旋挖鉆機主卷揚勢能回收系統動態特性研究

陳 俊，江 偉，何 林

（六盤水師范學院礦業與土木工程學院，貴州 六盤水 553004）

1 引言

主卷揚系統是旋挖鉆機的主要工作機構，在進行作業時需要反復的抬高和降低，由于旋挖鉆機主卷揚結構具有較大的重力勢能，下放過程中大部分能量都以熱能的形式消耗在液壓系統中，不僅造成了能量的浪費，同時也對加大了液壓系統的熱負荷，并且影響了散熱系統的散熱效果。針對此種情況，學者們提出了很多具有針對性的解決方法。文獻[1]設計了勢能回收節能系統，發現主卷揚下降85m 時能節能57.3%。文獻[2]研究發現全局功率匹配控制策略相比恒功率控制節省燃油約6%。文獻[3]分析了基于功率極限負荷前饋控制的旋挖鉆機發動機CAN 總線數據，避免發動機掉速提高燃油利用率。文獻[4]為了回收旋挖鉆機在回轉過程的制動能量，設計了包括二次調節元件和液壓蓄能器的能量回收系統。文獻[5]設計了基于主軸轉速反饋的PID 控制算法的鉆機二次調節系統。文獻[6]開發了一種調節主卷揚馬達排量、發電機控制扭矩以及節流閥開口度的控制策略。綜上所述，盡管不同學者提出了不同的結構方案，但是沒有對應用于主卷揚勢能回收系統的實際性能進行具體的研究。為了減少發動機的燃油消耗量，以某型號旋挖鉆機主卷揚傳動機構為研究對象設計了一套勢能回收系統，將釆用二次元件泵和蓄能器引入到勢能回收系統中，建立了主要元件的數學模型和勢能回收系統的一維機-液耦合仿真模型，并設計了邏輯門限控制策略，通過仿真模擬了節流孔徑、彈簧剛度對平衡閥性能的影響，分析了蓄能器的工作性能，研究了勢能回收系統的動態特性和發動機的節油效果，研究結果對于優化勢能回收系統結構，提高液壓系統的穩定性具有重要意義。

2 主卷揚勢能回收液壓系統

2.1 工作原理

旋挖鉆機的主卷揚傳動系統主要進行上升和下降兩種工作過程，其中一條油路通過控制三位四通電磁換向閥將從主泵流出的液壓油引入到主卷揚馬達制動液壓缸中，從而解除制動；另一條油路進入平衡閥推動閥芯右移，液壓油推動馬達旋轉，主卷揚開始下降；主卷揚下放過程中驅動二次元件泵，將泵出的液壓油經過二位二通閥和單向閥后流入蓄能器中儲能；當主卷揚系統進行提升作業時，液壓油進入主卷揚馬達左腔，同時，經節流閥推動平衡閥閥芯左移，主卷揚馬達經過平衡閥閥芯進行回油，驅動馬達運動實現主卷揚的升高作業；提升作業過程儲存在蓄能器中的液壓油會通過電磁換向閥進行卸荷動作，驅動二次元件泵運轉從而輸出轉矩和發動機共同完成主卷揚的作業過程。勢能回收系統工作原理，如圖1 所示。

圖1 勢能回收系統工作原理Fig.1 Working Principle of Potential Energy Recovery System

2.2 數學模型

發動機輸出轉矩[7]：

式中：Mem—最大轉矩；

nem—最大轉矩對應的轉速；

ne0—額定轉速；

ner1—最低怠速；

ner2—最高怠速。

根據以上式可以計算出發動機在不同油門開度下的調速特性，如圖2 所示。

圖2 發動機調速特性曲線Fig.2 Engine Speed Characteristics

恒功率變量泵的比例閥閥芯動態平衡方程[8]：

式中：ps—主泵出油口壓力；

p3—極限負荷控制壓力；

p4—先導壓力；

F01—彈簧的預作用力；

A1—調節器外端部面積；

A2、A3—活塞面積；

y—活塞位移；

x—閥芯位移；

kf—液動力剛度；

m—閥芯質量；

k—彈簧剛度；

B—阻尼系數。

變量調節缸活塞：

變量缸閥口流量方程：

式中：kq—流量變化率；kc—閥口的流量-壓力系數。

變量泵的輸出流量為：

式中：n—泵的轉速；ymax—變量活塞的最大位移。

液壓馬達的流量方程[9]：

式中：sw—斜盤傾角；pout—輸出壓力；pin—輸入壓力。

旋挖鉆機的勢能是通過蓄能器進行儲存和釋放的，蓄能器的力平衡方程為：

式中：Aa—油腔內有效面積；ma—油液當量質量；Ba—當量粘性阻尼系數；qa—流入的流量。

蓄能器的能量狀態：

式中：p—蓄能器的瞬時壓力；pmax、pmin—最高和最低壓力。

2.3 旋挖鉆機主卷揚傳統系統模型

與旋挖鉆機主卷揚勢能回收系統有關的門限參數主要有需求功率Pr、蓄能器功率Pc以及蓄能器所剩能量ESOC等。根據不同的工作方式將勢能回收系統的工作狀態進行劃分：（1）發動機輸出功率模式：當主卷揚處于上升狀態，此時蓄能器ESOCESOCmin，蓄能器輔助發動機，此種狀態下發動機和蓄能器共同輸出功率，此階段蓄能器處于放能狀態，但是蓄能器中的壓力決定了輸出功率的大小，剩余所需功率由發動機進行補償。根據以上工作狀態進行勢能回收狀態切換過程，如圖3所示。根據前文建立的旋挖鉆機主卷揚傳統系統動力學模型以及邏輯門限控制策略，在AMESim中建立旋挖鉆機勢能回收的運動系統和控制系統，如圖4 所示。主要運動閥的關鍵參數，如表1～表3 所示。

圖3 工作模式切換流程圖Fig.3 Flow Chart of Working Mode Switching

圖4 旋挖鉆機主卷揚傳統系統模型Fig.4 Traditional System Model of Main Winch for Rotary Drilling Rig

表1 壓力補償閥結構參數Tab.1 Structural Parameters of Pressure Compensation Valve

表2 主閥結構參數Tab.2 Structural Parameters of Main Valve

表3 旋挖鉆機結構參數Tab.3 Structural Parameters of Rotary Drilling Rig

3 動態性能分析

3.1 關鍵參數對平衡閥性能的影響

由于整個勢能回收液壓系統中，驅動主卷揚馬達的液壓油需要通過平衡閥進行回油，因此平衡的動態特性與整個勢能回收系統的響應速度至關重要。而決定平衡閥動態性能的主要參數就是節流孔徑和彈簧剛度。首先，通過仿真模型分析在節流孔徑分別為1 mm、2 mm 和3 mm 時的閥芯運動加速度和馬達出口壓力仿真結果對比曲線，如圖5 所示。可以看出在運動初期即2s 之前不同節流孔徑下運動加速度大小相當，但是隨著運動的繼續，節流孔徑越小閥芯的運動加速度的優勢越明顯，但是，節流孔徑越小，出口壓力波動越大，容易影響運動件的使用壽命和系統的穩定性；當節流孔直徑為2mm 時，運動的前8s 內出口壓力波動較小，8s 以后出口壓力波動較大，只有當閥芯為3mm 時整個運動過程的壓力波動最小，因此通過對比，統合考慮運動速度和壓力波動，節流孔徑取3mm 為最佳。

圖5 節流孔徑的影響Fig.5 Effect of Throttle Aperture

3.2 恒功率變量泵的模型驗證

由于整個勢能回收液壓系統中，恒功率變量泵起到提供動力和保壓的作用，因此恒功率變量泵的仿真模型的準確性對于整個仿真系統的研究至關重要。通過仿真模型得到的結果與產品出廠數據的對比，如圖6 所示。變量泵在運行初始時刻壓力上升后輸出流量不變維持在600L/min，之后壓力繼續上升，通過油液的流量則是逐漸呈指數降低，此階段得到的仿真值和實驗值比較發現略有誤差，但是誤差較小，對應的輸出功率變化規律在壓力低于7MPa 以下時曲線吻合較好均沿線性曲線上升。在變量泵的輸出油液壓力大于7MPa 以后，輸出功率不變，此階段仿真結果和實驗值相差大約5kW，誤差在10%以內，滿足對于仿真的精度要求，因此仿真模型的仿真結果可信度較高。

圖6 恒功率變量泵的模型驗證Fig.6 Model Verification of Constant Power Variable Pump

3.3 主卷揚傳統系統分析

根據旋挖鉆機上鉆桿和鉆頭的重量，可以估算出系統的重力勢能，如圖7 所示。在主卷揚機構下降10m 的距離即可釋放的勢能達到了800kJ，下降40m，能釋放重力勢能達到了2800kJ，如此巨大的能量具有很高的回收再利用價值，因此勢能回收系統的回收率對于整個結構的至關重要。

圖7 主卷揚系統釋放的勢能Fig.7 Potential Energy Released by Main Winch System

一個工作周期內蓄能器工作的動態特性仿真結果，如圖8所示。前半段時間內蓄能器由于主卷揚下降的速度較慢，因此蓄能器的輸出功率較大，隨著所剩能量的逐漸升高，輸出的功率也逐漸下降，并且下降的速度較快，這是蓄能器所固有的特性，持續穩定性較差。而在后半段工作時間內，主卷揚提升，蓄能器的輸出功率逐漸上升，所剩的儲能也快速減少，蓄能器在前60s 完成了勢能的回收；在后100s 主卷揚提升工況中實現了能量的釋放。通過對輸出功率曲線所包含的面積進行積分后發現系統的勢能回收效率超過了50%，效果較好。總體來看，蓄能器能夠起到回收勢能和按需要釋放的功能，但是由于缺少自主的控制能力，在釋放過程中存在一定的不穩定性。

圖8 蓄能器工作性能Fig.8 Working Performance of Accumulator

圖9 液壓系統壓力Fig.9 Hydraulic System Pressure

一個工作周期內勢能回收系統液壓泵的工作壓力變化情況，如圖9 所示。在主卷揚下降初期階段變量泵的輸出壓力較大，并且存在較大的波動，40s 以后輸出油液的壓力波動變小，大約持續50s，再次過程二次元件泵由于不工作，系統的壓力一直較小。從第90s 開始，在主卷揚下降過程勢能回收的同時需要進行一定的制動，因此變量泵和二次元件泵的輸出壓力均較大，并且呈現劇烈的震蕩，持續到130s，下降過程結束，兩個工作泵的壓力降低到較低的水平。產生較大震蕩的原因是整個系統下降速度存在較大的慣性，因此系統還需要進一步的優化。

從圖10 的旋挖鉆機所用發動機的輸出功率和油耗對比曲線可以看出，在整個工作周期內發動機的輸出功率出現兩次高峰，并且第一個高峰的持續時間要長于第二次，大約在85kW 左右，增加勢能回收系統之后發動機的輸出功率在高峰階段降低了大約10kW，在低谷階段由于蓄能器不輸出能量，因此發動機的輸出功率變化較小。從油耗的對比結果可以看出，傳統系統一個周期的油耗為310g，采用邏輯門限控制的勢能回收系統一個周期的油耗為200g，相比于傳統系統燃油經濟性提高了35.4%，具有較好的節油能力和實用價值。

圖10 發動機功率和油耗仿真結果Fig.10 Simulation Results of Engine Power and Fuel Consumption

4 結論

針對旋挖鉆機主卷揚勢能較大、回收利用價值較高的問題，設計了主卷揚傳動系統勢能回收系統，建立了機-液耦合仿真模型和邏輯門限控制策略，分析了勢能回收系統提升和下放工況進平衡閥、變量泵、蓄能器以及發動機的動態性能和節油效果，得到如下結論：（1）平衡閥的節流孔徑越小，出口壓力波動越大，統合考慮運動速度和壓力波動，節流孔徑取3mm 為最佳。彈簧剛度對閥芯的動態性能影響較小，出口的壓力發現三種彈簧剛度下均存在較大的波動，因此統合考慮運動速度和壓力波動，彈簧剛度選取3e+5N/mm 為最佳。（2）蓄能器能夠起到回收勢能和按需要釋放的功能，勢能回收效率超過了50%，效果較好。但是由于缺少自主的控制能力，在釋放過程中存在一定的不穩定性。兩個主泵的壓力產生較大震蕩，因此系統還需要進一步的優化。（3）仿真結果表明傳統系統一個周期的油耗為310g，采用邏輯門限控制的主卷揚勢能回收系統一個周期的油耗為200g，相比于傳統系統燃油經濟性提高了35.4%，具有較好的節油能力。