回轉(zhuǎn)系統(tǒng)獲得、損失的能量

4 運(yùn)行特性及能耗分析

4.1 運(yùn)行特性分析

圖4為滿載-空載回轉(zhuǎn)運(yùn)行90°工況下，上車回轉(zhuǎn)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速nr、角位移θ曲線。主被動(dòng)復(fù)合驅(qū)動(dòng)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)中，在手柄信號(hào)作用下，2.4～5.3 s，挖掘機(jī)上車回轉(zhuǎn)系統(tǒng)起動(dòng)并加速，最大回轉(zhuǎn)速度為5.8 r/min；5.3～7.6 s，由被動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行減速制動(dòng)及能量回收；14.3～19.0 s，掘機(jī)空載運(yùn)行完成起動(dòng)、制動(dòng)及能量回收過程，最大回轉(zhuǎn)速度為6.3 r/min；第9.7秒時(shí)系統(tǒng)完成1個(gè)工作循環(huán)，運(yùn)行結(jié)束后上車回轉(zhuǎn)系統(tǒng)運(yùn)行到起始位置。對(duì)于傳統(tǒng)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)而言，在1個(gè)工作循環(huán)完成后，挖掘機(jī)上車回轉(zhuǎn)系統(tǒng)的最終停止位置與初始位置相比產(chǎn)生了17°的偏差；而主被動(dòng)復(fù)合驅(qū)動(dòng)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)在1個(gè)工作循環(huán)完成后，在被動(dòng)系統(tǒng)的制動(dòng)作用下，回轉(zhuǎn)角度的偏差為1.2°，因此主被動(dòng)復(fù)合驅(qū)動(dòng)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)的定位精度更高。在挖掘機(jī)的實(shí)際工作過程中，提高回轉(zhuǎn)系統(tǒng)的定位精度有利于提高工作效率，節(jié)省裝卸時(shí)間。

圖4 上車回轉(zhuǎn)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速及位移

為滿足系統(tǒng)起動(dòng)的扭矩要求，根據(jù)挖掘機(jī)上車回轉(zhuǎn)系統(tǒng)的力矩平衡方程式(11) 計(jì)算可得，38 t級(jí)液壓挖掘機(jī)上車回轉(zhuǎn)系統(tǒng)起動(dòng)需求扭矩約為1 kN·m。

(11)

式中，pa，pb—— 液壓馬達(dá)進(jìn)油口、出油口壓力

θ0—— 運(yùn)行過程中液壓馬達(dá)轉(zhuǎn)角

Bm—— 黏性阻尼系數(shù)

Dm—— 液壓馬達(dá)排量

TZ—— 回轉(zhuǎn)系統(tǒng)運(yùn)行阻力矩

d(t) —— 儲(chǔ)能系統(tǒng)干擾項(xiàng)

圖5為滿載-空載回轉(zhuǎn)90°工況主被動(dòng)復(fù)合驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)扭矩分配及蓄能器壓力變化仿真曲線。在起動(dòng)初期被動(dòng)馬達(dá)輸出扭矩較大，為0.7～0.9 kN·m，主動(dòng)馬達(dá)輸出扭矩較小，為0.1～0.4 kN·m，主動(dòng)馬達(dá)和被動(dòng)馬達(dá)提供的總力矩為0.8～1.2 kN·m，滿足上車回轉(zhuǎn)系統(tǒng)起動(dòng)需求扭矩；5.3～7.6 s，被動(dòng)馬達(dá)軸上扭矩為1.1 kN·m，帶動(dòng)馬達(dá)向蓄能器充液；起動(dòng)過程中蓄能器壓力由26 MPa下降為22 MPa，制動(dòng)過程中通過被動(dòng)系統(tǒng)向蓄能器充液，蓄能器壓力達(dá)到25.7 MPa。

圖5 馬達(dá)扭矩及蓄能器壓力

圖6為滿載-空載回轉(zhuǎn)90°工況原機(jī)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)馬達(dá)A，B腔壓力變化曲線。起動(dòng)過程中2.3～2.6 s馬達(dá)A腔壓力達(dá)到系統(tǒng)調(diào)定壓力30 MPa，產(chǎn)生較大的壓力沖擊。6.7～7.3 s制動(dòng)結(jié)束，馬達(dá)A腔產(chǎn)生7～13 MPa 的壓力波動(dòng)，馬達(dá)B腔產(chǎn)生3～7 MPa的壓力波動(dòng)；下一循環(huán)起動(dòng)過程中9.8～10 s馬達(dá)B腔壓力達(dá)到系統(tǒng)調(diào)定壓力30 MPa，同樣產(chǎn)生較大的壓力沖擊。14～16 s制動(dòng)結(jié)束，馬達(dá)B腔產(chǎn)生5～14 MPa 的壓力波動(dòng)，馬達(dá)A腔產(chǎn)生4～7.5 MPa的壓力波動(dòng)。

圖6 原機(jī)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)馬達(dá)各腔壓力

圖7為滿載-空載回轉(zhuǎn)90°工況主被動(dòng)復(fù)合驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)主動(dòng)馬達(dá)與被動(dòng)馬達(dá)A，B腔壓力仿真曲線。滿載運(yùn)行階段，2.3～4.5 s，主動(dòng)馬達(dá)A腔壓力為14 MPa，B腔產(chǎn)生1.1 MPa的背壓，被動(dòng)馬達(dá)A腔壓力為21～25 MPa，輔助主動(dòng)馬達(dá)驅(qū)動(dòng)上車起動(dòng)，B腔背壓為2.8 MPa。起動(dòng)完成后主動(dòng)馬達(dá)A腔壓力為30 MPa，被動(dòng)馬達(dá)A腔壓力為0.5 MPa。5.3～10 s為制動(dòng)過程，主動(dòng)馬達(dá)A，B腔均保持較低壓力，被動(dòng)馬達(dá)A腔壓力為1.8 MPa，B腔壓力為26 MPa，以完成蓄能器的充液過程?？蛰d運(yùn)行階段的壓力變化與滿載運(yùn)行階段壓力變化相似。

圖7 馬達(dá)各腔壓力

通過對(duì)比圖6、圖7可以得出，采用主被動(dòng)復(fù)合驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)，回轉(zhuǎn)馬達(dá)兩腔的壓力沖擊得以降低，減小了液壓系統(tǒng)的沖擊，提高了系統(tǒng)的運(yùn)行平穩(wěn)性。

4.2 能效特性分析

在滿載-空載運(yùn)行90°工況下，圖8為主被動(dòng)復(fù)合驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)主動(dòng)馬達(dá)與被動(dòng)馬達(dá)的功率消耗仿真曲線。

圖8 馬達(dá)消耗功率曲線

滿載起動(dòng)初期主動(dòng)馬達(dá)消耗的功率較小，被動(dòng)馬達(dá)輔助起動(dòng)的時(shí)間為2～4.3 s，這一過程中主動(dòng)馬達(dá)消耗的功率為19 kW；起動(dòng)完成后主動(dòng)馬達(dá)消耗功率為48 kW，被動(dòng)馬達(dá)輔助起動(dòng)消耗的功率為41 kW；在空載起動(dòng)階段，主動(dòng)馬達(dá)消耗的功率為50 kW，被動(dòng)馬達(dá)輔助起動(dòng)消耗功率為45 kW，在制動(dòng)階段，回轉(zhuǎn)系統(tǒng)被動(dòng)馬達(dá)消耗較大功率，主動(dòng)馬達(dá)消耗功率較小。

圖9為滿載-空載回轉(zhuǎn)90°工況下主被動(dòng)復(fù)合驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)蓄能器壓力pacc、能量Ea變化及回轉(zhuǎn)動(dòng)能Eb變化曲線。2.4～5.3 s，蓄能器輔助主動(dòng)系統(tǒng)驅(qū)動(dòng)上車回轉(zhuǎn)，回轉(zhuǎn)動(dòng)能逐漸增加，峰值為103 kJ；5.3～7.6 s處于制動(dòng)狀態(tài)，蓄能器存儲(chǔ)制動(dòng)能量，壓力逐漸升高。在整個(gè)起動(dòng)和制動(dòng)過程中，蓄能器回收能量為72 kJ，能量回收率為69.9%。14.2～18.4 s，上車回轉(zhuǎn)系統(tǒng)空載加速起動(dòng)并制動(dòng)，這一過程中動(dòng)能峰值為102 kJ，蓄能器回收能量為71 kJ，能量回收率為69.6%。

圖9 蓄能器壓力及回轉(zhuǎn)能量變化曲線

5 雙馬達(dá)復(fù)合驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)優(yōu)化

主被動(dòng)復(fù)合驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)能量回收效果顯著，但存在如下缺點(diǎn)。如圖10所示，空載制動(dòng)后蓄能器壓力下降，在下1個(gè)工作循環(huán)中起動(dòng)能力不足，使回轉(zhuǎn)系統(tǒng)起動(dòng)速度降低，難以到達(dá)預(yù)定工作位置。這一缺陷使得挖掘機(jī)實(shí)際作業(yè)過程中，需適時(shí)對(duì)蓄能器進(jìn)行補(bǔ)油，降低了工作效率。為此提出改變被動(dòng)馬達(dá)排量的優(yōu)化方案。將馬達(dá)排量設(shè)置為170， 200， 230， 260， 300 mL/r，設(shè)定工作狀態(tài)為空載制動(dòng)、半載起動(dòng)，進(jìn)行仿真分析。

圖10 蓄能器壓力及上車回轉(zhuǎn)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)角

1個(gè)工作循環(huán)中，被動(dòng)回轉(zhuǎn)馬達(dá)取不同排量值時(shí)蓄能器壓力pacc、主泵輸出能量Ec如圖11、圖12所示。當(dāng)被動(dòng)馬達(dá)排量為170 mL/r時(shí)，蓄能器壓力釋放時(shí)未達(dá)到最低工作壓力，1個(gè)工作循環(huán)后蓄能器壓力高于預(yù)充壓力，蓄能器未起到輔助起動(dòng)作用，且主泵輸出能量較大，增加了主動(dòng)系統(tǒng)的能耗；當(dāng)被動(dòng)馬達(dá)排量為200 mL/r時(shí)，蓄能器壓力釋放充分，經(jīng)過1個(gè)工作循環(huán)后蓄能器壓力為25.8 MPa，蓄能器的壓力變化0.2 MPa；當(dāng)被動(dòng)馬達(dá)排量為230， 260， 300 mL/r時(shí)，經(jīng)過1個(gè)工作循環(huán)后蓄能器壓力下降，不滿足下1工作循環(huán)起動(dòng)要求，而主泵輸出能量值相近。

圖11 不同馬達(dá)排量時(shí)的蓄能器壓力

圖12 不同馬達(dá)排量時(shí)的主泵輸出能量

降低了液壓馬達(dá)排量會(huì)導(dǎo)致系統(tǒng)能耗增加；采用大排量馬達(dá)會(huì)導(dǎo)致蓄能器壓力損耗增加，造成了不必要的浪費(fèi)，回轉(zhuǎn)系統(tǒng)連續(xù)工作循環(huán)次數(shù)減少，故馬達(dá)排量不可過大。選擇合適的液壓馬達(dá)排量可以有效減少補(bǔ)油頻次，延長(zhǎng)連續(xù)工作的時(shí)間，在不影響挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)起/制動(dòng)性能的前提下，選擇A6VM200軸向柱塞馬達(dá)，排量為200 mL/r，額定壓力為40 MPa。

圖13為優(yōu)化后系統(tǒng)經(jīng)過2個(gè)標(biāo)準(zhǔn)工作循環(huán)后蓄能器的壓力pacc、回轉(zhuǎn)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速nr、轉(zhuǎn)角θ變化曲線。由仿真曲線可知，2個(gè)工作循環(huán)中蓄能器壓力變化較為穩(wěn)定，壓力波動(dòng)?。辉?6.6～24.2 s蓄能器完成由空載制動(dòng)到滿載起動(dòng)的運(yùn)行過程，速度變化平穩(wěn)，無明顯速度波動(dòng)；在相同的手柄信號(hào)控制作用下，滿足回轉(zhuǎn)運(yùn)行90°位置要求，整個(gè)工作循環(huán)中能量回收率提高到90%。

圖13 優(yōu)化后的蓄能器壓力及上車回轉(zhuǎn)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)角

圖14為滿載和空載工況下，挖掘機(jī)分別回轉(zhuǎn)90°和180°時(shí)原機(jī)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)與主被動(dòng)復(fù)合驅(qū)動(dòng)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)能耗Es2對(duì)比。

圖14 不同工況下系統(tǒng)能耗對(duì)比

滿載90°工況時(shí)，原機(jī)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)消耗能量600.7 kJ，主被動(dòng)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)消耗能量281.5 kJ，能耗降低53.1%；空載90°工況時(shí)，原機(jī)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)消耗能量418.9 kJ，主被動(dòng)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)消耗能量267.8 kJ，能耗降低35.9%；滿載180°工況時(shí)，原機(jī)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)消耗能量816.6 kJ，主被動(dòng)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)消耗能量436.1 kJ，能耗降低46.6%；空載180°工況時(shí)，原機(jī)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)消耗能量513.9 kJ，主被動(dòng)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)消耗能量319.4 kJ，能耗降低37.8%。結(jié)果表明，主被動(dòng)復(fù)合驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)與原機(jī)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)相比能耗降低，在滿載工況下節(jié)能效果更為顯著。

6 結(jié)論

(1) 提出液壓挖掘機(jī)雙馬達(dá)主被動(dòng)復(fù)合驅(qū)動(dòng)上車回轉(zhuǎn)系統(tǒng)，能夠高效回收上車回轉(zhuǎn)制動(dòng)能量，降低了主驅(qū)動(dòng)回路的驅(qū)動(dòng)功率，可降低能耗達(dá)35.9%～53.1%；

(2) 對(duì)主驅(qū)動(dòng)回路采用進(jìn)出口獨(dú)立控制，通過主泵與進(jìn)出口兩閥的動(dòng)作協(xié)調(diào)匹配，有效減小了起動(dòng)過程中的溢流損失，降低了能耗，提高了回轉(zhuǎn)定位精度；

(3) 對(duì)主被動(dòng)液壓馬達(dá)進(jìn)行排量值匹配，有效減少補(bǔ)油頻次，延長(zhǎng)連續(xù)工作的時(shí)間，提高工作效率。