盾構(gòu)推進(jìn)液壓系統(tǒng)節(jié)能技術(shù)分析與驗(yàn)證

(中鐵工程裝備集團(tuán)有限公司，河南 鄭州 450001)

引言

盾構(gòu)液壓系統(tǒng)[1-3]作為盾構(gòu)機(jī)掘進(jìn)、螺旋出渣、管片拼裝等重要?jiǎng)幼鞯膱?zhí)行系統(tǒng)，占有巨大的能耗比重。盾構(gòu)液壓系統(tǒng)分為開式液壓系統(tǒng)和閉式液壓系統(tǒng)，以6 m級(jí)電驅(qū)土壓盾構(gòu)機(jī)為例，閉式液壓系統(tǒng)主要包括螺旋輸送機(jī)和管片拼裝機(jī)旋轉(zhuǎn)液壓系統(tǒng)，能耗占比達(dá)到45%，閉式液壓系統(tǒng)因其本身效率較高不容易被繼續(xù)提升；開式液壓系統(tǒng)中推進(jìn)液壓系統(tǒng)占比最高，達(dá)到16.9%，因此，推進(jìn)液壓系統(tǒng)的節(jié)能研究具有重要的現(xiàn)實(shí)意義[4]。

當(dāng)前針對(duì)液壓系統(tǒng)的節(jié)能研究主要集中在以下三個(gè)方面：容積調(diào)速液壓系統(tǒng)[5-7]，采用液壓泵直接調(diào)速，由于系統(tǒng)中沒有方向閥和節(jié)流閥，簡(jiǎn)化了液壓系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)，而且大大減少閥口節(jié)流和管路沿程損失；二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)[8-9]，一般由恒壓油源、二次元件、工作機(jī)構(gòu)和控制調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)等組成，具有良好的控制性能；負(fù)載敏感系統(tǒng)[10-11]，該系統(tǒng)將負(fù)載壓力變化反饋到液壓泵的變量調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)，通過調(diào)節(jié)變量機(jī)構(gòu)，使泵輸出的壓力和流量始終與負(fù)載工作所需的壓力和流量相適應(yīng)，避免了溢流損失。

當(dāng)前盾構(gòu)機(jī)常見的推進(jìn)液壓系統(tǒng)主要分為以下兩類[12]：一類基于泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓的推進(jìn)系統(tǒng)，屬于負(fù)載敏感系統(tǒng)方面，如大連理工大學(xué)研究液壓管路和閥體結(jié)構(gòu)對(duì)推進(jìn)液壓系統(tǒng)因調(diào)速造成擾動(dòng)的影響[13]，為推進(jìn)液壓系統(tǒng)的優(yōu)化提供有效的參考；另一類基于閥控調(diào)速+閥控調(diào)壓的推進(jìn)系統(tǒng)，屬于二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)方面，如張宏偉等[14]推算出推進(jìn)液壓系統(tǒng)控制系統(tǒng)的傳遞函數(shù)，得到推進(jìn)液壓系統(tǒng)速度、壓力、流量的動(dòng)態(tài)特性關(guān)系，為推進(jìn)液壓系統(tǒng)優(yōu)化提供參考意見，由于推進(jìn)系統(tǒng)工作原理較為復(fù)雜，當(dāng)前還沒有容積調(diào)速方面的液壓系統(tǒng)。

基于以上研究現(xiàn)狀，本研究對(duì)當(dāng)前兩種推進(jìn)系統(tǒng)對(duì)比研究，并通過理論、仿真及工程應(yīng)用分析節(jié)能效果，為盾構(gòu)機(jī)節(jié)能技術(shù)的研究提供一定參考依據(jù)。

1 工作原理分析

1.1 泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓

如圖1所示，該推進(jìn)液壓系統(tǒng)主要由電比例液壓泵(泵頭壓力調(diào)節(jié)、調(diào)速)、比例減壓閥(調(diào)壓)、插裝閥(通流)及電磁換向閥(換向)組成。液壓泵通過電比例換向閥控制斜盤擺角機(jī)構(gòu)的角度，使泵的排量發(fā)生變化，實(shí)現(xiàn)泵控調(diào)速功能，通過電比例溢流閥遠(yuǎn)程調(diào)節(jié)泵出口的壓力。推進(jìn)系統(tǒng)共有兩種工作模式：推進(jìn)模式和拼裝模式。推進(jìn)模式的需求壓力較大，流量較小，流量根據(jù)推進(jìn)速度需求由電比例液壓泵控制，PLC采集4組油缸的壓力信號(hào)，在最大壓力信號(hào)基礎(chǔ)上加上3 MPa反饋給電比例液壓泵，通過電比例液壓泵完成對(duì)推進(jìn)液壓系統(tǒng)的壓力、流量控制，油液通過比例減壓閥進(jìn)一步限制每組油缸的壓力；拼裝模式的需求壓力較小，流量較大，電比例液壓泵由PLC控制，保持壓力6 MPa，油液通過插裝閥控制油缸的快速動(dòng)作。由于推進(jìn)系統(tǒng)中的推進(jìn)油缸較多，且其工作原理一致，故只對(duì)其中1個(gè)油缸進(jìn)行分析。

圖1 泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓推進(jìn)系統(tǒng)原理圖Fig.1 Principle diagram of pump control speed regulation+valve control pressure regulation

推進(jìn)模式：電比例液壓泵輸出的高壓油經(jīng)管路①→比例減壓閥→管路③→電磁換向閥→管路④→推進(jìn)油缸無桿腔→管路⑤→電磁換向閥→管路⑦→油箱，實(shí)現(xiàn)掘進(jìn)機(jī)的推進(jìn)動(dòng)作。

拼裝模式：掘進(jìn)機(jī)完成推進(jìn)后切換至拼裝模式：電比例液壓泵輸出的低壓油經(jīng)由管路①、②→比例減壓閥和插裝閥→管路③→電磁換向閥→管路⑤→推進(jìn)油缸有桿腔→管路④→管路⑥和電磁換向閥→插裝閥和管路⑦→油箱，實(shí)現(xiàn)油缸快速回收，為拼裝管片讓出拼裝位置。1片管片拼裝結(jié)束后，電比例液壓泵輸出的低壓油經(jīng)由管路①和②→比例減壓閥和插裝閥→管路③→電磁換向閥→管路④→推進(jìn)油缸無桿腔→管路⑤→電磁換向閥→管路⑦→油箱，實(shí)現(xiàn)推進(jìn)油缸快速伸出，頂住已拼裝好的管片。在整個(gè)拼裝模式中推進(jìn)油缸的快進(jìn)快退，有利于提高工作效率。

1.2 閥控調(diào)速+閥控調(diào)壓

如圖2所示，該推進(jìn)液壓系統(tǒng)主要由遠(yuǎn)程恒壓變量泵(泵頭壓力調(diào)節(jié))、比例溢流閥(調(diào)壓)、比例調(diào)速閥(調(diào)速)、插裝閥(通流)及電磁換向閥(換向)組成。推進(jìn)系統(tǒng)共有兩種工作模式：推進(jìn)模式和拼裝模式。同理，推進(jìn)模式中PLC采集4組油缸的壓力信號(hào)，在最大壓力信號(hào)基礎(chǔ)上加上3 MPa反饋給恒壓變量泵，通過恒壓變量泵完成對(duì)推進(jìn)液壓系統(tǒng)的壓力控制，流量根據(jù)推進(jìn)速度需求由比例調(diào)速閥控制，油液通過比例溢流閥進(jìn)一步限制每組油缸的壓力；拼裝模式中，恒壓變量泵由PLC控制恒壓6 MPa，油液通過插裝閥控制管片的快速拼裝。

推進(jìn)模式：恒壓變量泵輸出的高壓油經(jīng)管路①→比例調(diào)速閥→管路③閥→電磁換向閥和比例溢流→管路④→推進(jìn)油缸無桿腔→管路⑤→電磁換向閥→管路⑦→油箱，實(shí)現(xiàn)掘進(jìn)機(jī)的推進(jìn)動(dòng)作。

拼裝模式：掘進(jìn)機(jī)完成推進(jìn)后，切換至拼裝模式：恒壓變量泵輸出的低壓油經(jīng)由管路①、②→比例調(diào)速閥和插裝閥→管路③→電磁換向閥和比例溢流閥→管路⑤→推進(jìn)油缸有桿腔→管路④→管路⑥和電磁換向閥→插裝閥和管路⑦→油箱，為拼裝管片讓出拼裝位置。1片管片拼裝結(jié)束后，恒壓變量泵輸出的低壓油經(jīng)由管路①和②→比例調(diào)速閥和插裝閥→管路③→電磁換向閥和比例溢流閥→管路④→推進(jìn)油缸無桿腔→管路⑤→電磁換向閥→管路⑦→油箱，實(shí)現(xiàn)推進(jìn)油缸快速伸出，頂住已拼裝好的管片。

圖2 閥控調(diào)速+閥控調(diào)壓推進(jìn)系統(tǒng)原理圖Fig.2 Principle diagram of valve control speed regulation+valve control pressure regulation

通過對(duì)比分析，得出兩種推進(jìn)系統(tǒng)的異同點(diǎn)，如表1所示。在拼裝模式下，兩種推進(jìn)系統(tǒng)油液流經(jīng)的元件幾乎一致。因此，本研究只分析兩種推進(jìn)系統(tǒng)的推進(jìn)模式節(jié)能效果。

表1 兩種推進(jìn)液壓系統(tǒng)異同點(diǎn)Tab.1 Similarities and differences of two kinds hydraulic thrust system

2 節(jié)能效果理論分析

2.1 邊界條件及工況設(shè)定

在相同的工況及邊界條件下，即有用功率相同的條件下，推進(jìn)系統(tǒng)總功率越低，系統(tǒng)的效率越高，節(jié)能效果越好。為了判斷兩種推進(jìn)系統(tǒng)的節(jié)能效果，以閥控調(diào)速+閥控調(diào)壓系統(tǒng)的總功率P2為基準(zhǔn)，計(jì)算泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓系統(tǒng)P1的節(jié)能比ε，ε=(P2-P1)/P2。

邊界條件：執(zhí)行元件(推進(jìn)油缸)各工作模式下負(fù)載相等；執(zhí)行元件(推進(jìn)油缸)各工作模式下速度一致；管路長(zhǎng)度以及管道的沿程損失以及局部損失大致一致；推進(jìn)油缸尺寸規(guī)格一致，推進(jìn)液壓系統(tǒng)油缸參數(shù)如表2所示。

表2 推進(jìn)液壓系統(tǒng)油缸參數(shù)Tab.2 Oil cylinder parameters of hydraulic thrust system

為了得到兩種推進(jìn)液壓系統(tǒng)的總功率，需要計(jì)算兩種推進(jìn)系統(tǒng)的壓力及流量。實(shí)際工況中，推進(jìn)油缸的負(fù)載約為20 MPa，由于兩種推進(jìn)系統(tǒng)的液壓泵在負(fù)載壓力的信號(hào)的基礎(chǔ)上加上3 MPa反饋給泵出口的遠(yuǎn)程比例溢流閥，在負(fù)載一致的條件下，泵頭的壓力均為23 MPa，推進(jìn)系統(tǒng)的壓力均為23 MPa。以單根油缸為例，油缸按照38 mm/min的速度伸出，所需的流量為 2 L/min。

2.2 泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓系統(tǒng)總功率

由于流量比較小，液壓元器件的壓降以及比例減壓閥的泄漏量可以被忽略，系統(tǒng)所需的流量等于推進(jìn)油缸伸出的流量。因此，泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓系統(tǒng)的總功率P1為：

(1)

式中，p—— 泵頭壓力，MPa

q—— 泵頭輸出流量，L/min

系統(tǒng)的壓力為23 MPa，由于系統(tǒng)的流量直接由A11VO液壓泵調(diào)節(jié)，無溢流現(xiàn)象，泵頭流量為2 L/min，故系統(tǒng)的總功率P1為0.76 kW。

2.3 閥控調(diào)速+閥控調(diào)壓系統(tǒng)總功率

由于流量比較小，液壓元器件的壓降可以被忽略，比例溢流閥被用來調(diào)整系統(tǒng)的壓力，比例溢流閥時(shí)刻處在溢流狀態(tài)，所以系統(tǒng)所需的流量大于推進(jìn)油缸所需的流量。因此，閥控調(diào)速+閥控調(diào)壓系統(tǒng)的總功率P2為：

q=q1+Δq

(2)

(3)

式中，q—— 泵頭輸出流量，L/min

q1—— 推進(jìn)油缸所需流量，L/min

Δq—— 比例溢流閥溢出流量，L/min

系統(tǒng)的壓力為23 MPa，比例溢流閥常開實(shí)現(xiàn)對(duì)油缸壓力的控制，通過查詢樣本得到比例溢流閥設(shè)定壓力為20 MPa時(shí)溢流量Δq為1 L/min，泵頭的流量為3 L/min。因此，系統(tǒng)的總功率P2為1.12 kW。

綜上所述，在不考慮液壓元器件的壓降及泄漏量情況下，采用泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓方案，系統(tǒng)的總功率為0.76 kW；采用閥控調(diào)速+閥控調(diào)壓，系統(tǒng)的總功率為1.12 kW。相比采用閥控調(diào)速+閥控調(diào)壓方案，采用泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓節(jié)能比ε為32%。

3 仿真分析

3.1 邊界條件設(shè)定

為了驗(yàn)證泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓的推進(jìn)系統(tǒng)節(jié)能比，使用仿真軟件AMESim搭建仿真模型進(jìn)行分析。仿真模型中設(shè)置負(fù)載及推進(jìn)速度v，在常用工況的推進(jìn)模式下負(fù)載為20 MPa，最高負(fù)載達(dá)到35 MPa，推進(jìn)速度為38 mm/min，最高推進(jìn)速度達(dá)到80 mm/min。設(shè)置負(fù)載為20 MPa，設(shè)置不同推進(jìn)速度，得到兩種推進(jìn)系統(tǒng)的壓力及流量，通過公式P=pq/60計(jì)算整個(gè)推進(jìn)系統(tǒng)的輸入功率并計(jì)算節(jié)能比。

3.2 泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓系統(tǒng)仿真分析

首先按照液壓原理圖1搭建泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓的推進(jìn)系統(tǒng)模型，如圖3所示。通過設(shè)置相關(guān)液壓元器件的參數(shù)，按照邊界條件進(jìn)行仿真。

圖3 泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓推進(jìn)系統(tǒng)仿真模型Fig.3 Simulation model of pump control speed regulation+valve control pressure regulation thrust system

通過仿真得到負(fù)載為20 MPa，不同的推進(jìn)速度條件下，系統(tǒng)壓力隨時(shí)間的變化趨勢(shì)如圖4所示，從圖中可以看出壓力在0.07 s內(nèi)達(dá)到最高值，0.2 s趨于穩(wěn)定，推進(jìn)速度越大系統(tǒng)的壓力越高。系統(tǒng)流量隨時(shí)間的變化趨勢(shì)如圖5所示，從圖中看出，推進(jìn)速度越大系統(tǒng)流量也越大，流量在很短的時(shí)間內(nèi)達(dá)到最高值，0.07 s 時(shí)壓力開始降低時(shí)，系統(tǒng)的流量迅速降為0 L/min，0.25 s后趨于穩(wěn)定，考慮到油缸等閥塊剛開始啟動(dòng)，壓力迅速增強(qiáng)，隨著壓力的增大，元器件的阻力由靜摩擦轉(zhuǎn)化為動(dòng)摩擦導(dǎo)致阻力下降，驅(qū)動(dòng)力增加而阻力降低導(dǎo)致油缸的速度持續(xù)增大，油缸較大的慣性及速度導(dǎo)致油路中的油液被吸空，所以流量變化趨勢(shì)圖中會(huì)有一段流量為0 L/min的曲線。

圖4 壓力變化趨勢(shì)圖Fig.4 Trend diagram of pressure change

圖5 流量變化趨勢(shì)圖Fig.5 Trend diagram of flow change

3.3 閥控調(diào)速+閥控調(diào)壓系統(tǒng)仿真分析

按照液壓原理圖2搭建的是閥控調(diào)速+閥控調(diào)壓的推進(jìn)系統(tǒng)模型，如圖6所示。通過設(shè)置液壓元器件的相關(guān)參數(shù)，按照邊界條件進(jìn)行仿真。

通過仿真得到負(fù)載為20 MPa，不同的推進(jìn)速度條件下，系統(tǒng)壓力隨時(shí)間的變化趨勢(shì)如圖7所示，由于仿真系統(tǒng)的阻尼較小，從圖中可以看出壓力波動(dòng)比較大，在1.5 s趨于穩(wěn)定，推進(jìn)速度越大系統(tǒng)壓力越大。系統(tǒng)流量隨時(shí)間的變化趨勢(shì)如圖8所示，推進(jìn)速度越大，系統(tǒng)流量越大，流量在較短的時(shí)間內(nèi)達(dá)到最高值，并迅速降為0 L/min，1.5 s后趨于穩(wěn)定。

圖6 閥控調(diào)速+閥控調(diào)壓推進(jìn)系統(tǒng)仿真模型Fig.6 Simulation model of valve control speed regulation+valve control pressure regulation thrust system

圖7 壓力變化趨勢(shì)圖Fig.7 Trend diagram of pressure change

通過功率公式計(jì)算得到兩種推進(jìn)系統(tǒng)中在20 MPa，不同的推進(jìn)速度的條件下系統(tǒng)的總功率的關(guān)系如圖9圖10所示。從圖9中可以看出，隨著速度的增大，液壓系統(tǒng)的總功率得到提高，推進(jìn)速度為38 mm/min時(shí)穩(wěn)定后基于泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓的推進(jìn)系統(tǒng)的功率達(dá)到1 kW，理論功率為0.76 kW。從圖10中可以看出，隨著速度的增大，液壓系統(tǒng)的總功率得到提高，推進(jìn)速度為38 mm/min時(shí)，基于閥控調(diào)速+閥控調(diào)壓的推進(jìn)系統(tǒng)的功率達(dá)到1.6 kW，理論功率為1.12 kW。考慮到理論計(jì)算中將元器件的壓降及泄漏忽略導(dǎo)致理論結(jié)果小于仿真結(jié)果。仿真中采用泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓節(jié)能比ε為37.5%，表明采用泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓的節(jié)能效果更好。經(jīng)過計(jì)算，推進(jìn)速度為36，48，53 mm/min時(shí)，節(jié)能比達(dá)到33.0%，39.0%，39.2%，在當(dāng)前推進(jìn)速度范圍內(nèi)，節(jié)能比與推進(jìn)速度成正比。

圖8 流量變化趨勢(shì)圖Fig.8 Trend diagram of flow change

圖9 泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓功率趨勢(shì)圖Fig.9 Trend diagram of pump control speed regulation+valve control pressure regulation

圖10 閥控調(diào)速+閥控調(diào)壓功率趨勢(shì)圖Fig.10 Trend diagram of valve control speed regulation+valve control pressure regulation

4 工程裝備實(shí)際應(yīng)用

為了分析兩種推進(jìn)系統(tǒng)在工程項(xiàng)目的應(yīng)用效果，并保證工程項(xiàng)目的可對(duì)比性，選擇相同的工況及機(jī)型，如表3所示。

表3 工程項(xiàng)目說明

推進(jìn)壓力由地質(zhì)決定，不同的地質(zhì)條件，推進(jìn)壓力不同，同時(shí)盾構(gòu)機(jī)的操作人員的操作習(xí)慣決定盾構(gòu)機(jī)的推進(jìn)速度，由此導(dǎo)致每臺(tái)盾構(gòu)機(jī)的推進(jìn)壓功率不完全一致，需要篩選整個(gè)掘進(jìn)過程中有用功率大致相等的數(shù)據(jù)。上位機(jī)的數(shù)據(jù)統(tǒng)計(jì)時(shí)間間隔是0.01 s，選取 4 s 時(shí)長(zhǎng)的400個(gè)數(shù)據(jù)進(jìn)行統(tǒng)計(jì)。讀出4個(gè)項(xiàng)目上位機(jī)的總推力、推進(jìn)速度以及推進(jìn)電機(jī)的電流，通過計(jì)算得到推進(jìn)系統(tǒng)的有用功率及推進(jìn)系統(tǒng)的總功率，項(xiàng)目1與2的地質(zhì)一致，推進(jìn)壓力基本一致，作為一組進(jìn)行對(duì)比。項(xiàng)目3和4作為一組進(jìn)行對(duì)比，如圖11、圖12所示。

圖11 工程項(xiàng)目1，2推進(jìn)系統(tǒng)功率圖Fig.11 Power diagram of propulsion system of project 1，2

從圖11中可以看出項(xiàng)目1和項(xiàng)目2的推進(jìn)功率從0 kW開始逐漸上升并穩(wěn)定在一定范圍內(nèi)，項(xiàng)目1的有用功率為8.5 kW，總功率為16 kW，項(xiàng)目2的有用功率為8.5 kW，總功率為25 kW，在推進(jìn)系統(tǒng)有用功率一致的條件下，采用泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓節(jié)能比ε為36%。

圖12 工程項(xiàng)目3，4推進(jìn)系統(tǒng)功率圖Fig.12 Power diagram of propulsion system of project 3，4

從圖12中可以看出項(xiàng)目3和項(xiàng)目4的地質(zhì)發(fā)生了改變，推進(jìn)的有用功率小于項(xiàng)目1和項(xiàng)目2的，項(xiàng)目3的有用功率為7 kW，總功率為13 kW，項(xiàng)目4的有用功率為7 kW，總功率為21 kW，在推進(jìn)系統(tǒng)有用功率一致的條件下，采用泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓節(jié)能比ε為38%。

通過4個(gè)工程項(xiàng)目應(yīng)用情況可知，采用泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓的推進(jìn)系統(tǒng)的節(jié)能效果更優(yōu)，推進(jìn)的有用功率越大，節(jié)能效果越好。

5 結(jié)論

通過分析兩種推進(jìn)系統(tǒng)的工作原理，在功能上兩種推進(jìn)系統(tǒng)一致，從控制精度和響應(yīng)方面分析，基于閥控調(diào)速+閥控調(diào)壓的推進(jìn)系統(tǒng)響應(yīng)更快，控制精度更高，但從節(jié)能效果分析，基于泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓的工作效率更高更節(jié)能。理論中采用泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓的推進(jìn)系統(tǒng)節(jié)能比為32%，仿真中采用泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓節(jié)能比為37.5%，工程應(yīng)用中采用泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓節(jié)能比為36%/38%，工程應(yīng)用很好地驗(yàn)證了理論、仿真的分析結(jié)果，基于泵控調(diào)速+閥控調(diào)壓的推進(jìn)液壓系統(tǒng)具有更好的節(jié)能效果。