液压挖掘机主被动复合驱动回转系统特性及能效

乔佳楠， 权 龙， 葛 磊， 黄伟男， 秦 涛

(太原理工大学 新型传感器与智能控制教育部和山西省重点实验室， 山西 太原 030024)

液压挖掘机上车回转系统在工作循环中存在起动溢流损失及制动能量损失[1]。当前，对液压挖掘机回转系统节能的研究，主要集中在进出口独立控制、 闭式泵控技术、二次调节技术等方面[2-3]。

传统四边联动控制阀造成了进出油口同时节流、节流损失严重的问题[4]。汪成文等[5]提出了进出口独立调节负载敏感系统，利用自抗扰控制方法较好地解决了液压系统中各控制自由度的耦合问题。刘凯磊等[6]将负载敏感技术与负载口独立控制技术相结合并应用于液压马达，降低了能耗。董致新等[7]针对四边联动阀控制液压执行器能耗大的问题，对挖掘机回转液压马达采用进出口独立控制，显著降低了工作口压差，提高了能量利用率。黄伟男等[8]采用进出口独立回路控制液压挖掘机回转系统，并与原机系统试验结果进行对比,结果表明能耗降低25.5%，经阀口损失的压力减小，有效抑制了上车回转系统的速度波动。

闭式泵控的基本回路为变量泵拖动液压马达，马达的出油口与泵的进油口连接构成泵控回路，适用于中、大功率的调速系统。张德等[9]基于闭式泵控马达液压系统，对负载和转速变化时的系统稳定性进行分析，为挖掘机回转系统在非平稳工况下的稳定性研究提供理论依据。鄢华林等[10]分析了闭式泵控系统采用一般控制算法时超调量大、响应慢的问题，提出了智能积分伪微分算法，系统响应速度快，有效降低了速度波动，提高了系统稳定性。郝云晓等[11]提出一种基于液气储能的重载举升机构闭式泵控系统，采用蓄能器直接回收能量，提高了系统的操控性能和能量回收效率，与传统负载敏感系统相比，主泵的能耗降低了27%。

二次调节系统主要由恒压源、变量马达和蓄能器组成。卫鹏斌等[12]在液压挖掘机回转系统中应用了二次调节技术，在回转90°标准工况下，动能回收效率可达到62.4%，节能效率达24.7%。颜韵琪等[13]提出一种基于二次调节控制的液压回转系统来回收挖掘机回转阶段的制动动能，使用PID反馈控制变量马达，能量回收效率为20.3%，使系统达到节能减排的目的。姜继海等[14]运用二次调节原理，以此为基础研究了混合动力液压挖掘机，在油源部分设置高、低压管路和卸荷管路，利用蓄能器回收能量，所提出的方案能量回收效率可达60%。

储能系统中蓄能器的非线性变化对主回路影响较大[15]，朱晓基等[16]研究了蓄能器的稳定性特点及液压系统对蓄能器能量回收效率的影响，分析了马达排量和系统压力对能量回收效率的影响并设计试验，研究结果为蓄能器回路的设计提供依据。

HUANG Weinan等[17]以开式控制回路为基础，对挖掘机回转驱动系统能量回收技术进行了深入研究，高效回收回转动能。秦涛等[18]采用液电混合驱动方案驱动上车回转系统起动，并且实现制动动能的回收，取得了良好的节能效果。陈正雄等[19]针对挖掘机回转机构，使用蓄能器与超级电容同时回收储能，能量回收率达到了66.8%，研究表明，液电混合驱动系统节能效果显著。

本研究提出了双液压马达主被动复合驱动回路，对主驱动系统采用进出口独立控制技术，制定泵阀复合控制策略，降低回转系统起动过程中的溢流损失，对主动马达和被动马达的排量匹配问题进行了研究，使回转系统连续工作时间延长，提高了系统工作效率。

图1为主被动复合驱动系统原理图。本系统主要包括液压泵、主动系统液压马达、被动系统液压马达、换向阀、液压蓄能器等。主动马达与被动马达并联在上车大齿圈处，被动马达的进出油腔分别与蓄能器和油箱连接，构成被动系统。起动过程中主动系统和被动系统同时驱动上车回转，制动过程采用被动系统进行能量回收。

以正向回转为例，在起动加速过程中，根据控制信号，阀V1，V2处于左位，阀V3处于右位，二位二通阀V4处于关闭状态，此时主动系统和被动系统同时工作，为上车回转系统提供能量，其中主动系统由主泵供能，被动系统液压蓄能器中的高压油通过被动马达辅助主动回转马达实现液压挖掘机上车回转加速。

回转系统减速制动时，根据控制信号，阀V1，V2处于右位，阀V3处于左位，二位二通阀V4处于开启状态，使主动系统回转马达左右两腔连通，主动系统处于空载状态，不进行减速制动。由于上车回转系统转速较高、转动惯量较大，上车回转系统带动被动马达向液压蓄能器充液，将转动动能转化为液压能存储在液压蓄能器中，实现了减速制动及能量回收。

主驱动回路在起动阶段，由于回转平台的惯性较大，转速较低，马达需求流量与主泵输出流量存在较大差值，由此造成较大的溢流损失；
制动阶段，手柄摆回中位，导致液压马达回油腔压力升高，此过程中仍存在溢流损失。为减小起动过程中的溢流损失，对主驱动回路采用泵阀复合进出口独立控制方法，保持进、回油阀全开，使泵输出流量与负载运行速度相匹配，图2为起动阶段系统控制原理图。

图2 起动阶段系统控制原理

将手柄信号进行积分处理后转变为梯形控制信号，给定Sai和Sbi为进油阀与回油阀的开口度输入信号，并转换为斜率分别为ka，kb的斜坡信号；
液压泵为电控比例轴向柱塞泵，输入信号为压力给定信号和流量给定信号，液压泵实时监测泵摆角和泵输出压力并进行反馈，设Δp=|ps-pp|，Δq=|qs-qp|，ps为液压泵实际输出压力；
pp为液压泵给定压力；
qs为液压泵实际输出流量；
qp为液压泵给定流量。当Δp<Δq时，液压泵优先控制实际输出压力达到给定值；
当Δp>Δq时，液压泵优先控制实际输出流量达到给定值。将回转液压马达的流量输入信号转变为斜坡信号，斜率kq由式(1)确定；
将泵出口压力给定值ps转变为斜坡信号，斜率为kp，以此来满足系统所需加速度。控制系统调整液压泵与进、回油阀各控制量输入信号的斜率并进行校正，使液压泵与进、回油阀的动态响应速度相匹配，实现了泵阀协调控制。

kq=(qsm+qx)/t

(1)

式中，qsm—— 液压马达的最大需求流量

qx—— 液压马达的泄漏流量

t—— 液压马达运行达到流量最大所需时间

制动过程中，通过式(2)判断回转系统是否处于制动阶段：当ωrel·αrel≥0时，回转系统处于加速运行状态；
当ωrel·αrel<0时，回转系统处于减速运行状态。当回转系统减速制动时，通过控制信号使蓄能器控制阀打开，根据系统工作原理，主动系统空载，只通过被动系统制动，上车回转系统带动被动马达向液压蓄能器充液，完全消除了主动系统制动过程中的溢流损失，能够最大限度地回收能量。

(2)

式中,ωrel，αrel—— 传感器采集的回转系统实际运行角速度和角加速度

本研究基于某型号38 t液压挖掘机进行仿真分析，原机主驱动系统采用轴向柱塞变量泵，表1为原机回转系统参数。在起动加速阶段，被动系统辅助主动系统驱动上车回转，主驱动系统所提供的起动扭矩小，则被动马达排量应与原回转系统马达排量相同，为260 mL/r；
主动马达可选较小排量，根据式(3)选择主动液压马达排量为155.8 mL/r。

表1 38 t液压挖掘机上车回转系统参数

(3)

式中，Mm—— 液压马达所承受的负载力矩

Δpm—— 液压马达进油口与出油口的压差

ηm—— 马达机械效率

p1=(0.6～0.85)p2

(4)

0.25p2≤p0≤0.9p1

(5)

(6)

式中，Ez—— 1个工作循环可回收的制动动能

p0，p1，p2—— 蓄能器的预充压力、最低工作压力及最高工作压力

pacc，Vacc—— 蓄能器任意工作状态下的压力和容积

C—— 常数

为保证系统工作要求，采用活塞式液压蓄能器，设定蓄能器的最高工作压力35 MPa；
公称容积为1～50 L，本研究选择蓄能器容积为40 L，预充压力p0为26 MPa。

将液压挖掘机动臂、斗杆、铲斗、主架结构及底盘的三维模型导入到SimulationX联合仿真软件，完成液压挖掘机机械模型的搭建；
建立主被动复合驱动液压系统，添加前述控制系统。设定仿真系统的运行工况为：满载正转运行90°后卸载，空载反向运行回到起始位置。图3为搭建的主被动复合驱动回转系统联合仿真模型。

图3 主被动复合驱动挖掘机回转系统联合仿真模型

在实际运行过程中，蓄能器的能量回收/释放计算如下：

(7)

挖掘机上部回转机构在起动/制动时，其获得/损失的能量计算公式为：

(8)

式中，J—— 上车回转系统的转动惯量

ω1—— 开始起动/制动时系统的角速度

ω2—— 起动/制动完成后系统的角速度

能量回收率η1和能量再利用率η2为：

(9)

(10)

式中，Eh1，Es1—— 被动液压系统蓄能器回收、释放的能量

Eh2，Es2—— 上车回转系统获得、损失的能量

4.1 运行特性分析

图4为满载-空载回转运行90°工况下，上车回转系统转速nr、角位移θ曲线。主被动复合驱动回转系统中，在手柄信号作用下，2.4～5.3 s，挖掘机上车回转系统起动并加速，最大回转速度为5.8 r/min；
5.3～7.6 s，由被动系统进行减速制动及能量回收；
14.3～19.0 s，掘机空载运行完成起动、制动及能量回收过程，最大回转速度为6.3 r/min；
第9.7秒时系统完成1个工作循环，运行结束后上车回转系统运行到起始位置。对于传统驱动系统而言，在1个工作循环完成后，挖掘机上车回转系统的最终停止位置与初始位置相比产生了17°的偏差；
而主被动复合驱动回转系统在1个工作循环完成后，在被动系统的制动作用下，回转角度的偏差为1.2°，因此主被动复合驱动回转系统的定位精度更高。在挖掘机的实际工作过程中，提高回转系统的定位精度有利于提高工作效率，节省装卸时间。

图4 上车回转系统转速及位移

为满足系统起动的扭矩要求，根据挖掘机上车回转系统的力矩平衡方程式(11) 计算可得，38 t级液压挖掘机上车回转系统起动需求扭矩约为1 kN·m。

(11)

式中，pa，pb—— 液压马达进油口、出油口压力

θ0—— 运行过程中液压马达转角

Bm—— 黏性阻尼系数

Dm—— 液压马达排量

TZ—— 回转系统运行阻力矩

d(t) —— 储能系统干扰项

图5为满载-空载回转90°工况主被动复合驱动系统扭矩分配及蓄能器压力变化仿真曲线。在起动初期被动马达输出扭矩较大，为0.7～0.9 kN·m，主动马达输出扭矩较小，为0.1～0.4 kN·m，主动马达和被动马达提供的总力矩为0.8～1.2 kN·m，满足上车回转系统起动需求扭矩；
5.3～7.6 s，被动马达轴上扭矩为1.1 kN·m，带动马达向蓄能器充液；
起动过程中蓄能器压力由26 MPa下降为22 MPa，制动过程中通过被动系统向蓄能器充液，蓄能器压力达到25.7 MPa。

图5 马达扭矩及蓄能器压力

图6为满载-空载回转90°工况原机回转系统马达A，B腔压力变化曲线。起动过程中2.3～2.6 s马达A腔压力达到系统调定压力30 MPa，产生较大的压力冲击。6.7～7.3 s制动结束，马达A腔产生7～13 MPa 的压力波动，马达B腔产生3～7 MPa的压力波动；
下一循环起动过程中9.8～10 s马达B腔压力达到系统调定压力30 MPa，同样产生较大的压力冲击。14～16 s制动结束，马达B腔产生5～14 MPa 的压力波动，马达A腔产生4～7.5 MPa的压力波动。

图6 原机回转系统马达各腔压力

图7为满载-空载回转90°工况主被动复合驱动系统主动马达与被动马达A，B腔压力仿真曲线。满载运行阶段，2.3～4.5 s，主动马达A腔压力为14 MPa，B腔产生1.1 MPa的背压，被动马达A腔压力为21～25 MPa，辅助主动马达驱动上车起动，B腔背压为2.8 MPa。起动完成后主动马达A腔压力为30 MPa，被动马达A腔压力为0.5 MPa。5.3～10 s为制动过程，主动马达A，B腔均保持较低压力，被动马达A腔压力为1.8 MPa，B腔压力为26 MPa，以完成蓄能器的充液过程。空载运行阶段的压力变化与满载运行阶段压力变化相似。

图7 马达各腔压力

通过对比图6、图7可以得出，采用主被动复合驱动系统，回转马达两腔的压力冲击得以降低，减小了液压系统的冲击，提高了系统的运行平稳性。

4.2 能效特性分析

在满载-空载运行90°工况下，图8为主被动复合驱动系统主动马达与被动马达的功率消耗仿真曲线。

图8 马达消耗功率曲线

满载起动初期主动马达消耗的功率较小，被动马达辅助起动的时间为2～4.3 s，这一过程中主动马达消耗的功率为19 kW；
起动完成后主动马达消耗功率为48 kW，被动马达辅助起动消耗的功率为41 kW；
在空载起动阶段，主动马达消耗的功率为50 kW，被动马达辅助起动消耗功率为45 kW，在制动阶段，回转系统被动马达消耗较大功率，主动马达消耗功率较小。

图9为满载-空载回转90°工况下主被动复合驱动系统蓄能器压力pacc、能量Ea变化及回转动能Eb变化曲线。2.4～5.3 s，蓄能器辅助主动系统驱动上车回转，回转动能逐渐增加，峰值为103 kJ；
5.3～7.6 s处于制动状态，蓄能器存储制动能量，压力逐渐升高。在整个起动和制动过程中，蓄能器回收能量为72 kJ，能量回收率为69.9%。14.2～18.4 s，上车回转系统空载加速起动并制动，这一过程中动能峰值为102 kJ，蓄能器回收能量为71 kJ，能量回收率为69.6%。

图9 蓄能器压力及回转能量变化曲线

主被动复合驱动系统能量回收效果显著，但存在如下缺点。如图10所示，空载制动后蓄能器压力下降，在下1个工作循环中起动能力不足，使回转系统起动速度降低，难以到达预定工作位置。这一缺陷使得挖掘机实际作业过程中，需适时对蓄能器进行补油，降低了工作效率。为此提出改变被动马达排量的优化方案。将马达排量设置为170， 200， 230， 260， 300 mL/r，设定工作状态为空载制动、半载起动，进行仿真分析。

图10 蓄能器压力及上车回转系统转速、转角

1个工作循环中，被动回转马达取不同排量值时蓄能器压力pacc、主泵输出能量Ec如图11、图12所示。当被动马达排量为170 mL/r时，蓄能器压力释放时未达到最低工作压力，1个工作循环后蓄能器压力高于预充压力，蓄能器未起到辅助起动作用，且主泵输出能量较大，增加了主动系统的能耗；
当被动马达排量为200 mL/r时，蓄能器压力释放充分，经过1个工作循环后蓄能器压力为25.8 MPa，蓄能器的压力变化0.2 MPa；
当被动马达排量为230， 260， 300 mL/r时，经过1个工作循环后蓄能器压力下降，不满足下1工作循环起动要求，而主泵输出能量值相近。

图11 不同马达排量时的蓄能器压力

图12 不同马达排量时的主泵输出能量

降低了液压马达排量会导致系统能耗增加；
采用大排量马达会导致蓄能器压力损耗增加，造成了不必要的浪费，回转系统连续工作循环次数减少，故马达排量不可过大。选择合适的液压马达排量可以有效减少补油频次，延长连续工作的时间，在不影响挖掘机回转起/制动性能的前提下，选择A6VM200轴向柱塞马达，排量为200 mL/r，额定压力为40 MPa。

图13为优化后系统经过2个标准工作循环后蓄能器的压力pacc、回转系统转速nr、转角θ变化曲线。由仿真曲线可知，2个工作循环中蓄能器压力变化较为稳定，压力波动小；
在16.6～24.2 s蓄能器完成由空载制动到满载起动的运行过程，速度变化平稳，无明显速度波动；
在相同的手柄信号控制作用下，满足回转运行90°位置要求，整个工作循环中能量回收率提高到90%。

图13 优化后的蓄能器压力及上车回转系统转速、转角

图14为满载和空载工况下，挖掘机分别回转90°和180°时原机回转系统与主被动复合驱动回转系统能耗Es2对比。

图14 不同工况下系统能耗对比

满载90°工况时，原机回转系统消耗能量600.7 kJ，主被动回转系统消耗能量281.5 kJ，能耗降低53.1%；
空载90°工况时，原机回转系统消耗能量418.9 kJ，主被动回转系统消耗能量267.8 kJ，能耗降低35.9%；
满载180°工况时，原机回转系统消耗能量816.6 kJ，主被动回转系统消耗能量436.1 kJ，能耗降低46.6%；
空载180°工况时，原机回转系统消耗能量513.9 kJ，主被动回转系统消耗能量319.4 kJ，能耗降低37.8%。结果表明，主被动复合驱动系统与原机回转系统相比能耗降低，在满载工况下节能效果更为显著。

(1) 提出液压挖掘机双马达主被动复合驱动上车回转系统，能够高效回收上车回转制动能量，降低了主驱动回路的驱动功率，可降低能耗达35.9%～53.1%；

(2) 对主驱动回路采用进出口独立控制，通过主泵与进出口两阀的动作协调匹配，有效减小了起动过程中的溢流损失，降低了能耗，提高了回转定位精度；

(3) 对主被动液压马达进行排量值匹配，有效减少补油频次，延长连续工作的时间，提高工作效率。