挖掘機回轉閥組工作特性仿真分析

郭志敏，吳慶存，孫光明，董致新，殷浩勛

（濰柴液壓傳動有限公司 內燃機與動力系統全國重點實驗室，山東 濰坊 261061）

挖掘機回轉工況具有慣性大、控制延遲大、控制響應慢等特性，對系統元件和整機操控的要求較高。目前液壓挖掘機普遍使用開式回轉系統，通過溢流閥、單向閥和防反轉閥調節參數實現挖掘機回轉系統的啟停動態特性和節能特性［1］。但在其啟動停止過程中，須靠溢流閥控制最高壓力，造成大量能量損失，還存在沖擊振動。

目前，開式回轉系統的工作特性已得到充分應用和驗證［2］，針對能量損失大等問題，正流量控制系統普遍采用流量匹配和壓力匹配控制［3］，以較低的成本提高其能效。針對挖掘機回轉大慣性的特點，研究人員設計了多種回轉能量再生系統。其中，以液壓蓄能器為核心的能量再生系統，可減少能量轉換次數，目前已被成熟應用［4］。電液混合動力系統，充分利用了電氣系統和液壓系統的優勢，具有更高能效［5］。以電機作為回轉驅動的純電機回轉系統，可適應近年來工程機械的電動化趨勢［6］。在大型挖掘機領域，閉式回轉始終占有一席之地［7］。

各新型回轉系統均需配合復雜的控制方法，增加控制自由度，實現原系統元件與新增節能元件之間的配合控制［8］，復合動作工況也需要進行匹配［9］，電液混合回轉系統需針對電機和液壓馬達配合進行控制設計［10］。

上述系統和控制方法可降低挖掘機工作能耗，提升系統能量效率，部分系統在大噸位挖機上已得到應用。但對于中小噸位挖掘機，受成本影響無法大規模使用節能回轉系統，傳統設計還占據主流。因此，研究回轉控制閥組的控制特性，提升其系統特性，是行業內的主流方向。

本文針對20 t 級挖掘機使用的回轉馬達，建立包含控制閥組內部結構的回轉系統模型，通過整機實驗數據校正模型。以此為基礎，分析回轉馬達各組件在工作過程中的特性，為提升挖掘機回轉系統動態性能提供理論基礎和設計依據。

1 回轉馬達系統工作原理

挖掘機回轉馬達的工況與其他機型的回轉馬達差異較大，主要體現在以下方面：① 轉動慣量大。挖掘機的上車質量占整車質量約2/3，配重、發動機組、工作裝置等主要質量部件距回轉中心較遠，因此總體轉動慣量較大。導致回轉變速需一定的時間，溢流閥限制工作壓力，保證其在安全工作范圍內。② 啟動、停止速度快。為提高挖掘機工作效率，確保上車在2～3 s時達到最大回轉速度，因此要求回轉系統功率足夠大，導致通過溢流閥的能耗增加。

為達到以上要求，挖掘機回轉馬達配置由溢流閥、單向閥和防反轉閥組成的控制閥組。在啟動和制動時開啟溢流閥，限制馬達最高工作壓力，并提供合適的啟動制動力矩。在制動時開啟單向閥，為馬達吸油一側補油。在馬達減速過程末端，防反轉閥保證兩腔連通，實現馬達兩口壓力的短時間貫通，防止在溢流閥關閉的情況下，低壓側憋壓導致回轉系統反向轉動。整體系統原理如圖1所示。

圖1 回轉馬達系統原理Fig.1 Principle of rotary motor system

圖中：單向閥和溢流閥各2個，分別控制2個方向；防反轉閥1 個，2 個方向均由其控制。解除制動閥的SH 口和PG 口，連接先導控制油和先導壓力油，實現在回轉信號啟動時迅速推離馬達剎車片，在回轉信號停止時，延遲關閉剎車片，實現回轉制動平穩。

回轉馬達系統的工作狀態如圖2 所示。圖中：A 口和B 口均為主油口，是連接挖掘機多路閥回轉聯的出口；M口為補油口，連接回油口。

圖2 回轉馬達兩工作狀態壓力流量Fig.2 Pressure and flow of two working states

在啟動加速時，A 口進油，通過上側溢流閥形成壓力，驅動回轉馬達緩慢提速，提速過程中，驅動力需克服回轉支撐的摩擦力矩和轉臺的轉動慣量，A 口壓力保持高位，溢流閥一直處于開啟狀態，溢流后的油液通過M口回到油箱。達到最大速度后，A 口壓力降低，此時，驅動力只需克服回轉支撐摩擦力矩，溢流閥關閉。

在制動減速時，連接A 口和B 口的主閥關閉，2個油口封閉后，回轉馬達受轉臺的慣性力矩影響繼續轉動，進入泵工況。此時泵出的油液推開下側溢流閥，并通過溢流閥限定的高壓建立制動力矩，溢流閥出口的油液通過對側的單向閥進入A 口，并通過M口從系統回油路中補油，兩者結合保證馬達低壓側不吸空，直到溢流閥關閉。在整個制動過程中，防反轉閥開啟，連通A 口和B 口兩側，連通兩側油液，防止B側憋壓，反向驅動回轉馬達。

2 回轉馬達仿真模型建模

采用AMESim 建立回轉馬達系統模型，整體模型如圖3所示。

圖3 回轉馬達系統整體仿真模型Fig.3 Simulation model of rotary motor system

對回轉馬達控制閥組的溢流閥、單向閥和防反轉閥，采用液壓元件設計庫（hydraulic component design，HCD）元件，建立元件模型；對挖掘機液壓系統部分，采用簡化的換向閥和油源模型，僅實現基本供油功能；對負載部分，采用固定轉動慣量和摩擦力模擬負載，回轉馬達主體的旋轉組件采用AMESim 內整合的axpp 模型。確保溢流閥開啟迅速、壓力保持性好、閥芯振動小，大部分回轉馬達溢流閥均采用直動式Ⅱ級緩沖結構，如圖4所示。

圖4 回轉馬達溢流閥結構Fig.4 Structure of rotary motor relief valve

這種結構的Ⅰ級壓力通過彈簧預壓力設定，在大流量到達閥口時，保證閥口迅速開啟；油液經Ⅰ級閥芯中間的節流口緩沖，進入背腔后建立Ⅱ級壓力，節流口可緩沖進減壓沖擊，延遲Ⅱ級壓力建立時間，減小制動時的沖擊，降低閥芯的振動。溢流閥、單向閥、防反轉閥等均建立相應的HCD模型。

將上車考慮為發動機、配重、工作裝置、駕駛室、油箱、等分離的各組件，以組件質心和質量值計算各部件轉動慣量，并整合為總體轉動慣量，根據各主要組件的質心及距離計算上車整車轉動慣量。考慮回轉摩擦力矩和減速器減速比。回轉馬達液壓系統模型基本參數見表1。

表1 回轉系統基本參數Tab.1 Basic parameters of rotary system

3 回轉馬達仿真及實驗工況設定

為獲得準確的控制閥仿真結果，對標準回轉馬達的整機工作展開實驗，采集輸入輸出信號，在仿真中，以采集的控制信號作為輸入，矯正仿真模型，保證模型準確性。

3.1 仿真工況設定

仿真工況主要考慮挖掘機回轉時的控制信號和主泵輸入流量。為獲得準確的控制閥參數，在整機上采集完整的工作狀態的控制信號和馬達壓力信號，實驗環境如圖5所示，采集信號如圖6所示。

圖5 回轉馬達對標數據采集實驗Fig.5 Test of rotary motor calibration data acquisition

圖6 實驗采集信號Fig.6 Experimental acquisition signal

4 仿真結果分析

4.1 回轉系統基本參數對標

對回轉系統的基本壓力數據進行實驗和仿真結果對標，有助于后續進一步分析。按照圖6 所示的采集控制信號，回轉馬達分別正轉、反轉各1 次。獲得的A口和B口壓力如圖7所示。

圖7 回轉馬達仿真壓力對標Fig.7 Rotary motor simulation pressure beacon

由圖7 可知，仿真模型的峰值壓力及平穩運行壓力值基本符合，動態值在壓力突變時產生較大偏差。以關鍵工作狀態點的數值偏差為依據，對比各狀態點的測試和仿真數據，見表2。

表2 仿真測試對比Tab.2 Comparison of simulation and test

由表2 可知，回轉系統在關鍵工作點的壓力值偏差隨工作壓力增加而降低。制動時，A 口壓力取值范圍太小，有效對標較難，偏差也最大。防反轉閥的一次作用峰值壓力受負載設定影響較大，偏差達到17.1%。其他位置的偏差均低于5.0%，模型精度較高，以此為對照做進一步分析。

4.2 溢流閥工作情況分析

溢流閥是回轉啟動和制動的動態控制元件，其主要作用是提供平穩的啟動力矩和制動力矩，針對挖掘機回轉使用的直動式Ⅱ級壓力溢流閥，通過仿真得到其工作狀態參數。兩油口溢流閥的壓力和流量曲線圖8所示。

圖8 溢流閥壓力流量曲線Fig.8 Pressure flow curve of relief valves

由圖8 可知，在啟動段，溢流閥開啟的時間較短，主要原因是實際挖掘機為正流量電控系統，在啟動過程中采用流量匹配控制，減緩了啟動流量梯度，降低了溢流閥的開啟時間。

A 口溢流閥的閥芯行程及其紅色框局部放大如圖9 所示。其中，主閥芯為直接控制通流面積的Ⅰ級閥芯，副閥芯為通過節流孔緩沖的Ⅱ級閥芯。由圖9 可知，啟動時，溢流閥工作時間較短，主閥芯開啟小，行程約0.5 mm，但副閥芯受進油口高壓作用，達到3.8 mm 的最大行程；制動時，主閥芯開啟迅速，在進入副閥芯腔的壓力作用下，主閥芯緩慢關閉，并在25.5 s 左右完全關閉，約0.2 s 后副閥芯開始關閉，這種配合可實現制動動作平緩。

圖9 A口溢流閥閥芯行程Fig.9 Spool stroke of port A relief valve

A 口溢流閥的進口壓力、開口面積曲線及其紅色框局部放大如圖10 所示。由圖10 可知，制動過程中，溢流閥最大開啟面積約20 mm2，此時溢流壓力先迅速升高到約150 bar 的Ⅰ級設定壓力，再用約0.4 s的時間較緩慢地上升至約250 bar的Ⅱ級設定壓力。在壓力上升過程中，逐漸關小閥芯，通過縮小通流面積提高閥口壓差。壓力達到最大值后，進入短暫的穩定段，隨著流量降低，閥芯開始關閉，至完全關閉時，壓力降低，此時轉臺已基本停止旋轉。

圖10 A口溢流閥壓力和閥芯開口面積Fig.10 Pressure and spool opening area port A relief valve

4.3 單向閥工作情況分析

單向閥壓力和開口面積曲線如圖11 所示。單向閥主要在制動時開啟，方向為吸油側油口，此時多路閥關閉。B 口產生高壓制動壓力時，由轉臺轉動慣量驅動馬達進入泵工況，A 口為泵工況的吸油測，B口為出油側，反之為B口吸油。

圖11 單向閥工作壓力和開口面積Fig.11 Pressure and opening area of check valves

4.4 防反轉閥工作情況分析

防反轉閥的閥芯行程曲線和流量曲線如圖12所示。其中，閥芯向兩側運動，中間位置為0 位。在啟動階段，閥芯可同時作為旁通節流孔，具有旁路阻尼的作用；在制動階段，閥芯可連通兩腔，實現防反轉的功能。

圖12 閥芯行程和流量曲線Fig.12 Spool stroke and flow curve

5 結論

本文建立挖掘機回轉馬達及其控制閥組的元件模型，通過整機實驗數據，驗證馬達模型的可靠性。通過仿真模型得到回轉馬達工作中溢流閥、單向閥和防反轉閥的工作狀態，對挖掘機大慣性液壓回轉系統的動態控制參數展開分析討論。可為改善此類回轉系統的工作性能，提高其工作穩定性和駕駛舒適性，降低回轉能耗，提供理論和方法支持。研究主要獲得以下結論。

（1） 啟動階段，通過合理控制泵和閥的輸入信號，降低啟動溢流能耗；制動階段，通過Ⅰ級壓力和Ⅱ級壓力的合理匹配，控制制動的平穩度。

（2） 回轉馬達單向閥，通過擴大閥芯通流面積和提高開啟響應，防止馬達吸空。

（3） 延遲關閉防反轉閥，保持兩側油路接通，降低流量損失，提升回轉系統的運行穩定性。