1、WORD.91/105WORD.碩士學位論文挖掘機工作裝置機液系統研究與挖掘工況能耗分析Research on Excavator Working Device Machanical-Hydraulic System and Analysis of Digging Conditions Energy Consumption專 業機械工程作 者 管偉導 師欠根教授中南大學機電工程學院二零一三年五月中圖分類號TU621學校代碼 10533 UDC 621 密級 公開 碩士學位論文挖掘機工作裝置機液系統研究與挖掘工況能耗分析Research on Excavator Working Device M

2、echanical-Hydraulic System and Analysis of Digging Conditions Energy Consumption管 偉學科專業：機械工程研究方向：液壓傳動與控制學院（系、所）：機電工程學院指導教師：欠根 教授論文答辯日期答辯委員會主席中 南 大 學二零一三 年 五 月原創性聲明本人聲明，所呈交的學位論文是本人在導師指導下進行的研究工作與取得的研究成果。盡我所知，除了論文中特別加以標注和致的地方外，論文中不包含其他人已經發表或撰寫過的研究成果，也不包含為獲得中南大學或其他單位的學位或證書而使用過的材料。與我共同工作的同志對本研究所作的貢獻均已在論文

3、中作了明確的說明。作者簽名： 日期：年月日學位論文使用授權書本人了解中南大學有關保留、使用學位論文的規定，即：學校有權保留學位論文并根據國家或省有關部門規定送交學位論文，允許學位論文被查閱和借閱；學校可以公布學位論文的全部或部分容，可以采用復印、縮印或其它手段保存學位論文。同時授權中國科學技術信息研究所將本學位論文收錄到中國學位論文全文數據庫，并通過網絡向社會公眾提供信息服務。作者簽名： 導師簽名 日期：年月日挖掘機工作裝置機液系統研究與挖掘工況能耗分析摘要：液壓挖掘機的節能與作業效率是衡量其性能的重要方面。在復合挖掘作業時，挖掘機存在工作裝置液壓系統的能耗較高和鏟斗挖掘速度偏低的問題。上述問

4、題直接影響到整機的能耗和作業效率。本文以降低液壓挖掘機挖掘工況時系統能耗和提高挖掘作業效率為研究目的，以工作裝置機液系統為研究對象，開展典型挖掘工況下系統的動態特性和能耗研究。論文的主要工作如下：綜述了挖掘機節能意義，介紹了挖掘機上應用的典型節能控制系統，并對挖掘機工作裝置閥控系統研究成果和能耗分析現狀進行了概述。在詳細分析液壓挖掘機主泵、多路閥以與負流量控制系統的基礎上，建立了負流量控制系統的數學模型。通過進行變量泵源雙閥控系統的特性分析，從理論上論述了合理控制斗桿優先節流可提高挖掘過程鏟斗油缸的挖掘速度。建立了工作裝置運動學模型，為工作裝置系統建模奠定了基礎。基于AMESim平臺建立了液壓

5、系統中各功能元件的仿真模型并進行了深入分析。構建了液壓挖掘機工作裝置機液系統仿真，并通過實測與仿真對比驗證了模型的準確性。本文對挖掘機的典型挖掘工況開展了仿真研究與能耗分析，得到挖掘工況下系統動態響應與挖掘工況的能耗分布，結果表明，挖掘過程中包括斗桿優先閥在的節流產生的能耗最大。針對斗桿優先閥產生的能耗過高和挖掘中對鏟斗回路的流量限制，本文對液壓系統回路中斗桿優先閥的先導控制回路進行了改進，使優先節流適應挖掘工況要求。然后，利用仿真平臺對優化前后的系統性能進行了對比研究。研究表明，優化后的液壓系統在挖掘工況時，優先閥口壓損下降，鏟斗油缸速度得到提升，實現了挖掘工況的節能。關鍵詞：液壓挖掘機；工

6、作裝置；AMESim仿真；挖掘能耗分類號：TU621Research on Excavator Working Device Mechanical-Hydraulic System and Analysis of Digging Conditions Energy ConsumptionAbstract: Energy-saving and operational efficiency of hydraulic excavator is an important aspect to measure its performance. Working device appear low speed

7、 and energy consumption hydraulic system is high for complex digging of hydraulic excavator. These problem affect the energy consumption and operating efficiency of excavator. To reduce the energy consumption and improve the efficiency in digging condition for excavator, the paper took medium-sized

8、hydraulic excavator mechanical-hydraulic system as the object, researched on dynamic characteristic and energy consumption of the system.The main research work as follows:The article summarized conservation significance of excavator and typical energy-saving control system .Then,give a summary of th

9、e excavator working device valve control system and its energy consumption research.In this paper, The basic principle and characteristics of hydraulic excavator pump, multi-way valve and negative flow control system was analysised detailly. The mathematic model of a negative flow control system was

10、 created based on the above analysis. The compound action coupling mechanism of working device was illustrated through the analysis about variable pump source and dual-valve system characteristic. Then,set up working device kinematic model ,it laid the foundation for wording device system simulation

11、 model.The simulation model of hydraulic system major function element was set up and analyzed deeply. The simulation model of hydraulic excavator working device mechanical-hydraulic system was built up. Then by comparing the simulation results with experimental results, the accuracy of the model wa

12、s verified.Based on the model,this paper studied the typical digging condition of excavator and energy consumption,got the result about dynamic response of digging and distribution of the digging energy consumption.It shows that throtting losses which contain priority valve generating and overflow l

13、oss is large.Then the hydraulic system circuit was improved based on the above result and compared energy consumption of these two hydraulic system.The result show that the energy consumption of priority valve declined and bucket cylinder speed increased in the optimized hydraulic system .The new hy

14、draulic system is more energy-saving.Keywords:hydraulic excavator, working device, AMESim simulation, energy consumption of digging conditions.Classification: TU621目錄 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc356761844原創性聲明 PAGEREF _Toc356761844 h IHYPERLINK l _Toc356761845摘要 PAGEREF _Toc356761845 h IIHYPERLI

15、NK l _Toc356761846Abstract PAGEREF _Toc356761846 h IIIHYPERLINK l _Toc356761847目錄 PAGEREF _Toc356761847 h VHYPERLINK l _Toc3567618481 緒論 PAGEREF _Toc356761848 h 1HYPERLINK l _Toc3567618491.1 課題研究背景與意義 PAGEREF _Toc356761849 h 1HYPERLINK l _Toc3567618501.2液壓挖掘機典型節流控制系統概述 PAGEREF _Toc356761850 h 2HYPER

16、LINK l _Toc3567618511.4挖掘機工作裝置液壓系統研究現狀 PAGEREF _Toc356761851 h 7HYPERLINK l _Toc3567618521.5挖掘機液壓系統能耗研究現狀 PAGEREF _Toc356761852 h 10HYPERLINK l _Toc3567618531.6 本文的主要研究 PAGEREF _Toc356761853 h 11HYPERLINK l _Toc3567618542 液壓挖掘機負流量系統研究與工作裝置運動學分析 PAGEREF _Toc356761854 h 13HYPERLINK l _Toc3567618552.1挖

17、掘機液壓系統元件分析 PAGEREF _Toc356761855 h 13HYPERLINK l _Toc3567618562.1.1泵控系統分析 PAGEREF _Toc356761856 h 13HYPERLINK l _Toc3567618572.1.2多路換向閥簡述 PAGEREF _Toc356761857 h 15HYPERLINK l _Toc3567618582.1.3 挖掘機負流量系統特性分析 PAGEREF _Toc356761858 h 18HYPERLINK l _Toc3567618592.2變量泵源雙閥控系統特性分析 PAGEREF _Toc356761859 h

18、19HYPERLINK l _Toc3567618602.3 挖掘機工作裝置的運動學分析與其重心求解 PAGEREF _Toc356761860 h 23HYPERLINK l _Toc3567618612.3.1連桿坐標系轉換與運動學基本方程 PAGEREF _Toc356761861 h 23HYPERLINK l _Toc3567618622.3.2運動學正解 PAGEREF _Toc356761862 h 25HYPERLINK l _Toc3567618632.3.3運動學逆解 PAGEREF _Toc356761863 h 26HYPERLINK l _Toc3567618642.

19、3.4工作裝置重心求解 PAGEREF _Toc356761864 h 28HYPERLINK l _Toc3567618652.4 本章小結 PAGEREF _Toc356761865 h 29HYPERLINK l _Toc3567618663 液壓挖掘機工作裝置機液系統建模 PAGEREF _Toc356761866 h 31HYPERLINK l _Toc3567618673.1 AMESim仿真概述 PAGEREF _Toc356761867 h 31HYPERLINK l _Toc3567618683.2 負流量控制泵模型的建立 PAGEREF _Toc356761868 h 31

20、HYPERLINK l _Toc3567618693.3 多路閥系統主閥模型的建立與分析 PAGEREF _Toc356761869 h 32HYPERLINK l _Toc3567618703.3.1 主閥仿真模型的建立 PAGEREF _Toc356761870 h 33HYPERLINK l _Toc3567618713.3.2 主閥芯節流口的設計與計算 PAGEREF _Toc356761871 h 33HYPERLINK l _Toc3567618723.3.3 單片主閥仿真模型的初步驗證 PAGEREF _Toc356761872 h 37HYPERLINK l _Toc35676

21、18733.4 多路閥系統其他液壓元件的建模與分析 PAGEREF _Toc356761873 h 38HYPERLINK l _Toc3567618743.4.1 斗桿流量再生解除閥的建模與分析 PAGEREF _Toc356761874 h 38HYPERLINK l _Toc3567618753.4.2 動臂斗桿優先閥的建模與分析 PAGEREF _Toc356761875 h 40HYPERLINK l _Toc3567618763.4.3 動臂回轉優先閥的建模與分析 PAGEREF _Toc356761876 h 43HYPERLINK l _Toc3567618773.5 液壓挖掘

22、機工作裝置機液系統模型的建立 PAGEREF _Toc356761877 h 45HYPERLINK l _Toc3567618783.5.1 工作裝置機械模型建立 PAGEREF _Toc356761878 h 45HYPERLINK l _Toc3567618793.5.2 負載計算與曲線擬合 PAGEREF _Toc356761879 h 46HYPERLINK l _Toc3567618803.5.3 整機機液仿真模型的建立與封裝 PAGEREF _Toc356761880 h 49HYPERLINK l _Toc3567618813.6 本章小結 PAGEREF _Toc356761

23、881 h 50HYPERLINK l _Toc3567618824 液壓挖掘機挖掘工況仿真研究 PAGEREF _Toc356761882 h 51HYPERLINK l _Toc3567618834.1 挖掘機機液系統仿真模型的驗證 PAGEREF _Toc356761883 h 51HYPERLINK l _Toc3567618844.1.1 動臂單動作實測與仿真對比 PAGEREF _Toc356761884 h 51HYPERLINK l _Toc3567618854.1.2 斗桿單動作實測與仿真對比 PAGEREF _Toc356761885 h 52HYPERLINK l _To

24、c3567618864.1.3 鏟斗單動作實測與仿真對比 PAGEREF _Toc356761886 h 54HYPERLINK l _Toc3567618874.1.4 空挖復合動作實測與仿真對比 PAGEREF _Toc356761887 h 55HYPERLINK l _Toc3567618884.1.5 工作裝置各液壓缸實驗與仿真壓力數值對比 PAGEREF _Toc356761888 h 57HYPERLINK l _Toc3567618894.2 挖掘機挖掘工況的仿真研究 PAGEREF _Toc356761889 h 57HYPERLINK l _Toc3567618904.2.

25、1 負載模擬 PAGEREF _Toc356761890 h 57HYPERLINK l _Toc3567618914.2.2 復合挖掘系統動態特性分析 PAGEREF _Toc356761891 h 59HYPERLINK l _Toc3567618924.2.3 斗桿優先閥動態特性分析 PAGEREF _Toc356761892 h 60HYPERLINK l _Toc3567618934.2.4 斗桿流量再生解除閥動態特性分析 PAGEREF _Toc356761893 h 61HYPERLINK l _Toc3567618944.3 本章小結 PAGEREF _Toc356761894

26、 h 62HYPERLINK l _Toc3567618955 液壓挖掘機挖掘工況能耗研究與回路優化 PAGEREF _Toc356761895 h 63HYPERLINK l _Toc3567618965.1 復合挖掘過程能耗研究 PAGEREF _Toc356761896 h 63HYPERLINK l _Toc3567618975.1.1 泵輸出能量分析 PAGEREF _Toc356761897 h 63HYPERLINK l _Toc3567618985.1.2 復合挖掘過程的有用功 PAGEREF _Toc356761898 h 64HYPERLINK l _Toc35676189

27、95.1.3 進油節流損失 PAGEREF _Toc356761899 h 64HYPERLINK l _Toc3567619005.1.4 回油節流損失 PAGEREF _Toc356761900 h 65HYPERLINK l _Toc3567619015.1.5 優先閥口節流損失 PAGEREF _Toc356761901 h 66HYPERLINK l _Toc3567619025.1.6 旁路回油與溢流損失 PAGEREF _Toc356761902 h 67HYPERLINK l _Toc3567619035.1.7 單向閥開啟與管路損失 PAGEREF _Toc356761903

28、 h 68HYPERLINK l _Toc3567619045.2 多路閥系統回路改進與仿真研究 PAGEREF _Toc356761904 h 69HYPERLINK l _Toc3567619055.2.1 多路閥系統回路改進 PAGEREF _Toc356761905 h 69HYPERLINK l _Toc3567619065.2.2 仿真模型對比 PAGEREF _Toc356761906 h 70HYPERLINK l _Toc3567619075.2.3 仿真效果對比 PAGEREF _Toc356761907 h 72HYPERLINK l _Toc3567619085.3本章

29、小結 PAGEREF _Toc356761908 h 74HYPERLINK l _Toc3567619096 實驗研究 PAGEREF _Toc356761909 h 75HYPERLINK l _Toc3567619106.1 實驗目的與容 PAGEREF _Toc356761910 h 75HYPERLINK l _Toc3567619116.2 實驗設備 PAGEREF _Toc356761911 h 75HYPERLINK l _Toc3567619126.3 實驗方案 PAGEREF _Toc356761912 h 76HYPERLINK l _Toc3567619136.4 實驗

30、結果與分析 PAGEREF _Toc356761913 h 78HYPERLINK l _Toc3567619146.5 本章小結 PAGEREF _Toc356761914 h 80HYPERLINK l _Toc3567619157 總結與展望 PAGEREF _Toc356761915 h 81HYPERLINK l _Toc3567619167.1 全文總結 PAGEREF _Toc356761916 h 81HYPERLINK l _Toc3567619177.2 后續研究工作展望 PAGEREF _Toc356761917 h 81HYPERLINK l _Toc356761918

31、參考文獻 PAGEREF _Toc356761918 h 82HYPERLINK l _Toc356761919附錄1 SWE230LC液壓挖掘機工作裝置仿真參數列表 PAGEREF _Toc356761919 h 86HYPERLINK l _Toc356761920附錄2 SWE230LC液壓挖掘機液壓系統仿真參數列表 PAGEREF _Toc356761920 h 87HYPERLINK l _Toc356761921攻讀碩士期間主要研究成果 PAGEREF _Toc356761921 h 89HYPERLINK l _Toc356761922致 PAGEREF _Toc35676192

32、2 h 901 緒論1.1 課題研究背景與意義液壓挖掘機是基礎建設中使用最為廣泛的一種工程機械，對節省人力、提高作業效率、保證工程質量具有非常重要的意義1。挖掘機的發展歷史可以追溯到19世紀三四十年代的美國2，至今已經有一百多年歷史。由于我國工程機械相關技術起步較晚，一直以來都與世界先進水平有一定差距，包括挖掘機在的工程機械產品主要零部件和關鍵技術都依靠國外廠家。但近十年來，在國土建行業的帶動下，中國已經成為世界第一大挖掘機消費市場。據中國工程機械行業統計，我國挖掘機2005-2012年保有量為1149862臺3。圖1-1反應了近年來國市場挖掘機銷量變化：圖1-1 2005年至2012年4月挖

33、掘機國市場銷量圖中數據顯示近幾年來挖掘機市場呈現較大增長。受宏觀經濟和淡季需求不足的影響，2012年1-4月挖掘機市場出現了一定的下滑，國挖掘機產銷量出現暫時低迷。但總體而言，挖掘機市場呈現較大幅度的增長，預計未來數年挖掘機市場增長空間依然存在。對于國挖掘機市場而言，主要由日系、系、歐美和國產品牌構成。近兩年，國產挖掘機通過技術創新和提高產品質量，成功的將市場份額從不足25%提升至50%4，取得了令人鼓舞的成績，如圖1-2所示。然而，由于國挖掘機械起步較晚，目前還與世界一流產品存在一定差距，液壓系統和主要液壓元件依然受制于國外技術。而且，由于施工條件惡劣、動力系統與作業工況不匹配等原因，國產挖

34、掘機的功率利用率也僅為50%-70%，挖掘機作業性能得不到充分發揮57。圖1-2 2010-2012年國挖掘機市場格局挖掘機工作效率偏低、能耗過高，會嚴重影響挖掘機液壓系統的可靠性，主要表現為系統嚴重發熱，有的甚至高達80攝氏度以上8。在挖掘機上采用節能技術，不僅能提高挖掘作業的效率、減少系統能耗和排放，同時也能減低作業沖擊和噪聲，提高機器可靠性。資料顯示，工程機械40%的故障來自液壓系統，15%左右的來自發動機9。因此，液壓系統能耗已經成為衡量工程機械先進性的一項重要指標10，針對挖掘機挖掘作業進行節能研究具有十分重要的意義。1.2液壓挖掘機典型節流控制系統概述液壓系統是液壓挖掘機動力傳動系

35、統，作業過程存在較大壓力、流量損失，造成了挖掘機工作效率偏低。針對上述問題，世界上眾多工程機械廠商相繼開發出一系列液壓元件和控制技術，以提高挖掘機工作效率。以下介紹挖掘機中常用的幾種節能控制系統：1.恒功率控制（1）全功率控制圖1-3全功率控制系統全功率控制是恒功率控制泵運用到雙泵回路形成的一種控制方式11，如圖1-3所示，兩泵排量靠機械或液壓方式保持一致，雙泵在任何情況下輸出流量都一樣。它的優點是:= 1 * GB3 在一定條件下能充分利用發動機的功率； = 2 * GB3 單泵都能100%的吸收發動機功率，提高工作裝置作用能力； = 3 * GB3 結構簡單5。兩泵排量一致，可以使需要同步

36、的動作保持一致。當挖掘機做單一動作時，泵會輸出多余流量，造成系統溢流損失12，使系統不可避免的存在能量損失。（2）分功率控制對應全功率控制系統，分功率控制系統是將兩個恒功率泵簡單的組合到一起，使每個泵最多只能吸收發動機50%的功率，兩泵的流量可以根據自身回路負載變化而不受另一泵的影響。分功率控制對負載的適應性較全功率強，但由于不能利用系統空余出的發動機功率。因此，系統對能量利用的不充分也限制了挖掘機的作業性能。（3）交叉功率控制鑒于全功率和分功率控制的不足，國外液壓件廠家開發出了交叉功率控制系統，如圖1-4所示。交叉功率控制通過兩臺排量和控制機構完全一樣的泵串聯組成。因此交叉功率控制能夠像分功

37、率系統，每一臺泵可以獨立控制各自的回路。圖1-4 國外某交叉傳感功率控制泵但兩泵又通過交叉傳感控制，如果其中一臺泵需要的功率較小，另一泵可以吸收剩余的發動機功率，從而可以100%利用發動機功率13。因此，交叉功率控制既能像全功率控制一樣吸收發動機全部功率，又可以像分功率控制可以依據回路的負載壓力實現對各自回路的獨立控制。但交叉功率控制的工作點依然被限制在幾條功率曲線上，使泵工作點與發動機的匹配圍受到限制，不能吸收發動機全部的功率，同樣地存在功率損失。因此，交叉功率控制通常與其他控制方式相結合5。2.正流量控制正流量控制系統最早由力士樂公司在上世紀八十年代提出，其主要特點是：操縱手柄的先導壓力不

38、僅控制多路換向閥，還用來調節泵的流量。正流量控制系統通常采用三位六通多路閥，如日立建機的EX400，其先導壓力由操作手柄引出14。當執行元件不動作的時候，泵上沒有先導壓力作用，斜盤擺角最小，泵只輸出少量液壓油滿足系統泄漏。當操縱先導手柄時，液壓先導回路建立起與手柄偏轉量成比例的壓力來控制多路閥的閥芯位移和泵的排量。隨著手柄偏轉量增大，系統作用在泵的變量機構的先導壓力增大，使泵的排量成比例的增大15，其原理和特性曲線如圖1-5所示。因此，泵的流量和執行元件的工作速度與先導控制壓力成正比例。負流量系統中的控制信號采集于多路閥的出口處，只有多路閥有動作，負流量反饋信號才會發生變化，因此泵的變量控制要

39、滯后于多路閥的控制；而正流量系統中泵的控制壓力源于一次先導壓力，壓力信號同時傳至泵的變量機構和多路閥先導端，此時兩者的動作是同步的。所以與負流量控制系統相比較，正流量系統的操縱敏感性要好。圖(a)正流量原理圖(b)正流量系統特性曲線圖1-5 正流量原理與特性曲線3.負流量控制負流量控制系統原理如圖1-6(a)所示，泵輸出油液通過多路閥的控制使液壓油分為兩部分，一部分去液壓執行機構，另一部分通過中央旁通路回油箱。為控制流回油箱的液壓油，減少能量損耗，在旁通回油通道上加裝一個節流孔，將節流孔產生的壓力引至泵的排量調節機構來控制泵的排量以實現系統節能。由于節流孔孔徑固定，當流過節流孔的流量增大，節流

40、孔前后壓差增大，將使泵的排量減小。因此，泵變量機構的控制壓力與泵排量成負線性關系，所以此類系統稱為負流量系統。負流量系統在日本小松公司、日立建機公司得到了廣泛應用。負流量系統Pt-Q特性曲線如圖1-6(b)所示。圖(a)負流量原理圖(b)負流量系統特性曲線圖1-6 負流量系統4.負荷傳感控制系統負載敏感技術的發展始于20世紀80年代的歐洲16，它是一種感受系統壓力-流量需求，且僅提供所需求流量和壓力的液壓回路。負載敏感系統通常包括負載傳感泵控系統、負載傳感多路閥和負載敏感（LS）閥。負載敏感泵控系統是一個具有壓差反饋，能在壓力指令條件下，實現泵對負荷流量隨機控制的閉環系統。它通過傳感器或梭閥連

41、接檢測負荷（壓力）變化信號，對變量泵自動控制并做相應的流量調節，使至少一個控制閥主控邊上的節流壓差保持不變。這樣，泵的輸出流量就始終與閥的開度相一致，即與換向閥調節的執行組件所需流量相適應，而與負荷壓力無關17。但當系統中同時操縱兩個或多個閥芯，則僅有最大負荷壓力執行元件的閥芯保持恒定的壓差PLS。進入該執行元件的流量可由換向閥開度控制，而進入其他執行元件的流量依然會受到各個負荷的大小與閥芯位置的影響，對要求復合動作的挖掘機很不適應。為了解決上訴問題，使各執行器動作互不干擾，在負載傳感多路閥系統的多路閥進油或或回油口引入壓力補償器，以保持負荷的平衡。常見的負荷傳感系統有以下幾種類型：閥前壓力補

42、償（LS系統）、閥后壓力補償（LUDV系統）、回油壓力補償（東芝IB系統），其原理如下圖1-7。負載敏感系統的共同特點是變量泵向數個執行元件同時供油，其中一個負荷最大的元件，將其負荷壓力通過梭閥反饋到LS閥與變量機構，而其他執行元件則通過各自的壓力補償閥使各換向閥出口的油壓一樣。因此，當兩個執行元件同時操作時，不論負荷大小，壓力補償閥的作用就使得各換向閥的進口與出口之間的壓差一樣，從而泵輸出的油量將按各閥的開度大小比例進行分流。LUDV系統LS系統IB系統圖1-7 負荷傳感系統原理對比與傳統的液壓系統比較，負荷傳感系統有三大優勢： = 1 * GB3 節能效果顯著； = 2 * GB3 流量控

43、制精度高且不受負載變化影響； = 3 * GB3 保證復合動作的協調性，不受負載變化影響。其中LS系統中的壓力補償閥是基于定差減壓原理，所以當系統出現流量飽和時，比例分流效果將被破壞；而LUDV系統中的壓力補償閥是基于比例溢流原理，最高負荷壓力作為比例控制信號傳遞給壓力補償閥。同時最高負載壓力LS閥對液壓泵的排量進行控制，使泵的輸出壓力較最高負荷壓力高出一個固定值。這樣所有的多路閥閥口的壓降都被控制在同一值，即使泵供油不足，執行機構速度會下降，由于所有閥口壓降是一致的，各工作機構速度還是按閥口開度成比例分流。對于型液壓挖掘機而言，目前常用的有正流量、負流量和負載敏感系統，這三種流量調節控制方式

44、中，在國挖掘機上應用較多的是負流量控制系統，其次是負載敏感系統。近年來，隨著機電液一體化技術的不斷發展，電子控制也逐漸應用于正流量和負流量控制的液壓系統中，形成了電控正流量系統和電控負流量系統，以期實現更加精確的控制，改善系統性能，表1-1所示為世界上主要的挖掘機生產廠商各種控制方式應用統計。表1-1 各種控制形式液壓系統應用統計N-負流量控制系統 L-負載敏感控制系統 P-液控正流量控制系統 E/P電控正流量控制系統1.4挖掘機工作裝置液壓系統研究現狀由于我國挖掘機技術起步晚，國外對挖掘機液壓系統和關鍵零部件的研究也更為成熟，其中以日本為代表的工業強國對工作裝置閥控系統的研究也取得了豐碩成果

45、。國對工作裝置液壓系統研究主要集中在高校和科研機構，并在近幾年取得了一定成績。1968年，日立建機率先開發出雙泵雙閥變量泵系統，使液壓挖掘機較傳統的定量泵系統基礎上能量利用率得到大幅提升18。1995年，日立建機為了進行動臂抬起、斗桿回收、鏟斗回收復合動作時能順利的抬起動臂，在鏟斗進油路設置了動臂優先閥119，如圖1-8所示。圖1-8 液壓系統示意圖它通過在鏟斗進油聯負載單向閥和主閥間設置一可變節流口，并通過動臂提升先導壓力控制節流口開度來控制流入鏟斗油缸的油液，使動臂可以順利抬起。2003年，Kim Byeong Su，Lee Min Hui針對傳統的斗桿閥芯回油再生出現的再生流量不足以與控

46、制性能較差的問題進行了研究，提出了閥外流量再生的方案20。結果表明，該方法對提高系統再生流量與系統操縱性能有較好的效果。2006年，日立建機推出的ZAXIS200型挖掘機系統通過在動臂油缸有桿腔回油路上設置一個挖掘再生電磁閥，使動臂提升、斗桿收時，動臂油缸有桿腔液壓油再生到斗桿控制閥前，以提高斗桿收速度21，其原理示意圖如圖1-9所示。當系統操縱挖掘（動臂提升、斗桿回收和鏟斗挖掘）時，從動臂側P口的壓力油經動臂控制閥進入動臂液壓缸無桿腔，有桿腔的壓力油經控制閥到達挖掘再生閥。挖掘再生閥在電磁信號SF作用下開啟，壓力油合流到斗桿控制閥前。在此類工況下，動臂有桿腔回油可以加快斗桿收。圖1-9 液壓

47、系統示意圖2007年，日立建機針對提出了一種液壓驅動回路的改進方案，以利用回油路中的壓力油高效的進行平整作業22。其工作原理如圖1-10所示，當挖掘機進行平整作業時，動臂提升、斗桿收動作，若斗桿液壓缸有桿腔的壓力超過設定值，將使兩通閥1、3動作，則斗桿有桿腔液壓油經流量控制閥2回油箱的回路切斷，液壓油再生回動臂無桿腔。該液壓回路改進方案對提高系統平整效率有一定節能效果。圖1-10液壓系統示意圖2008年，中南大學冀謙對挖掘機的斗桿鏟斗回路進行了仿真研究，通過合理確定多路閥過流面積解決了某些機型中斗桿、鏟斗運動速度過快、過慢和抖動的問題11。2011年，日立建機通過在液壓系統并聯油路進入斗桿合流

48、閥前加入一個由鏟斗收手柄信號壓力控制的流量控制閥1，使系統具備在斗桿、鏟斗復合挖掘時，抑制或切斷流向斗桿合流閥的液壓油23,如圖1-11所示。圖1-11液壓系統示意圖1.5挖掘機液壓系統能耗研究現狀鑒于挖掘機液壓系統功率利用率較低，深入研究液壓系統功率損失和能耗分布，對提高系統節能效果，降低系統能耗，具有重要意義。由于國外挖掘機技術較國更為成熟，包括系統能耗研究等各項關鍵技術處于較為領先的位置。而國關于挖掘機液壓系統能耗的研究在近年來也取得了一定效果：1）正流量系統能耗研究日本神鋼公司于2007年基于自主開發的機液聯合仿真平臺，如圖1-12所示，對其生產的正流量控制型液壓挖掘機能耗進行了深入的

49、研究，并取得了豐碩成果。該系統可以通過虛擬操作，對挖掘機整個作業過程進行動態仿真模擬，并在上位機上就可以實時得到系統的動態特性曲線和系統能耗。該平臺不僅為整機節能研究和優化提供了參考依據，同時對挖掘虛擬操縱平臺設計提供了寶貴的經驗2426。圖1-12日本神鋼公司挖掘機液壓系統能耗分析平臺2）簡單節流系統能耗研究中南大學的葉鵬飛等采用AMEsim與ADAMS聯合仿真分析方法，對簡單節流控制液壓系統的小型液壓挖掘機進行了空載90裝車工況動態特性分析，并對挖掘機液壓泵功率消耗與動臂和鏟斗閥的節流損失進行了研究，得到了其能耗動態分布曲線，量化了其節流損失的動態過程27。3）負載敏感系統挖掘能耗研究理工

50、大學的武宏偉采用聯合仿真方法，研究了液壓挖掘機采用不同的挖掘方式(斗桿、鏟斗單獨挖掘以與斗桿和鏟斗復合挖掘)時系統的動態特性，并且分析了相應的能量消耗情況，結果表明：對于負載敏感控制系統，斗桿或鏟斗單獨挖掘時比兩者復合挖掘節能，但是復合挖掘的作業效率高28。4）負流量系統能耗研究中南大學的桂芳等同樣利用AMESim與ADAMS軟件聯合仿真方法，針對負流量系統的中型挖掘機進行了空載90裝車典型工作循環仿真分析，并研究了典型工況下挖掘機液壓系統能耗分布，對比分析了負流量和簡單節流系統的能量利用率。研究結果表明：在空載90裝車工況下，負流量控制液壓系統比簡單節流控制液壓系統平均節省約10.3%29。

51、1.6本文的主要研究本論文在深入研究工作裝置負流量液壓系統特性的基礎上，運用建立的系統AMESim仿真模型研究，開展了系統能耗和挖掘性能的研究。論文的主要容簡述如下：（1）本文在查閱大量國外相關文獻的基礎上，介紹了目前挖掘機的典型液壓節能控制系統，概述了國外挖掘機工作裝置閥控系統研究成果以與系統能耗研究現狀。（2）深入分析了液壓挖掘機負流量控制液壓系統基本原理，組成系統的液壓元件的工作原理和部構造。進行了變量泵源雙閥控系統特性的分析和挖掘機工作裝置的運動學和工作裝置重心求解。（3）基于流體力學理論對挖掘機液壓系統功能元件等進行了數學建模，并在AMEsim平臺上建立了相應的仿真模型；建立工作裝置

52、的平面機構系統仿真模型；在此基礎上，構建了液壓挖掘機工作裝置機械-液壓系統仿真模型并進行了封裝。（4）基于系統仿真模型，對挖掘機工作裝置的空載單動作、復合動作進行了仿真與實測對比，驗證了仿真模型的正確性。通過仿真模型開展了典型挖掘工況系統性能研究。（5）進行了挖掘機典型挖掘工況下的能耗研究，對系統回路進行了優化和相應的效果仿真。（6）進行了挖掘機相關實驗研究，包括各工作裝置單動作、復合動作時液壓缸壓力測試試驗。2液壓挖掘機負流量系統研究與工作裝置運動學分析液壓系統中主泵、多路閥是整體液壓系統的核心部件，而工作裝置中動臂、斗桿和鏟斗的運動學是整機工作裝置機液系統研究的基礎，本章將著重分析主泵、多

53、路閥與負流量系統工作原理，并對工作裝置液壓系統特性以與工作裝置機械部分進行運動學研究。2.1挖掘機液壓系統元件分析液壓元件是構成液壓系統的關鍵元素，承載著系統動力輸出與操縱控制的作用。本小節將對液壓系統中主要液壓元件進行分析，包括主泵、多路閥，為后續工作提供理論支持。2.1.1泵控系統分析K3V泵是斜盤式雙泵串列式柱塞泵，前泵與后泵結構一樣，通過齒輪聯接套連接，泵軸利用花鍵與缸體相連，9個柱塞平行插入缸體中。發動機的轉矩通過聯軸器傳遞到泵軸，泵軸旋轉時帶動柱塞和缸體一起旋轉，柱塞沿靴板的表面滑動，斜盤與柱塞有一定的傾角，使柱塞在缸體的孔中作往復運動時吸入和排出液壓油，而且可以利用泵變量機構中伺

54、服柱塞對斜盤傾角的控制來改變泵的排量。伺服柱塞是通過泵調節器來調節其左右兩腔壓力來實現其運動30。K3V泵的變量是通過以下方式實現，其系統原理圖如圖2-1所示：圖2-1 K3V泵控系統原理1.通過泵控制壓力控制（負流量控制）。如圖2-2所示，當操縱某一操縱桿時，信號控制閥中的泵流量控制閥接受從多路閥中位回油路上的節流孔反饋回來的負流量控制壓力PS.當PS1作用在泵1調節器上的流量控制柱塞上，柱塞將向右移動，從而帶動伺服閥右移，使斜盤傾角減小，泵的輸出流量降低；隨著負反饋壓力的增加，泵的排量降至最小，P-Q曲線如圖2-3（a）所示。2.通過自身或另一泵輸油壓力控制（總功率控制）。K3V雙聯泵中的

55、兩個液壓泵各自配置有一個調節器，兩個液壓泵輸出的壓力油分別進入到自身泵調節器上功率控制柱塞的環行腔和另外一個液壓泵調節器功率控制柱塞的小端面腔，因為功率控制柱塞上的小端面腔面積與環行腔面積相等，所以兩個液壓泵壓力的變化對調節器的推動作用效果是一樣的。在不考慮負流量控制的前提下，這種控制效果將使得兩個液壓泵的斜盤擺角始終是相等的，即輸出流量相等。因此，當兩者的平均壓力增加到超過設定的P-Q曲線，泵調節器根據超出P-Q曲線的壓力減少兩泵的流量，總的泵輸出流量返回到設定的P-Q曲線，因此可以防止發動機過載。P-Q曲線要求共同調節兩泵，所以兩泵的流量調節幾乎一樣。如圖2-2（b）所示，泵調節器接收自身

56、的泵輸油壓力P1和另一泵的輸油壓力P2，將其作為控制信號壓力。當泵輸油壓力P1+ P2增加時，補償柱塞使補償桿向右移動，與彈簧力平衡后推動伺服閥柱移動，泵輸油壓力P通過閥柱進入伺服柱塞的大腔中，伺服柱塞右移，斜盤傾角減小，泵輸出流量降低。反之，伺服柱塞左移，斜盤傾角增大，泵輸出流量增加。3.通過來自功率控制電磁閥的先導壓力控制（轉速傳感控制）。對于恒功率變量泵而言，其起調壓力的高低決定了最大輸出功率。起調壓力越低，則液壓泵的輸出功率就越小；相反，起調壓力越高，則液壓泵的輸出功率就越大。K3V系列泵的起調壓力是由泵調節器中排量調節機構的彈簧預緊力調定的，其恒功率雙曲線是采用外兩根彈簧來近似模擬的

57、，起調壓力通常調定后在泵工作過程中不能改變，因而此時泵的最大輸出功率也是不變的。而K3V系列液壓泵本身帶有的電液比例減壓閥，輸出的二次壓力作用在功率控制柱塞上，相當于在起調彈簧力的相反方向作用了一個電可控的液壓力，從而使得起調壓力點能隨作業工況的變化而變化，這樣液壓泵就能夠隨著負載的變化而完全吸收柴油機的輸出功率。泵控制器根據負載大小實時改變電磁比例減壓閥輸入電流的大小，從而可改變它的二次壓力，二次壓力與彈簧力共同作用，決定了液壓泵的起調壓力點，從而也決定了液壓泵的輸出功率大小31。不同的二次壓力作用在流量控制柱塞上，使液壓泵的排量發生變化，形成不同的功率特性曲線，液壓泵變為功率可控泵。如圖2

58、-3（c）所示，來自扭矩控制電磁閥提供扭矩控制壓力Pg作用在補償柱塞斷面上推動補償柱塞和補償桿右移，進而使伺服閥柱右移，泵輸油壓力進入伺服缸大腔，伺服柱塞右移，斜盤傾角減小，泵輸出流量降低。4.通過來自泵最大流量限制電磁閥的先導壓力控制（泵最大流量限制）。當電腦板收到工作模式開關、壓力傳感器或附件模式開關的信號后，向泵最大流量控制電磁閥發出指令，電磁閥起減壓閥的作用，限制泵控制壓力Pi。此時工作原理與通過泵控制壓力起作用時一樣。圖2-2K3V單泵控制原理圖2-3 K3V泵壓力流量特性曲線2.1.2多路換向閥簡述多路換向閥（簡稱多路閥）是挖掘機液壓系統的重要部件，它決定了液壓泵向執行元件的供油路

59、線和方式，復合動作時的合流、優先和流量分配以與挖掘機作業時的可控和操縱性能等等32。多路閥有以下幾類分類方法：按閥體結構形式，可分為整體式和分片式；按油路連接方式，可分為串聯式、并聯式、串并聯式和復合油路式；按液壓泵的卸荷方式，可分為中位卸荷式和安全閥卸荷式；按多路閥控制方式，可分為先導式和手動式；按多路閥的成型方式，可分為鑄造式和機加式。本文研究的某型挖掘機采用的是日本KYB公司生產的KVMG系列多路閥，其外觀和閥芯布置如下圖2-4所示。圖2-4 KVMG系列多路閥外形圖圖2-5為KVMG系列多路閥的斗桿聯部結構與功能結構圖。以斗桿閥聯為例說明，當多路閥右端先導口通先導液壓油時，多路閥芯工作

60、在左位時，從串聯油路的P口來的液壓油一部分由串聯路進入下一聯，另一部分經負載單向閥進入斗桿換向閥，從并聯油路P口來的液壓油經過動臂優先閥后在負載單向閥后合流進入斗桿換向閥；斗桿合流閥部分：從串聯油路的P口來的液壓油一部分與并聯油路P口經合流閥后的液壓油一起合流至斗桿換向閥前后，最后兩部分的液壓油由斗桿換向閥控制進入斗桿液壓缸無桿腔。從斗桿液壓缸有桿腔回的液壓油一部分通過閥芯單向閥再生回無桿腔，減少了液壓能的損失，而另一部分則返回油箱。當進油壓力過大時，再生解除閥7切換到左位，回油背壓快速下降，有桿腔油液直接返回油箱，再生解除，提高了斗桿挖掘力。而斗桿防沉降閥是防止因斗桿鏟斗自重而產生的自然沉降