关于旋挖钻机液压系统压力损失和油耗的测试与分析_倪萌.pdf

2023.01建设机械技术与管理 89试验研究关于旋挖钻机液压系统压力损失和油耗的测试与分析Testing and Analysis of Pressure Loss and Fuel Consumption in the Hydraulic System of Rotary Drilling Rigs倪萌（中联重科工程起重机有限公司，湖南 长沙 410000）摘要：以中联重科的某型号旋挖钻机为模型，分析了主阀的主要压力损失点和压力损失原理，对主阀阀芯和工作原理进行了改进。对改进前后的液压系统进行压力损失测试和油耗功率测试，通过假设检验方法对试验数据的分析结果表明改进前后单位功率油耗有显著差异，并且改进后的单位功率油耗较低。关键词：旋挖钻机；压力损失；系统效率；油耗中图分类号：TH137.7 文献标识码:A0 引 言旋挖钻机是一种基础施工过程中的通用成孔设备，具有效率高、短距离转场便利、成孔质量高等优点。目前市场上的旋挖钻机普遍使用柴油机驱动液压泵的动力布置方式。但是近年来，由于环境保护的原因，导致对柴油发动机的排放要求越来越严格。而评价柴油机的排放指标主要有氮氧化合物和微颗粒物两类，针对这种情况，市场上的柴油发动机普遍采用增加后处理的方式降低柴油机的排放。由此带来的影响是柴油发动机的更多功率被消耗在后处理端，导致同等功率高排放要求的柴油机输出功率明显变弱。因此通过减少液压系统的功率浪费，提高整车系统的净功率，有利于节约能源和降低油耗，可以对冲一部分排放法规对企业的影响。并且减少液压系统的功率浪费还能降低液压系统的冷却功率，有利于节约成本。液压传动是利用液压油压力能进行能量传递的一种传动方式，而高压油在管路中流动时，由于液压阀中的节流口和管路管径的大小变化会导致高压油在通过各种阀门和管路时产生压力损失，这部分压力损失大多数转化为热量，一部分散失在空气中，一部分会加热液压油，当液压油经过冷却系统后散失在空气中。因此降低液压系统的压力损失对减少液压系统的功率浪费有重要意义。1 液压系统压损降低的方案1.1 原理说明以中联重科的某型号旋挖钻机为模型进行说明，该机型使用川崎 KMX32NA 阀组作为主阀，功能包括行走、主卷扬、副卷扬、动力头旋转、动力头快速加压和起拔。由于系统工作流量较大，行走、主卷扬、动力头旋转功能采用双换向阀配置，即行走分为左行走换向阀、右行走换向阀，主卷扬分为 1 号主卷扬换向阀、2 号主卷扬换向阀，动力头旋转分为 1 号动力头换向阀、2 号动力头换向阀。左侧按进油口 P1 到回油口 R 的顺序依次是直线行走阀、左行走换向阀、1 号主卷扬换向阀、副卷扬换向阀、左旁通截止阀、1 号动力头换向阀，右侧按进油口 P2 到回油口 R 的顺序依次是右行走换向阀、快速加压和起拔换向阀、备用换向阀、2 号主卷扬换向阀、2 号动力头换向阀、右旁通截止阀。以上描述可以看出，液压油在流经主阀返回油箱的过程中需要依次通过以上所述各个换向阀，根据流体力学的基本原理可知，液压油在流经阀芯和阀体之间的节流口时，存在一定的压力损失，当压力油流经的换向阀越多，产生的压力损失越大。根据这一原理，旋挖钻机行走时的压力损失最小，然后依次增大，分别是快速加压和起拔、主卷扬、副卷扬，动力头的压损最大。而旋挖钻机正常钻进工序是动力头旋转加压钻进提钻上车回转卸土上车回转放钻动力头旋转，旋挖钻机的钻孔过程就是不断重复上述过程，从中可以看出动力头旋转、加压钻进和主卷扬功能是旋挖钻机的核心功能，由于加压油缸由副泵驱动，副阀控制，流量和压力相对动力头和主卷扬较小，因此本文不纳入讨论范围。1.2 改进方案基金项目：上海市产业转型升级发展专项资金(工业强基)项目 GYQJ-2019-1-04DOI:10.13824/ki.cmtm.2023.01.01390 建设机械技术与管理 2023.01 试验研究根据以上分析可以确定，针对动力头旋转和主卷扬功能进行改进可以在控制成本的前提下获得较好的改进效果。主卷扬由布置在左右两侧的马达和减速机驱动，其中马达排量可变，变化范围为(110 160)mL/r，当主卷扬提钻时由于系统工作压力增大导致马达排量增大，当系统压力继续增大至 200bar 时马达排量变为最大排量。动力头由三组相同的马达和减速机驱动，其中马达排量电比例可调，变化范围为(61 160)mL/r，当动力头旋转时，可以根据工况不同设置不同的电流进而使马达工作于不同排量。实际钻孔中当动力头加压钻进时负载最大，此时一般将动力头马达设置为大排量工作以获得较大扭矩。通过以上分析可知，动力头工作流量大于主卷扬工作流量，根据流体力学原理，孔径不变的情况下，通过的流量越大压力损失越大。而主卷扬阀芯比动力头阀芯在阀体中的位置更加靠近进油口，因此动力头阀芯的压力损失大于主卷扬阀芯的压力损失。根据以上分析，改进措施是将动力头阀芯向靠近进油口的位置移动。根据这一原则，调整之后主阀布置方式改为左侧按进油口 P1 到回油口 R 的顺序依次是直线行走阀、左行走换向阀、1 号动力头换向阀、快速加压和起拔换向阀、2 号主卷扬换向阀、左旁通截止阀，右侧按进油口 P2 到回油口 R 的顺序依次是右行走换向阀、2 号动力头换向阀、备用换向阀、副卷扬换向阀、1 号主卷扬换向阀、右旁通截止阀。更换阀芯后，为保证各阀性能和复合动作性能与改进前一致，在改进后的 2 号动力头换向阀进油口前端增加先导控制的 2 通逻辑阀，在改进后的 2 号主卷扬进油口增加两位两通阀。2 压损与油耗测试过程2.1 工况分析及测试点布置通过对旋挖钻机的工作过程和主要功能进行分析并结合厂内试验条件，使用动力头加载试验台可以极为方便的对动力头进行不同的载荷加载测试，因此选定动力头磨孔工况作为试验工况，主要测试原理如下：在规定时间内，由动力头驱动试验台的回转体旋转，同时通过电机对回转体进行反向加载以模拟动力头在岩层中匀速钻进的状态。由于压损与流量有关，因此设置最大流量为标准测试工况。压力测试点的布置如下表所示。2.2 被测系统参数及测试过程整个测试过程根据发动机档位不同分为三个阶段，分别是发动机 4 档、6 档、8 档，分别对应发动机转速1400rpm、1600rpm、1800rpm，每个档位测试三次，每次被测油口代号被测参数名称主泵K5V212P1主泵主压力(前泵)P2主泵主压力(后泵)Pi1负反馈压力(前泵)Pi2负反馈压力(后泵)a3电磁比例阀入口压力Dr1泄油压力动力头马达D_MA动力头马达A 口压力D_MB动力头马达B 口压力I马达排量指令电流主卷马达MW_KMX_A_Con主卷扬马达 A 口(平衡阀前)压力MW_KMX_B_Con主卷扬马达 B 口(平衡阀前)压力MW_Mo_X主卷扬马达 排量切换指令 压力MW_Mo_M1主卷扬马达大径室压力MW_A_conB主卷扬马达 A 口(平衡阀-马达间)MW_B_conB主卷扬马达 B 口(平衡阀-马达间)KMX32NAP11号主泵出油口P22 号主泵出油口D_KMX_A动力头马达 A 口压力D_KMX_B动力头马达 B 口压力MW_KMX_A1 1号主卷扬 A 口压力MW_KMX_B1 1号主卷扬 B 口压力MW_KMX_A2 2 号主卷扬 A 口压力MW_KMX_B2 2 号主卷扬 B 口压力Pi_DL先导：动力头马达 APi_DR先导：动力头马达 BPi_MWup先导：主卷上Pi_MWdn先导：主卷下R1回油口回油R2背压阀前T油箱压力(滤芯前)表1 压损测试点布置泵输出流量2212L/min动力头马达排量3160mL/r主卷扬马达排量2160mL/r主溢流阀压力343bar主阀最大流量450L/min表2 被测系统工作参数试验时间 10min，测试负载 30Tm，测试过程中手柄全开，即控制阀阀芯完全打开。为了保证测试结果准确可靠，分别对动力头和主卷扬进行单独测试。测试时只有被测执行器动作，其他执行器无动作。2023.01建设机械技术与管理 91试验研究3 压损测试结果如图 1 所示，改进前后的动力头的顺时针旋转和逆时针旋转的压损分别降低 58.40%和 59.02%，而改进前后主卷扬的压损测试结果如图 2 所示，测试结果表明改进前后的主卷扬提钻和放钻的的压损分别增大 102%和 63.64%，但是计算主卷扬提钻和动力头顺时针旋转以及主卷扬放钻和动力头逆时针旋转时的总压损分别降低了：21.1bar 和26.7bar。综合以上结果表明压损降低措施有明显效果。4 油耗测试结果当进行动力头压损测试时，同时记录油耗和功率数据，测试所得的油耗数据记录入表 3 中，由测试数据得试验测试结果：同负载情况下档位越高油耗越高；优化后与优化前相比，4 挡时油耗增加了 0.12L/h，功率提升了 9.87kW；6挡时油耗增加了 0.07L/h，功率增加了 8.01kW；8 挡时油耗增加了 0.07L/h，功率增加了 8.01kW；根据以上结果无法简单判断进行压损优化后，系统的油耗表现有显著改善。因此用油耗值除以功率值，然后我们通过考察单位功率内的油耗值是否有显著改善，判断优化措施的有效性。4.1 假设检验思想下面我们使用假设检验法检验优化前后的单位功率油耗值的期望值是否有显著差异，并且优化后油耗是否显著降低。在进行检验前，为方便计算做如下假定，假设单位功率油耗值服从正态分布，即优化前单位功率油耗值总体Y N(2,22)，优化后单位功率油耗值总体 X N(1,12)。并且由于两个系统的相似性假定主阀优化前后单位功率油耗值所服从的正态分布总体方差相等，即 1=2=。假设检验过程如下：（1）提出假设：原假设 H0：1 2，备择假设：H1：12；（2）假定原假设成立，为计算方便，将原假设简化为H0：1=2；（3）由于总体方差未知，根据假设检验原理，采用 t检验法，构造统计量如下：T=X-Y-(n1 1)S12+(n2 1)S22n1+n2 21n1+1n2 t(n1+n2 2)（4）取假设检验的置信区间，假如如下小概率事件发生:PT-t=推到出原假设的拒绝域W=x1,x2,xny1,y2,yn|T t 5.84.2101111146.220.21818-141.38%-47.62%-102.00%-63.64%0.00%-63.64%-300.00%-250.00%-200.00%-150.00%-100.00%-50.00%0.00%0510152025进油压损 回油压损 总压损 进油压损 回油压损 总压损提钻放钻改进前改进后百分比图2 主卷扬压损测试44.98.753.629.427.757.115.66.722.317.55.923.465.26%22.99%58.40%40.48%78.70%59.02%-150.00%-100.00%-50.00%0.00%50.00%100.00%0102030405060进油压损 回油压损总压损进油压损 回油压损总压损动力头顺时针旋转动力头逆时针旋转改进前改进后百分比图1 动力头压损测试表3 油耗及功率测试数据档位 测试项 测量值现方案磨孔优化后磨孔试验前油量/g 试验后油量/g功率试验前油量/g 试验后油量/g功率4 档第一次21700g13800g118.94kW19221g11398g128.81kW第二次13601g5739g118.94kW22336g14450g128.81kW第三次21736g13930g118.94kW22268g14358g128.81kW6 档第一次21746g12422g138.55kW22138g12800g146.68kW第二次24659g15395g138.55kW22496g13207g147.79kW第三次22472g13220g138.55kW22081g12840g145.20kW8 档第一次20299g9773g153.94kW22381g11522g160.37kW第二次20839g10286g153.94kW21799g11180g164.18kW第三次19126g8685g153.94kW1