考慮油泵功率消耗的地下鏟運(yùn)機(jī)換擋策略

李恒通，成學(xué)東，顧洪樞，郭鑫，陳維，張永彬

（1.北京礦冶研究總院，北京100160；2.安徽開發(fā)礦業(yè)有限公司，安徽六安237400；3.德納管理（上海）有限公司，上海200235）

考慮油泵功率消耗的地下鏟運(yùn)機(jī)換擋策略

李恒通1，成學(xué)東2，顧洪樞1，郭鑫1，陳維3，張永彬2

（1.北京礦冶研究總院，北京100160；2.安徽開發(fā)礦業(yè)有限公司，安徽六安237400；3.德納管理（上海）有限公司，上海200235）

地下鏟運(yùn)機(jī)在油泵功率消耗較大時(shí)存在換擋沖擊問題。以首臺(tái)國產(chǎn)自動(dòng)換擋的地下鏟運(yùn)機(jī)KCY－2的傳動(dòng)系統(tǒng)為研究對(duì)象，利用等效油門法求出接近實(shí)際扣除油泵功率消耗后的發(fā)動(dòng)機(jī)與變矩器的共同工作點(diǎn)，制定換擋表并經(jīng)過仿真驗(yàn)證，基本解決油泵功率消耗導(dǎo)致的換擋沖擊問題。

地下鏟運(yùn)機(jī)；換擋策略；油泵功率消耗

地下鏟運(yùn)機(jī)是一種在井下進(jìn)行礦石轉(zhuǎn)運(yùn)的運(yùn)輸設(shè)備，其工況惡劣，司機(jī)勞動(dòng)強(qiáng)度很高。近年來國外廠家如阿特拉斯·科普柯及山特維克新型號(hào)的地下鏟運(yùn)機(jī)已開始采用自動(dòng)換擋系統(tǒng)，自動(dòng)換擋是今后地下鏟運(yùn)機(jī)發(fā)展的趨勢(shì)。國內(nèi)北京礦冶研究總院也開始對(duì)地下鏟運(yùn)機(jī)自動(dòng)換擋系統(tǒng)進(jìn)行研究。

對(duì)于自動(dòng)換擋系統(tǒng)而言，核心是換擋策略，其直接影響了車輛的動(dòng)力性及燃油經(jīng)濟(jì)性。對(duì)于鏟運(yùn)機(jī)而言，其工況分為兩種：鏟裝工況和行走工況。在行走工況下，目前換擋策略的研究已比較成熟，有動(dòng)力性換擋和經(jīng)濟(jì)性換擋兩種；在鏟裝工況下，由于鏟裝時(shí)油泵消耗的發(fā)動(dòng)機(jī)功率較大且為變量，按照傳統(tǒng)的換擋策略計(jì)算的換擋點(diǎn)是不準(zhǔn)確的，對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)有較大沖擊而且動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性都達(dá)不到預(yù)設(shè)目標(biāo)［1－2］。

1 計(jì)算鏟運(yùn)機(jī)換擋點(diǎn)時(shí)存在的問題

鏟裝工況下，在發(fā)動(dòng)機(jī)油門一定的情況下，由于工作油泵消耗的功率是一個(gè)變值，發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出曲線由于工作泵消耗的功率的不同會(huì)產(chǎn)生較大變化，進(jìn)而導(dǎo)致其與變矩器的共同工作點(diǎn)也會(huì)產(chǎn)生很大變化。

以KCY－2地下鏟運(yùn)機(jī)為例，KCY－2 2m3地下鏟運(yùn)機(jī)的工作泵的排量q0為33mL/r，同時(shí)工作機(jī)構(gòu)工作時(shí)轉(zhuǎn)向泵會(huì)合流［1］，即轉(zhuǎn)向泵也變?yōu)楣ぷ饔捅茫D(zhuǎn)向泵的排量q1為33mL/r，系統(tǒng)的最大壓力pmax為14MPa，泵卸荷時(shí)壓力p0為1.3MPa。

鏟斗鏟裝時(shí)，工作油泵的功率消耗為：

式中：Pb—工作泵消耗的功率；kW；q0—工作泵排量，mL/r；q1—轉(zhuǎn)向泵排量，mL/r；p—工作油管的壓力，MPa；p0—卸荷壓力，MPa；ne—發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min；ip—變矩器油泵輸出機(jī)構(gòu)速比。

式中：ηp—泵的效率，取0.9；q—泵的排量，mL/r。

如圖1所示，100%、1.3MPa的曲線為油門開度100%時(shí)，工作泵卸荷壓力是1.3MPa時(shí)的發(fā)動(dòng)機(jī)的調(diào)速特性曲線；100%、14MPa的曲線為油門開度100%時(shí)，工作泵壓力為額定工作壓力14MPa時(shí)的發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出曲線，從圖上可明顯看出，相同油門不同工作泵壓力下，發(fā)動(dòng)機(jī)與變矩器的共同工作點(diǎn)（發(fā)動(dòng)機(jī)調(diào)速曲線和變矩器特性曲線的交點(diǎn)）變化很大。

圖1 100%油門開度下工作壓力14MPa和1.3MPa的對(duì)比Fig.1 Comparison chart of 14MPa and 1.3MPa pressure at 100%throttle

鏟運(yùn)機(jī)導(dǎo)致?lián)Q擋沖擊的原因是換擋時(shí)機(jī)不準(zhǔn)確——即換擋點(diǎn)不準(zhǔn)確，其主要原因是傳統(tǒng)的換擋策略將工作泵的功率消耗當(dāng)作定值，即油路為卸荷時(shí)油泵所消耗的功率［3］，而實(shí)際上鏟運(yùn)機(jī)在工作時(shí)，工作泵消耗的發(fā)動(dòng)機(jī)功率是變化的，導(dǎo)致制定換擋點(diǎn)的基礎(chǔ)——發(fā)動(dòng)機(jī)與變矩器的共同工作點(diǎn)與計(jì)算換擋策略時(shí)的值相差較大，與實(shí)際工況不符。

制定符合鏟運(yùn)機(jī)實(shí)際工況的換擋策略的核心是求出發(fā)動(dòng)機(jī)與變矩器的實(shí)際共同工作點(diǎn)。

2 計(jì)算共同工作點(diǎn)的方法

計(jì)算在油泵功率消耗是變值的情況下，發(fā)動(dòng)機(jī)與變矩器的共同工作點(diǎn)的方法有兩種：插值法和等效油門法。

2.1 插值法

1）在油門一定（如100%）、泵的功率不同的情況下，如泵的負(fù)載壓力分別為1.3、5、10和14MPa，做出幾條代表性曲線，求出相應(yīng)的發(fā)動(dòng)機(jī)與變矩器的共同輸出點(diǎn)。如圖2。

圖2 100%油門下不同工作泵壓力下的對(duì)比Fig.2 Comparison chart of different pressure at 100%throttle

2）再依次求出油門20%～90%情況下，泵的負(fù)載壓力為1.3、5、10和14MPa時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)與變矩器的共同輸出點(diǎn)。

3）根據(jù)所求的共同輸出點(diǎn)，去計(jì)算各油門開度下的理論換擋點(diǎn)。

4）運(yùn)用拉格朗日插值法，去求其他情況下的換擋點(diǎn)，如75%油門，泵的負(fù)載壓力為8MPa時(shí)的換擋點(diǎn)。

2.2 等效油門法

1）用一個(gè)不考慮油泵功率消耗的發(fā)動(dòng)機(jī)曲線去近似代替考慮了油泵功率消耗的發(fā)動(dòng)機(jī)曲線，如圖3：當(dāng)油門為100%、泵的負(fù)載壓力為14MPa時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)與變矩器的共同工作點(diǎn)近似等于油門86%，泵的負(fù)載壓力為1.3MPa時(shí)的工作點(diǎn)。

2）近似完后，使用等效油門開度通過原有的發(fā)動(dòng)機(jī)與變矩器的共同輸出點(diǎn)數(shù)據(jù)，求出當(dāng)前油門下實(shí)際的考慮油泵功率消耗的發(fā)動(dòng)機(jī)與變矩器的共同工作點(diǎn)。

圖3 等效油門對(duì)比Fig.3 Comparison chart of equivalent throttle

2.3 兩種方法比較

插值法，選取的代表性曲線越多，得出的共同輸出點(diǎn)及換擋點(diǎn)便越精確，精度可以人為控制，但同時(shí)隨著曲線的增多，相應(yīng)的數(shù)據(jù)量也會(huì)變大，增加了計(jì)算量及換擋時(shí)存儲(chǔ)的數(shù)據(jù)量。

等效油門法，換擋點(diǎn)不用重新計(jì)算，用最佳動(dòng)力換擋點(diǎn)即可，方法簡單可靠，但精度控制上不如插值法好，同時(shí)，在整個(gè)油門和油泵負(fù)載壓力段內(nèi)，函數(shù)關(guān)系較為難求。

3 用等效油門法求共同工作點(diǎn)的方法

本文選用等效油門法求共同工作點(diǎn)。分別作了油門為20%～100%情況下，油泵的負(fù)載壓力為14 MPa時(shí)，匹配曲線的對(duì)比圖。圖中虛線為油泵工作壓力為14MPa時(shí)，不考慮油泵功率消耗的發(fā)動(dòng)機(jī)的調(diào)速特性曲線圖；實(shí)線為油泵壓力為14MPa時(shí)，實(shí)際的發(fā)動(dòng)機(jī)的調(diào)速特性曲線圖［4－6］。

經(jīng)過使用Matlab作圖，在發(fā)動(dòng)機(jī)與變矩器的輸入輸出特性相近時(shí)用油泵壓力在1.3MPa時(shí)的發(fā)動(dòng)機(jī)調(diào)速特性曲線去代替油泵壓力在14MPa時(shí)的發(fā)動(dòng)機(jī)調(diào)速特性曲線。在不同油門開度下，找出這樣一組曲線，其中虛線為油泵壓力為1.3MPa時(shí)的發(fā)動(dòng)機(jī)調(diào)速特性曲線，實(shí)線為油泵壓力為14MPa時(shí)的發(fā)動(dòng)機(jī)調(diào)速特性曲線。

通過圖5得出的對(duì)應(yīng)關(guān)系如表1所示。

圖4 油泵負(fù)載壓力為14MPa時(shí)原始曲線與實(shí)際曲線對(duì)比Fig.4 Comparison chart of original curve and actual curve at 14MPa pressure

圖5 油泵負(fù)載壓力為14MPa時(shí)等效曲線與實(shí)際曲線對(duì)比Fig.5 Comparison chart of equivalent curve and actual curve at 14MPa pressure

表1 原始油門與等效油門對(duì)應(yīng)關(guān)系Table 1 Relationship between original throttle and equivalent throttle/%

圖6 擬合圖Fig.6 Fitting chart

圖7 油泵負(fù)載壓力為8MPa時(shí)，原始曲線與實(shí)際曲線對(duì)比Fig.7 Comparison chart of original curve and actual curve at 8MPa pressure value

圖8 油泵負(fù)載壓力為8MPa時(shí)等效曲線與實(shí)際曲線對(duì)比Fig.8 Comparison chart of equivalent curve and actual curve at 8MPa pressure value

圖9 考慮油泵功率消耗的仿真結(jié)果Fig.9 Simulation results of consider pump power consumption

再用最小二乘法擬合：

擬合的函數(shù)關(guān)系為：

圖10 傳統(tǒng)方法的仿真結(jié)果Fig.10 Simulation results of traditional method

定義工作泵壓力為p時(shí)，等效油門開度ap為：

式中：αp—考慮油泵功率時(shí)的等效油門；a0—油泵負(fù)載壓力為14MPa時(shí)擬合的油門開度；α—當(dāng)前油門；p—當(dāng)前油泵的負(fù)載壓力，MPa。

驗(yàn)證油泵壓力為8MPa時(shí)，用等效油門法求出的發(fā)動(dòng)機(jī)與變矩器的共同工作點(diǎn)能否滿足要求。

通過圖8可以看出，在經(jīng)過公式求出等效油門后，求出發(fā)動(dòng)機(jī)與變矩器的共同輸入輸出點(diǎn)與實(shí)際的輸入輸出點(diǎn)很接近，而不考慮油泵功率消耗的兩組曲線則相差較遠(yuǎn)。

4 仿真驗(yàn)證

運(yùn)用等效油門法求出發(fā)動(dòng)機(jī)與變矩器的共同工作點(diǎn)之后，再用最佳動(dòng)力換擋策略計(jì)算換擋點(diǎn)，建立傳動(dòng)系統(tǒng)的MATLAB/Simulink仿真模型［7］，仿真結(jié)果見圖9、10。

考慮油泵功率消耗的動(dòng)力換擋策略，能準(zhǔn)確反映出車輛所處的工況，對(duì)車輛發(fā)出及時(shí)正確的換擋指令，通過換擋使車輛一直保持較大的驅(qū)動(dòng)力，滿足了鏟裝工況下的要求，并一定程度上避免了錯(cuò)誤的換擋。

5 結(jié)論

本文針對(duì)地下鏟運(yùn)機(jī)的特點(diǎn)，對(duì)鏟運(yùn)機(jī)在油泵功率消耗較大時(shí)存在換擋沖擊問題進(jìn)行了研究，運(yùn)用等效油門法求出了在油泵消耗發(fā)動(dòng)機(jī)較大功率時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)與變矩器的實(shí)際工作點(diǎn)，之后用實(shí)際工作點(diǎn)求出動(dòng)力換擋點(diǎn)，并仿真實(shí)驗(yàn)。結(jié)果表明，考慮油泵功率消耗的換擋策略能很好地滿足動(dòng)力換擋的要求，為之后的研究提供了借鑒。

［1］戰(zhàn)凱.12t地下自卸汽車傳動(dòng)系統(tǒng)匹配及牽引特性分析［J］.礦山機(jī)械，1999（2）：21－22.

［2］李恒通，顧洪樞，石峰，等.地下鏟運(yùn)機(jī)改進(jìn)型節(jié)能換擋策略研究［J］.有色金屬（礦山部分），2014，66（1）：39－42.

［3］石峰，馮孝華，江宇，等.4m3地下鏟運(yùn)機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)匹配及牽引特性計(jì)算［J］.有色金屬（礦山部分），2010，62（3）：72－75.

［4］陳寧.工程車輛節(jié)能換擋規(guī)律智能控制方法研究［D］.吉林：吉林大學(xué)，2005：41－42.

［5］彭莫，刁增祥.汽車動(dòng)力系統(tǒng)計(jì)算匹配及評(píng)價(jià)［M］.北京：北京理工大學(xué)出版社，2009：127－129.

［6］DANA ECON.A Transmission Control System Description.USA DANA，2013.

［7］龔捷，趙丁選.工程車輛自動(dòng)變速器換檔規(guī)律研究及自動(dòng)控制仿真［J］.西安交通大學(xué)學(xué)報(bào)，2001，35（9）：930－934.

Load Haul Dumper shifting strategy of considering pump power consumption

LI Hengtong1，CHENG Xuedong2，GU Hongshu1，GUO Xin1，CHEN Wei3，ZHANG Yongbin2
（1.Beijing General Research Institute of Mining ＆Metallurgy，Beijing 100160，China；2.Anhui Development Mining Co.，Ltd.，Lu’an Anhui 237400，China；3.Dana Management（Shanghai）Co.，Ltd.，Shanghai 200235，China）

There is a shifting shock problem when the pump power consumption of LHD is larger.The transmission system of first domestic automatic shifting LHD－KCY－2is a subject.The method of equivalent throttle can be used to approximately give the actual common operating points after deducting the pump power consumption.Then according to the operating points，the shifting rules are instituted and simulated.Simulation results display that it can resolve the shifting shock problem basically.

LHD；shifting strategy；pump power consumption

TD422.4

Α

1671－4172（2015）02－0083－05

10.3969/j.issn.1671－4172.2015.02.019

國家高技術(shù)研究發(fā)展計(jì)劃（863計(jì)劃）項(xiàng)目（2011AA 060403）

李恒通（1989－），男，助理工程師，碩士，機(jī)械設(shè)計(jì)及理論專業(yè)，主要研究方向?yàn)榈叵聼o軌設(shè)備的研制與開發(fā)。