装载机工作装置液压系统能量损失的分析方法

摘要

本发明公开了一种装载机工作装置液压系统能量损失的分析方法，属于工程机械领域。其克服了现有技术中装载机工作装置液压系统依照经验确定和分析能量损失环节无法定量地分析和确定装载机液压系统节能的重点和难点的缺陷。其技术方案的要点是：建立整个工作装置液压系统的仿真模型，获得各个工况下仿真模型的仿真结果，同时测试装载机液压系统在常用工况下的实验结果，通过将仿真结果和实验结果对比分析，并进一步对装载机工作装置液压系统的能量损失环节进行定量地分析，从而计算出各个环节能量损失所占比重。

说明书

技术领域：

本发明涉及一种能耗损失的分析方法，具体地说，尤其涉及一种装载机工作装置液压系 统能量损失的分析方法。

背景技术：

液压系统是装载机的主要组成部分之一，装载机铲斗的动作以及动臂的动作都是依靠液 压系统来实现的。研究装载机的能耗，提出节省能源提高能源利用率是生产厂家的需要，也 是我国建设所提倡的，节能研究是工程机械液压技术的发展趋势。一般对于装载机工作装置 液压系统能量损失环节的分析是定性的，依照经验确定和分析能量损失环节，而且无法确定 各损失环节的在整机能量损失中所占的具体比重，因此无法定量地分析和确定装载机液压系 统节能的重点和难点。

发明内容：

针对上述问题，本发明的目的是提供一种将仿真和实验手段相结合的方法，对装载机工 作装置液压系统的能量损失环节进行定量地分析。

为实现上述目的，本发明采取以下技术方案：

一种装载机工作装置液压系统能量损失的分析方法，采用将仿真和实验手段相结合的方 法，对装载机工作装置液压系统的能量损失环节进行定量地分析，包括以下步骤：

(a)掌握装载机工作装置液压系统的工作原理，获取各个元件的主要参数，在Simulation X建立整个工作装置液压系统的模型，依据装载机工作装置原理图将相应的液压元件模型通 过液压管道相连；

(b)据各个液压元件的模型设定仿真系统中需要的参数；

(c)运行仿真软件，获得各个元件的压力、流量等参数的特性的仿真结果；

(d)将流量计、位移传感器、压力传感器、数据采集仪安装到装载机工作装置上，并通过 对装载机在各个常用工况下的动态特性的测试，得出装载机在常用工况下的压力、流量特性 的实验结果；

(e)将仿真结果和实验结果进行对比，验证仿真结果的正确性，并进一步对实验结果进行 分析；

(f)通过仿真曲线获得各个环节的功率消耗情况，由此计算出相关能量损失的具体数值以 及该部分能耗在总能耗中的比率。

在上述技术方案中，所述步骤(b)中需要设定的仿真系统参数包括：

1）泵的流量的设定；

2）动臂和铲斗的动作设定；

3）负载设定。

在上述技术方案中，所述步骤(d)的各传感器安装位置如下：在定量泵的出口位置安装涡 轮流量计和压力传感器，在动臂油缸的进出油口上安装压力传感器，并在动臂油缸的缸筒上 安装位移传感器，与动臂油缸相同，转斗油缸上也是安装两个压力传感器和一个位移传感器。

进一步的技术方案，所述步骤(e)操作方法是：通过对比计算仿真曲线和实验曲线的相对 误差来判断仿真结果的正确性，并分析误差产生的原因。

在上述技术方案中，液压系统主要由动臂液压回路和铲斗液压回路组成。

在上述技术方案中，所述步骤(f)中能耗分析的内容包括获得各工况工作泵输出功、有用 功、高压溢流能耗，并通过获得的数据算出各部分液压系的统效率和高压溢流损失占的比例， 其中，液压系统效率=有用功/液压系统输入总功，高压溢流损失=高压溢流能耗/液压系统输 入总功。

本发明由于采取以上技术方案，其具有以下优点：

（1）定量分析了各个工况下装载机工作装置液压系统各个能量损失环节，确定了各个环 节能量损失所占比重；

（2）比较明了地分析各个环节的能量损失的大小，便于有重点地对能量损失比较大的环 节进行改善；

（3）该分析方法为分析装载机工作装置液压系统出现的问题提供了理论依据和数据支 持。

附图说明：

图1为装载机工作装置液压系统的仿真模型原理图；

图2为装载机工作装置动臂油缸大腔仿真结果的压力——时间曲线；

图3为装载机工作装置动臂油缸小腔仿真结果的压力——时间曲线；

图4为装载机工作装置铲斗油缸大腔仿真结果的压力——时间曲线；

图5为装载机工作装置铲斗油缸小腔仿真结果的压力——时间曲线；

图6为装载机工作装置工作泵仿真结果的压力——时间曲线；

图7为装载机工作装置怠速空载工况动臂油缸大腔压力——时间曲线；

图8为装载机工作装置怠速空载工况动臂油缸小腔压力——时间曲线；

图9为装载机工作装置怠速空载工况铲斗油缸大腔压力——时间曲线；

图10为装载机工作装置怠速空载工况铲斗油缸小腔压力——时间曲线；

图11为本发明的实施例1仿真结果与试验结果的对比分析曲线；

图12为本发明的实施例2仿真结果与试验结果的对比分析曲线；

图13为本发明的实施例3仿真结果与试验结果的对比分析曲线。

图中：1、动臂油缸；2、多路阀；3、四位六通阀；4、三位六通阀；5、工作泵；6、主 安全阀；7、过载补油阀；8.、油箱；9、转斗油缸。

具体实施方式：

下面结合具体实施例对本发明作进一步的描述。

本方法中的实验结果是通过测试装载机工作装置在不同工况下动作而获得液压系统压 力、流量特性；仿真结果是在将整个仿真系统的仿真环境和初始值与实验工作装置保持相同 的条件下通过搭建装载机液压系统的仿真系统模型而获得的液压系统压力、流量特性。由于 仿真结果是在较理想的环境下测得的结果，因此实验结果和仿真结果存在一定误差。

如图1所示，搭建工作装置液压系统的各个液压元件的仿真模型，装载机工作装置液压 系统原理如图1所示，系统由定量泵5、多路阀2、转斗油缸9、动臂油缸1等主要部件组成。 该系统主要由动臂回路和铲斗回路两部分组成，工作装置动作时，发动机带动定量泵转动， 泵出来的压力油经多路阀，操纵动臂换向阀杆3或铲斗换向阀杆4，完成动臂的举升和下降、 铲斗的收斗和卸料，两个换向阀芯不同时工作。其中定量泵5、铲斗换向阀4、主安全阀6、 过载补油阀7、转斗油缸9、油箱8等组成铲斗回路，完成铲斗的收斗和卸料动作；定量泵5、 动臂换向阀3、动臂油缸1、主安全阀6、油箱8组成动臂回路，完成动臂的举升和下降动作。

首先在Simulation X建立整个工作装置液压系统的模型。依据装载机工作装置原理将相 应的液压元件模型通过液压管道相连。换向阀液压缸是连接液压部分与机械连杆部分的执行 机构，液压部分通过液压缸这个执行机构与机械连杆机构相关联。工作装置液压系统的模型 如图所示。依据各个液压元件的模型设定仿真中需要参数：①泵的流量的设定。泵的模型中 设定了定量泵的排量是定值，其流量取决于发动机的转速，依据发动机处于中速时的速度设 定转动预设的速度。②动臂和铲斗的动作设定。动臂与铲斗的动作一方面通过换向阀的控制 位置来实现，另一方面取决于动臂和铲斗处的限定块，输入时间与位移的关系来限定多路阀 的位置曲线；通过限定转动副的启停处的转动角来实现多体机构位移的限定，动臂限位实现 其从地面举升到最高位置，铲斗限位实现在动臂最高位时卸料和收斗。③负载设定，在铲斗 上增加满载时的力或者铲斗上不加力即空载。运行仿真软件，就能获得各个元件的压力、流 量、速度、加速度等参数的曲线。

图2、图3、图4、图5、图6所示分别为装载机工作装置动臂油缸大腔、动臂油缸小腔、 铲斗油缸大腔、铲斗油缸小腔、工作泵的压力——时间曲线的仿真结果。

然后通过对装载机在各个常用工况下的动态特性的测试，得出装载机在常用工况下动臂 油缸大腔、动臂油缸小腔、铲斗油缸大腔、铲斗油缸小腔的压力和流量特性，测试原理如下：

实验设备：流量计、位移传感器：压力传感器、数据采集仪。

将各个传感器安装到工作装置上，主要安装位置如下：在定量泵的出口位置安装涡轮流 量计和压力传感器，流量计主要测量泵的出口流量，泵在设定的发动机转速下流量为恒定， 但是由于泵的容积效率所以泵的流量会随泵的出口压力发生变化。压力传感器主要是测量泵 的出口压力。在动臂油缸的进出油口上安装压力传感器，并在动臂油缸的缸筒上安装位移传 感器，分别测量动臂油缸进出油口的压力和动臂油缸在实验过程中的位移；与动臂油缸相同， 转斗油缸上也是安装两个压力传感器和一个位移传感器。将这些传感器与数据采集仪相连， 进行数据采集。

通过与仿真结果的对比验证仿真结果的正确性，并进一步对实验结果进行分析。

对主要功耗部件铲斗油缸大腔和动臂油缸大腔的实验结果和仿真结果进行对比验证，分 析过程如下：

（1）对动臂油缸大腔压力的实验和仿真结果对比，如图2、图7所示，动臂大腔的实验 结果与仿真结果有着相同的趋势，仿真结果分析如下：

1）A1为动臂开始举升点，由于摩擦力、加速度等因素影响，开始举升时动臂缸大腔压 力产生了振荡。在此处，仿真与实验最大压力相对误差为19.6％，最小压力相对误差为10.8％；

2）A2为动臂举升结束点，仿真和试验压力相对误差为3.7％；

3）A3为动臂举升结束动臂油缸限位憋压，仿真和试验最大压力相对误差为1.2％。实际 实验结果此处压力开始保持在18.53MPa，然后逐渐下降到17.84MPa；主要是仿真时未考虑内 泄漏，而实际存在内泄漏原因所致；

4）A4为铲斗油缸在最高举升位置，铲斗卸料完毕撞击限位块引起的动臂油缸大腔压力 产生振荡。此处仿真和试验最大压力相对误差为7.6％，其中的差别也是仿真时未考虑内泄漏 所致；

5）A5为动臂下降起始点的压力波动。在此处，仿真结果最小压力为2.3MPa；实际实验 结果最小压力为0.86Mpa，相对误差比较大，主要是由于两种情况下的阀杆切换速度不同所 致；

6)A6为动臂下降结束位置。在此处，仿真与实验压力相对误差为1％。

最后，将整个系统的仿真环境和初始值与实验保持相同，分别将每个动作的仿真曲线与 实验曲线进行对比，对各部分的能耗损失情况进行计算。

（2）如图4、图9所示，铲斗油缸大腔的实验结果的与仿真结果有着相同的趋势，仿真 结果分析如下：

1)B1点为地面位置铲斗收斗。在此处，开始时铲斗油缸大腔压力发生振荡，仿真与实 验压力相对误差为3.7％；

2）B2点为铲斗收斗结束并憋压。此处的仿真与实验压力相对误差为8.5％，主要原因是 在铲斗收斗结束时的条件不同，实际情况铲斗会发生一定的变形会导致瞬时峰值压力增大；

3）B3点为动臂举升过程中铲斗油缸在连杆机构带动下产生位移变化的，进而导致铲斗 油缸大小腔压力发生变化。此处的仿真与实验压力相对误差为9.4％，产生的误差主要是仿真 过程中未考虑泄露的因素影响；

4）B4点为在最高举升位置进行铲斗卸料过程。在此处，仿真结果与实验结果基本无差 别；

5）B5点为在最高举升位置进行铲斗收斗过程。此处的仿真与实验压力相对误差为9.3％；

6）B6点为收斗结束至憋压过程，基本与地面位置收斗情况相同。同样由于内泄漏原因， 实际实验中的转斗油缸的压力逐渐降低；

7）B7点为动臂下降过程中铲斗油缸位移发生变化导致大小腔封闭容积发生变化导致压 力发生变化。此过程，铲斗油缸大腔的压力在两种情况下都是先现增加后降低。

如图11、图12、图13都是从仿真模型中获得的，在在实际实验中很难得到功率的实验 数据，经过实验和仿真结果对比证明仿真模型正确之后，确定这些功率曲线也是可信的。

表1 装载机工作装置各工况能耗统计

实施例1：铲斗收斗工况能耗分析

仿真模型参见图1，仿真结果参见图4、图5、图6，试验结果参见图图9、图10，功率 曲线图参见图11。

在铲斗收斗动作过程中，工作泵提供的能量包含推动转斗缸活塞杆对六连杆机构做功的 能量、安全阀产生的高压溢流损失、多路阀的节流损失和管道的沿程损失。铲斗收斗工况下 工作泵流量与泵口压力的乘积即为工作泵产生的功率。其中Pmech为泵的输出功率，PA为转 斗缸大腔的功率，PB为转斗缸小腔所耗功率，PCD为转斗缸的总功率。下面结合仿真结果和 试验结果对铲斗收斗工况下的能量损失进行分析。

0.8s铲斗开始收斗，由于换向阀的位移是瞬间的开启信号，在铲斗重量和翻转力矩的影 响下功率产生波动，0.8~2.4s稳定在7.73KW，由图示可知在铲斗收斗时转斗缸大腔的功率为 6.15KW，转斗缸小腔的功耗为0.98KW，泵给转斗缸提供的总功率为7.15KW剩下的功率为 节流损失功率。在2.4~2.5s泵的输出功率就是液压系统的最大输出功率75KW。

由以上仿真结果，得出液压系统收斗工况的能耗情况如下

液压系统输入总功  19.868KJ

转斗缸大腔进油做功9.84KJ

转斗缸小腔回油能耗1.568KJ

高压溢流能耗7.5KJ

空载收斗工况工作泵所做的有用功为9.84KJ，收斗工况液压系统的效率为 9.84/19.868=49.7％，高压溢流损失占的比例为7.5/19.868=37.9％。

实施例2:动臂举升工况能耗分析

结合仿真结果和试验结果对动臂举升工况下的能量损失进行分析。

仿真模型参见图1，仿真结果参见图2、图3、图6，试验结果参见图7、图8，功率曲线 图参见图12。

在动臂举升的初始时刻，由于铲斗等的重力以及动臂联换向阀的瞬间开启，工作泵产生 比较大的压力波动，之后在举升过程中动臂缸的压力逐渐增大，直至动臂举升到上限位置。

工作泵产生的能量一方面推动动臂油缸克服六连杆机构的重力做功，另一方面要提供溢 流阀的溢流损失和动臂联换向阀的节流损失等。空载工况下动臂举升过程的功率曲线如图12 所示。其中Pmech为泵的输出功率，PA为动臂缸大腔的功率，PB为转动臂小腔所耗功率，PCD 为动臂缸的总功率。

动臂在4s的时刻开始举升，11.7s时刻动臂举升到上限位置，功率达到17.12KW，而此 时动臂大腔和动臂小腔的功率分别为15.17KW和0.97KW，动臂大小腔的总功率为16.15KW， 11.7~12s工作泵输出最大功率75KW。

由以上仿真结果，得出液压系统动臂举升工况的能耗情况如下

液压系统输入总功 88.412KJ

动臂缸大腔进油做功 58.4KJ

动臂缸小腔回油能耗 3.73KJ

高压溢流能耗 22.5KJ

空载动臂举升工况工作泵所做的有用功为58.4KJ，动臂举升工况液压系统的效率为 58.4/88.412=66.05％，高压溢流损失占的比例为22.5/88.412=25.4％。虽然在动臂举升到最 高位置时操纵动臂联换向阀换向，高压溢流损失仍占很大比例。

实施例3：铲斗卸料、收斗工况能耗分析

仿真模型参见图1，仿真结果参见图图4、图5、图6，试验结果参见图图9、图10，功 率曲线图参见图13。

铲斗卸料和收斗工况，铲斗缸首先是小腔进油大腔回油，收斗阶段铲斗缸大腔进油小腔 回油，转斗缸大小腔的功率以及工作泵的功率如图13所示。其中Pmech为泵的输出功率，PA 为转斗缸大腔的功率，PB为转斗缸小腔所耗功率，PCD为转斗缸的总功率。

由于铲斗的重心转过铲斗与动臂的铰接点后，铲斗依靠自重下降，铲斗联换向阀的回油 腔要产生节流压差来保证铲斗不超速，所以在铲斗大腔会产生节流能耗，由能耗图可知，在 铲斗卸料刚开始13.6s时，由于工作泵产生压力冲击，所以功率产生了33KW的峰值，铲斗卸 料过程中即13.7~14.7s工作泵提供的功率从10.93KW下降至1.698KW，转斗缸小腔的功率从 8.73KW降至0.59KW，转斗缸大腔的功率近乎保持在8.3KW，铲斗缸达到最大位移时工作 泵产生溢流损失。在15~16.7s铲斗收斗的过程中，转斗缸大腔进油，工作泵的输出功率波动 较大，从最大50KW经两次波动后下降到4.476KW，大腔的功率从45.37KW下降到3.08KW， 转斗小腔的功率近乎保持在2.7KW，16.7s后转斗缸达到最大位置，工作泵产生溢流损失。

由以上仿真结果，得出液压系统铲斗卸料收斗工况的能耗情况如表示

液压系统输入总功9.116+20+38=67.116KJ

转斗缸大腔进油做功8.57KJ

转斗缸小腔回油能耗8.3KJ

转斗缸小腔进油做功19KJ

转斗缸大腔回油能耗4.59KJ

高压溢流能耗38KJ

空载卸料收斗工况工作泵所做的有用功为27.57KJ，收斗工况液压系统的效率为 27.57/67.116=41.07％，高压溢流损失占的比例为38/67.116=56.6％，铲斗卸料工况下铲斗依 靠自重下降，工作泵做功较少，液压系统的效率较低。