考虑油泵功率消耗的地下铲运机换挡策略

李恒通，成学东，顾洪枢，郭鑫，陈维，张永彬

（1.北京矿冶研究总院，北京100160；2.安徽开发矿业有限公司，安徽六安237400；3.德纳管理（上海）有限公司，上海200235）

考虑油泵功率消耗的地下铲运机换挡策略

李恒通1，成学东2，顾洪枢1，郭鑫1，陈维3，张永彬2

（1.北京矿冶研究总院，北京100160；2.安徽开发矿业有限公司，安徽六安237400；3.德纳管理（上海）有限公司，上海200235）

地下铲运机在油泵功率消耗较大时存在换挡冲击问题。以首台国产自动换挡的地下铲运机KCY－2的传动系统为研究对象，利用等效油门法求出接近实际扣除油泵功率消耗后的发动机与变矩器的共同工作点，制定换挡表并经过仿真验证，基本解决油泵功率消耗导致的换挡冲击问题。

地下铲运机；换挡策略；油泵功率消耗

地下铲运机是一种在井下进行矿石转运的运输设备，其工况恶劣，司机劳动强度很高。近年来国外厂家如阿特拉斯·科普柯及山特维克新型号的地下铲运机已开始采用自动换挡系统，自动换挡是今后地下铲运机发展的趋势。国内北京矿冶研究总院也开始对地下铲运机自动换挡系统进行研究。

对于自动换挡系统而言，核心是换挡策略，其直接影响了车辆的动力性及燃油经济性。对于铲运机而言，其工况分为两种：铲装工况和行走工况。在行走工况下，目前换挡策略的研究已比较成熟，有动力性换挡和经济性换挡两种；在铲装工况下，由于铲装时油泵消耗的发动机功率较大且为变量，按照传统的换挡策略计算的换挡点是不准确的，对传动系统有较大冲击而且动力性和经济性都达不到预设目标［1－2］。

1 计算铲运机换挡点时存在的问题

铲装工况下，在发动机油门一定的情况下，由于工作油泵消耗的功率是一个变值，发动机的输出曲线由于工作泵消耗的功率的不同会产生较大变化，进而导致其与变矩器的共同工作点也会产生很大变化。

以KCY－2地下铲运机为例，KCY－2 2m3地下铲运机的工作泵的排量q0为33mL/r，同时工作机构工作时转向泵会合流［1］，即转向泵也变为工作油泵，转向泵的排量q1为33mL/r，系统的最大压力pmax为14MPa，泵卸荷时压力p0为1.3MPa。

铲斗铲装时，工作油泵的功率消耗为：

式中：Pb—工作泵消耗的功率；kW；q0—工作泵排量，mL/r；q1—转向泵排量，mL/r；p—工作油管的压力，MPa；p0—卸荷压力，MPa；ne—发动机转速，r/min；ip—变矩器油泵输出机构速比。

式中：ηp—泵的效率，取0.9；q—泵的排量，mL/r。

如图1所示，100%、1.3MPa的曲线为油门开度100%时，工作泵卸荷压力是1.3MPa时的发动机的调速特性曲线；100%、14MPa的曲线为油门开度100%时，工作泵压力为额定工作压力14MPa时的发动机的输出曲线，从图上可明显看出，相同油门不同工作泵压力下，发动机与变矩器的共同工作点（发动机调速曲线和变矩器特性曲线的交点）变化很大。

图1 100%油门开度下工作压力14MPa和1.3MPa的对比Fig.1 Comparison chart of 14MPa and 1.3MPa pressure at 100%throttle

铲运机导致换挡冲击的原因是换挡时机不准确——即换挡点不准确，其主要原因是传统的换挡策略将工作泵的功率消耗当作定值，即油路为卸荷时油泵所消耗的功率［3］，而实际上铲运机在工作时，工作泵消耗的发动机功率是变化的，导致制定换挡点的基础——发动机与变矩器的共同工作点与计算换挡策略时的值相差较大，与实际工况不符。

制定符合铲运机实际工况的换挡策略的核心是求出发动机与变矩器的实际共同工作点。

2 计算共同工作点的方法

计算在油泵功率消耗是变值的情况下，发动机与变矩器的共同工作点的方法有两种：插值法和等效油门法。

2.1 插值法

1）在油门一定（如100%）、泵的功率不同的情况下，如泵的负载压力分别为1.3、5、10和14MPa，做出几条代表性曲线，求出相应的发动机与变矩器的共同输出点。如图2。

图2 100%油门下不同工作泵压力下的对比Fig.2 Comparison chart of different pressure at 100%throttle

2）再依次求出油门20%～90%情况下，泵的负载压力为1.3、5、10和14MPa时，发动机与变矩器的共同输出点。

3）根据所求的共同输出点，去计算各油门开度下的理论换挡点。

4）运用拉格朗日插值法，去求其他情况下的换挡点，如75%油门，泵的负载压力为8MPa时的换挡点。

2.2 等效油门法

1）用一个不考虑油泵功率消耗的发动机曲线去近似代替考虑了油泵功率消耗的发动机曲线，如图3：当油门为100%、泵的负载压力为14MPa时，发动机与变矩器的共同工作点近似等于油门86%，泵的负载压力为1.3MPa时的工作点。

2）近似完后，使用等效油门开度通过原有的发动机与变矩器的共同输出点数据，求出当前油门下实际的考虑油泵功率消耗的发动机与变矩器的共同工作点。

图3 等效油门对比Fig.3 Comparison chart of equivalent throttle

2.3 两种方法比较

插值法，选取的代表性曲线越多，得出的共同输出点及换挡点便越精确，精度可以人为控制，但同时随着曲线的增多，相应的数据量也会变大，增加了计算量及换挡时存储的数据量。

等效油门法，换挡点不用重新计算，用最佳动力换挡点即可，方法简单可靠，但精度控制上不如插值法好，同时，在整个油门和油泵负载压力段内，函数关系较为难求。

3 用等效油门法求共同工作点的方法

本文选用等效油门法求共同工作点。分别作了油门为20%～100%情况下，油泵的负载压力为14 MPa时，匹配曲线的对比图。图中虚线为油泵工作压力为14MPa时，不考虑油泵功率消耗的发动机的调速特性曲线图；实线为油泵压力为14MPa时，实际的发动机的调速特性曲线图［4－6］。

经过使用Matlab作图，在发动机与变矩器的输入输出特性相近时用油泵压力在1.3MPa时的发动机调速特性曲线去代替油泵压力在14MPa时的发动机调速特性曲线。在不同油门开度下，找出这样一组曲线，其中虚线为油泵压力为1.3MPa时的发动机调速特性曲线，实线为油泵压力为14MPa时的发动机调速特性曲线。

通过图5得出的对应关系如表1所示。

图4 油泵负载压力为14MPa时原始曲线与实际曲线对比Fig.4 Comparison chart of original curve and actual curve at 14MPa pressure

图5 油泵负载压力为14MPa时等效曲线与实际曲线对比Fig.5 Comparison chart of equivalent curve and actual curve at 14MPa pressure

表1 原始油门与等效油门对应关系Table 1 Relationship between original throttle and equivalent throttle/%

图6 拟合图Fig.6 Fitting chart

图7 油泵负载压力为8MPa时，原始曲线与实际曲线对比Fig.7 Comparison chart of original curve and actual curve at 8MPa pressure value

图8 油泵负载压力为8MPa时等效曲线与实际曲线对比Fig.8 Comparison chart of equivalent curve and actual curve at 8MPa pressure value

图9 考虑油泵功率消耗的仿真结果Fig.9 Simulation results of consider pump power consumption

再用最小二乘法拟合：

拟合的函数关系为：

图10 传统方法的仿真结果Fig.10 Simulation results of traditional method

定义工作泵压力为p时，等效油门开度ap为：

式中：αp—考虑油泵功率时的等效油门；a0—油泵负载压力为14MPa时拟合的油门开度；α—当前油门；p—当前油泵的负载压力，MPa。

验证油泵压力为8MPa时，用等效油门法求出的发动机与变矩器的共同工作点能否满足要求。

通过图8可以看出，在经过公式求出等效油门后，求出发动机与变矩器的共同输入输出点与实际的输入输出点很接近，而不考虑油泵功率消耗的两组曲线则相差较远。

4 仿真验证

运用等效油门法求出发动机与变矩器的共同工作点之后，再用最佳动力换挡策略计算换挡点，建立传动系统的MATLAB/Simulink仿真模型［7］，仿真结果见图9、10。

考虑油泵功率消耗的动力换挡策略，能准确反映出车辆所处的工况，对车辆发出及时正确的换挡指令，通过换挡使车辆一直保持较大的驱动力，满足了铲装工况下的要求，并一定程度上避免了错误的换挡。

5 结论

本文针对地下铲运机的特点，对铲运机在油泵功率消耗较大时存在换挡冲击问题进行了研究，运用等效油门法求出了在油泵消耗发动机较大功率时，发动机与变矩器的实际工作点，之后用实际工作点求出动力换挡点，并仿真实验。结果表明，考虑油泵功率消耗的换挡策略能很好地满足动力换挡的要求，为之后的研究提供了借鉴。

［1］战凯.12t地下自卸汽车传动系统匹配及牵引特性分析［J］.矿山机械，1999（2）：21－22.

［2］李恒通，顾洪枢，石峰，等.地下铲运机改进型节能换挡策略研究［J］.有色金属（矿山部分），2014，66（1）：39－42.

［3］石峰，冯孝华，江宇，等.4m3地下铲运机传动系统匹配及牵引特性计算［J］.有色金属（矿山部分），2010，62（3）：72－75.

［4］陈宁.工程车辆节能换挡规律智能控制方法研究［D］.吉林：吉林大学，2005：41－42.

［5］彭莫，刁增祥.汽车动力系统计算匹配及评价［M］.北京：北京理工大学出版社，2009：127－129.

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

［7］龚捷，赵丁选.工程车辆自动变速器换档规律研究及自动控制仿真［J］.西安交通大学学报，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

国家高技术研究发展计划（863计划）项目（2011AA 060403）

李恒通（1989－），男，助理工程师，硕士，机械设计及理论专业，主要研究方向为地下无轨设备的研制与开发。