摘要：擴(kuò)展了鍛造操作機(jī)整機(jī)的能量流模型和能耗計(jì)算模型，研究了拔長工藝下鍛造操作機(jī)液壓系統(tǒng)的控制特性和能耗特性，得出了液壓系統(tǒng)的能耗分布規(guī)律，分析了能量浪費(fèi)的關(guān)鍵環(huán)節(jié)，為鍛造操作機(jī)液壓控制系統(tǒng)的優(yōu)化以及節(jié)能控制方法的提出提供指導(dǎo)。研究結(jié)果表明，鍛造操作機(jī)液壓系統(tǒng)的能耗特性具有如下特點(diǎn)：夾鉗上升和旋轉(zhuǎn)動作的能量傳遞效率較高，均可達(dá)60%以上;大車行走動作的能量傳遞效率僅為17%;夾鉗下降時(shí)重力勢能幾乎全部轉(zhuǎn)化為升降控制閥的節(jié)流損失;多執(zhí)行器不同負(fù)載與單壓力源不能合理匹配會造成巨大的節(jié)流損失。

　　關(guān)鍵詞：鍛造操作機(jī);液壓系統(tǒng);能耗分析;節(jié)能特性

　　0 引言

　　節(jié)能與環(huán)保是各行各業(yè)重視的主題，綠色鍛造已成為鍛壓生產(chǎn)的發(fā)展趨勢。鍛造操作機(jī)是鍛造車間實(shí)現(xiàn)機(jī)械化和自動化的重要設(shè)備。由于具有工作平穩(wěn)、結(jié)構(gòu)緊湊以及便于與液壓機(jī)實(shí)現(xiàn)聯(lián)動和自動化等一系列優(yōu)點(diǎn)，液壓式鍛造操作機(jī)已經(jīng)成為發(fā)展的主流。但液壓系統(tǒng)中存在大量的能量損耗[1]，因此研究鍛造操作機(jī)液壓系統(tǒng)的能耗對降低能量損耗、提出優(yōu)化控制方法具有重要的現(xiàn)實(shí)意義。國內(nèi)外學(xué)者關(guān)于機(jī)械設(shè)備液壓系統(tǒng)節(jié)能的研究成果豐碩。HO等[2]采用蓄能器作為回收能量元件設(shè)計(jì)了新型液壓系統(tǒng)，YOON等[3]在挖掘機(jī)上使用電液混合系統(tǒng)，LI等[4]在挖掘機(jī)上運(yùn)用模糊神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)進(jìn)行節(jié)能控制，何春棟[5]研究了正弦泵控操作機(jī)液壓控制系統(tǒng)位置閉環(huán)控制和流量補(bǔ)償位置閉環(huán)控制節(jié)能特性。針對機(jī)械設(shè)備液壓系統(tǒng)的節(jié)能控制的研究成果[6-10]還有很多，如：負(fù)載敏感系統(tǒng)、正流量系統(tǒng)、負(fù)流量系統(tǒng)、比例變量泵系統(tǒng)、變頻液壓控制技術(shù)、二次調(diào)節(jié)靜液傳動技術(shù)的應(yīng)用等。上述研究從元件、系統(tǒng)、控制各個(gè)層面對機(jī)械設(shè)備液壓系統(tǒng)節(jié)能技術(shù)進(jìn)行了探索和應(yīng)用，但針對液壓系統(tǒng)能耗分析的研究卻極為少見，針對鍛造操作機(jī)液壓系統(tǒng)的能耗分析的研究更為少見。其中，ZHAO等[11]提出了計(jì)算液壓機(jī)系統(tǒng)的能量流的分析方法，并以大型液壓機(jī)驗(yàn)證了該方法的有效性，找到了低效率的根源是負(fù)載與驅(qū)動模塊的不匹配;郭悅[12]利用功率鍵合圖建立了22MN快鍛壓機(jī)關(guān)鍵元件的數(shù)學(xué)模型，從功率流的角度直觀地得出了系統(tǒng)各元件上的功率消耗情況。

　　本文在典型鍛造操作機(jī)閥控液壓系統(tǒng)的基礎(chǔ)上，建立整機(jī)的能量流模型和能耗計(jì)算模型，分析鍛造操作機(jī)拔長工藝中主要動作液壓系統(tǒng)的控制特性和能耗特性，并通過100kN 鍛造操作機(jī)進(jìn)行實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。

　　1 液壓驅(qū)動系統(tǒng)原理

　　針對鍛造生產(chǎn)中耗時(shí)最多的拔長鍛造工序，分析常鍛工況下鍛造操作機(jī)夾鉗旋轉(zhuǎn)、夾鉗升降、大車行走3個(gè)主要動作。由于拔長工藝主要由這3個(gè)動作組成，此時(shí)其他執(zhí)行器能耗對整機(jī)能耗影響很小，所以暫不考慮。鍛造操作機(jī)液壓系統(tǒng)如圖1所示，閥組1通過控制兩個(gè)夾鉗旋轉(zhuǎn)液壓馬達(dá)，并聯(lián)驅(qū)動夾鉗夾持鍛件旋轉(zhuǎn)，并控制其方向和速度。閥組2通過控制夾鉗升降缸來控制夾鉗的升降位移和動作速度。閥組3驅(qū)動低速大扭矩液壓馬達(dá)，通過控制車輪、傳動鏈輪、傳動鏈軌等來實(shí)現(xiàn)大車的運(yùn)動和定位。

　　2 能耗建模

　　2.1 整機(jī)能量流模型

　　鍛造操作機(jī)系統(tǒng)的能量轉(zhuǎn)化是電能—機(jī)械能—液壓能—動能/重力勢能/內(nèi)能的轉(zhuǎn)化。為了直觀表達(dá)出鍛造操作機(jī)在工作過程中的能量流動狀態(tài)，基于鍛造操作機(jī)拔長工藝，建立整機(jī)的能量流模型(圖2)。如圖2所示，電機(jī)從電網(wǎng)中獲得的能量分為有功能量和無功能量，其中無功能量僅用于建立和維護(hù)磁場和電場之間的關(guān)系，這部分能量將返回到電網(wǎng)中。有功能量則轉(zhuǎn)換為熱能和驅(qū)動液壓泵所需的機(jī)械能。液壓泵將機(jī)械能轉(zhuǎn)化為熱能和液壓能，通過流量控制閥、壓力控制閥、方向控制閥構(gòu)成的控制閥組實(shí)現(xiàn)了能量流控制，從而控制各執(zhí)行元件動作，通過執(zhí)行機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)化為鍛造操作機(jī)夾鉗的位姿變化。在夾鉗位姿變化過程中，各執(zhí)行元件將輸入能量轉(zhuǎn)化為熱能和機(jī)械能。

　　2.2 能耗計(jì)算模型

　　針對系統(tǒng)各單元能量消耗情況，列出各單元能量損失計(jì)算公式。

　　(1)電機(jī)的能量損失功率(kW)為Pij1m =1-ηij1m ηij1mpij1pqij1p60ηij1p(1)式中，ηij1m為第i個(gè)工作階段第j1個(gè)電機(jī)的總效率;ηij1p為第i個(gè)工作階段第j1個(gè)泵的總效率;pij1p為第i個(gè)工作階段第j1個(gè)泵的輸出壓力，MPa;qij1p為第i個(gè)工作階段第j1個(gè)泵的輸出流量，L/min。

　　(2)液壓泵的能量損失功率(kW)為Pij2p =1-ηij2p60ηij2ppij2pqij2p (2)式中，ηij2p為第i個(gè)工作階段第j2個(gè)泵的總效率;pij2p為第i個(gè)工作階段第j2個(gè)泵的輸出壓力，MPa;qij2p為第i個(gè)工作階段第j2個(gè)泵的輸出流量，L/min。

　　(3)液壓閥的能量損失功率(kW)為Pij3v =Δpij3vqij3v60 (3)式中，Δpij3v為第i 個(gè)工作階段第j3個(gè)液壓閥的壓降，MPa;qij3v為流經(jīng)第i個(gè)工作階段第j3個(gè)液壓閥的流量，L/min。其中液壓閥包括壓力控制閥、流量控制閥和方向控制閥。

　　(4)液壓管路的能量損失功率(kW)為Pij4pp =Δpij4ppqij4pp60 (4)式中，Δpij4pp為第i個(gè)工作階段第j4段管路的壓降，MPa;qij3pp為流經(jīng)第i個(gè)工作階段j4段管路的流量，L/min。

　　(5)夾鉗升降機(jī)構(gòu)的能量損失功率(kW)為Pc =pcinqcin -pcoutqcout-Fcvc (5)式中，pcin為兩液壓缸的進(jìn)口壓力，MPa;qcin為兩液壓缸的總進(jìn)口流量，L/min;pcout為兩液壓缸的出口壓力，MPa;qcout為兩液壓缸的總出口流量，L/min;Fc為液壓缸輸出力，N;vc為液壓缸輸出速度。等式右邊第三項(xiàng)代表夾鉗升降缸及機(jī)構(gòu)所做的有用功功率。需要注意的是，在鍛造操作機(jī)夾鉗升降系統(tǒng)中，夾鉗上升動作是靠系統(tǒng)高壓油提供能量，而下降動作是靠負(fù)載自身的重力。因此在計(jì)算液壓缸的能量損失功率時(shí)需分上升階段和下降階段。以力的方向向上為正，上升階段Fc的方向?yàn)檎�，下降階段Fc的方向?yàn)樨?fù)。液壓缸的輸出力可以表示為Fc =ηcm(pcinA1 -pcoutA2) (6)式中，ηcm為液壓缸的機(jī)械效率;A1、A2 分別為液壓缸進(jìn)油腔和出油腔的有效作用面積，m2。

　　(6)大車行走機(jī)構(gòu)的能量損失功率。大車行走采用4個(gè)變量馬達(dá)和減速機(jī)驅(qū)動，通過鏈輪與軌道的嚙合實(shí)現(xiàn)大車行走。則液壓馬達(dá)、減速機(jī)和行走機(jī)構(gòu)的總能量損失功率(kW)為Pmm = (∑ fj=1pijqij -pojqoj)-Fdvm (7)式中，f 為行走馬達(dá)總數(shù);pij為第j個(gè)行走馬達(dá)的進(jìn)油側(cè)的壓 力，MPa;qij為 第j 個(gè)行走馬達(dá)的進(jìn)油側(cè)的流量，L/min;poj為第j個(gè)行走馬達(dá)的出油側(cè)的壓力，MPa;qoj為第j個(gè)行走馬達(dá)的出油側(cè)的流量，L/min;Fd 為作用在鏈輪上的驅(qū)動力，N;vm 為大車行走速度，m/s。等式右邊第二項(xiàng)為大車行走馬達(dá)及機(jī)構(gòu)所做的有用功功率。

　　(7)夾鉗旋轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的能量損失功率。夾鉗旋轉(zhuǎn)動作采用2個(gè)馬達(dá)和減速機(jī)驅(qū)動夾鉗旋轉(zhuǎn)。則2個(gè)馬達(dá)和旋轉(zhuǎn)機(jī) 構(gòu)產(chǎn)生的能量損失功率(kW)為Prm = (∑ lj=1pijqij -pojqoj)-Tdmωrm (8)式中，l為馬達(dá)總數(shù);pij為第j個(gè)夾鉗馬達(dá)的進(jìn)油側(cè)的壓力，MPa;qij為第j個(gè)夾鉗馬達(dá)的進(jìn)油側(cè)的流量，L/min;poj為夾鉗馬達(dá)的出油腔的壓力 MPa;qoj為兩個(gè)夾鉗馬達(dá)的出油腔的總流量，L/min;Tdm為作用在夾鉗上的驅(qū)動轉(zhuǎn)矩，N;ωrm為夾鉗旋轉(zhuǎn)速度，rad/s。等式右邊第二項(xiàng)為夾鉗旋轉(zhuǎn)馬達(dá)及機(jī)構(gòu)所做的有用功功率。根據(jù)能量守恒定律，在鍛造操作機(jī)完成工作后，輸入到鍛造操作機(jī)系統(tǒng)的總有功能量可以表示為Ecat = ∑ zi=1(∑ m(i)j1=1Eij1m +∑ m(i)j2=1Eij2p +∑ s(i)j3=1Eij3v+ ∑ r(i)j4=1Eij4pp +∑ k(i)j5=1Eij5e+∑ k(i)j5=1Eij5u) (9)式中，Ecac為輸入到系統(tǒng)中的總有功能量，kJ;z 為工作階段的數(shù)目;m(i)為第i個(gè)工作階段工作的電機(jī)(泵)的數(shù)目;Eij1m為第i個(gè)工作階段第j1個(gè)電機(jī)產(chǎn)生的能量損失，kJ;Eij2p為第i個(gè)工作階段第j2個(gè)泵產(chǎn)生的能量損失，kJ;s(i)為第i個(gè)工作階段工作的液壓閥的數(shù)目;Eij3v為第i個(gè)工作階段第j3個(gè)液壓閥產(chǎn)生的能量損失，kJ;r(i)為第i個(gè)工作階段油液流經(jīng)管路的段數(shù)，其中，將兩個(gè)液壓元件之間連接的管路的長度歸為一段，每段的長度可能不相同;Eij4pp為第i個(gè)工作階段第j4段管路產(chǎn)生的能量損失，kJ;k(i)為第i個(gè)工作階段工作的執(zhí)行機(jī)構(gòu)的數(shù)目;Eij5e為第i個(gè)工作階段第j5個(gè)執(zhí)行元件及機(jī)構(gòu)產(chǎn)生的能量損失，kJ;Eij5u為第i個(gè)工作階段第j5個(gè)執(zhí)行元件及機(jī)構(gòu)所做的有用功，kJ。

　　聯(lián)合式(1)～式(9)建立系統(tǒng)能耗與時(shí)間關(guān)系函數(shù)可得Ecat = ∑ zi=1(∑ m(i)j1=∫1titi-1Pij1mdt+∑ m(i)j2=∫1titi-1Pij2pdt+ ∑ s(i)j3=∫1titi-1Pij3vdt+∑ r(i)j4=∫1titi-1Pij4ppdt+∫ titi-1Pij5udt)(10)式中，ti-1為第i個(gè)工作階段開始的時(shí)刻;ti為第i個(gè)工作階段結(jié)束的時(shí)刻;Pij5u為執(zhí)行元件及機(jī)構(gòu)的有用功功率。文中涉及其他能量量化計(jì)算方法如下：泵的輸出能量Eop =∑ zi=1 ∑ m(i)j1=∫1titi-1pij2pqij2pdt;夾鉗馬達(dá)輸出能量Eorm =∑ zi=1 ∑ k(i)j1=∫1titi-1pojqojdt;夾鉗旋轉(zhuǎn)慣性勢能Erint=Jω2rm，J 為夾鉗及鍛件繞旋轉(zhuǎn)軸線的轉(zhuǎn) 動 慣 量;夾鉗升降缸輸出能量為 Ecout = ∑ zi=∫1titi-1pcoutqcoutdt;夾鉗及鍛件的重力勢能為Ecg=mm1gh，mm1為整機(jī)質(zhì)量，h 為相對零勢能面的高度;大車行走的慣性勢能Ecint=12mm2v2m，mm2為整機(jī)質(zhì)量。

　　3 仿真模型研究

　　3.1 仿真模型的建立

　　為更加準(zhǔn)確地對鍛造操作機(jī)常鍛工況進(jìn)行能耗分析，研究鍛造操作機(jī)能耗特性，以100kN 鍛造操作機(jī)為例，建立其 AMESim 仿真模型，對鍛造操作機(jī)電液比例系統(tǒng)的控制特性和能耗特性進(jìn)行仿真，并通過工業(yè)現(xiàn)場實(shí)測數(shù)據(jù)對其仿真模型進(jìn)行修正。模型中功率的采集是通過采集各功率節(jié)點(diǎn)的力變量與流變量相乘得到。如泵的輸入功率通過采集泵口壓力和流量得出，對時(shí)間積分即可得到能量。100kN鍛造操作機(jī)物理樣機(jī)如圖3所示，仿真模型參數(shù)設(shè)定如表1所示。

　　3.2 仿真模型實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

　　由于100kN鍛造操作機(jī)單獨(dú)控制系統(tǒng)控制方式為開環(huán)，所以仿真模型的驗(yàn)證是在開環(huán)控制下進(jìn)行的。基于100kN 鍛造操作機(jī)加載測試數(shù)據(jù)，與仿真曲線相比較，以修正仿真模型。圖4僅示出了部分仿真和實(shí)驗(yàn)曲線的對比，以表明仿真模型和仿真參數(shù)的準(zhǔn)確性。

　　由圖4a可知，夾鉗旋轉(zhuǎn)位移的仿真和實(shí)驗(yàn)曲線誤差僅為0.1°;由圖4b可知，大車行走位移的仿真和實(shí)驗(yàn)曲線誤差僅為1mm;由圖4c可知，夾鉗上升位移的仿真和實(shí)驗(yàn)曲線誤差僅為0.2mm;由圖4d可知，夾鉗升降缸無桿腔壓力的仿真和實(shí)驗(yàn)曲線近似一致，最大誤差0.1MPa。上述誤差對常鍛工況的能耗分布規(guī)律及影響因素的影響很小，故本文基于此仿真模型開展能耗特性分析。

　　4 能耗特性分析

　　在程序鍛造中，鍛造操作機(jī)與壓機(jī)聯(lián)動動作，鍛造操作機(jī)的各動作應(yīng)在閉環(huán)控制方式下進(jìn)行，因此分析閉環(huán)控制方式下鍛造操作機(jī)關(guān)鍵動作液壓系統(tǒng)的能耗，得到系統(tǒng)的能耗分布規(guī)律。

　　4.1 夾鉗旋轉(zhuǎn)動作

　　仿真得到夾鉗旋轉(zhuǎn)動作下的位移響應(yīng)曲線和功率曲線，見圖5。由圖5a、圖5b可看出，夾鉗旋轉(zhuǎn)系統(tǒng)的位移控制精度較高。給定3個(gè)90°的階躍信號，每次旋轉(zhuǎn)動作約0.7s即可達(dá)到穩(wěn)態(tài)，且平均穩(wěn)態(tài)誤差僅為0.05°。由圖5c、圖5d可看出，在夾鉗旋轉(zhuǎn)啟動和勻速階段，夾鉗旋轉(zhuǎn)控制閥的功率損失較小。當(dāng)夾鉗旋轉(zhuǎn)制動時(shí)，由于夾鉗旋轉(zhuǎn)的慣性，旋轉(zhuǎn)控制閥相應(yīng)地產(chǎn)生極大的瞬時(shí)損失功率約45kW。整個(gè)夾鉗旋轉(zhuǎn)動作產(chǎn)生的慣性勢能為1.4214kJ，約為泵輸出能量的6.5%。在每個(gè)夾鉗旋轉(zhuǎn)動作中，泵的輸出能量為21.8116kJ;夾鉗旋轉(zhuǎn)控制閥所消耗的能量為5.2414kJ，夾鉗馬達(dá)的輸出能量為15.4833kJ，管路、單向閥等能量傳遞元件的能量損失為1.0869kJ。

　　4.2 夾鉗上升動作

　　仿真得到夾鉗上升動作的位移響應(yīng)曲線和功率曲線，見圖6。由圖6a、圖6b可看出，夾鉗升降系統(tǒng)的上升位移控制精度較高。給定200mm 的階躍信號，約1.8s即可達(dá)到穩(wěn)態(tài)，且穩(wěn)態(tài)誤差僅為0.1mm;由圖6c、圖6d可看出，在上升動作開始時(shí)，升降控制閥的損失功率極大，最 高 可 達(dá)87kW，約0.2s后，升降控制閥的損失功率穩(wěn)定在約12kW。在整個(gè)上升動作中，泵的輸出能量為 100.406kJ;升降控制閥所消耗的能 量 為31.836kJ，升降缸的輸出能量為63.900kJ，管路、單向閥等能量傳遞元件的能量損失為4.670kJ。

　　4.3 夾鉗下降動作

　　夾鉗升降缸下降動作位移響應(yīng)及能耗曲線見圖7。由圖7a可看出，下降動作的位移跟隨性較好，滿足常鍛工況下的鍛造操作機(jī)夾鉗下降動作要求。夾鉗下降動作能量來源為夾鉗及鍛件自身的重力勢能，由升降控制閥控制下降位移，夾鉗及工件的重力勢能絕大部分由升降控制閥節(jié)流損失。由圖7b可知，整個(gè)下降動作中，負(fù)載產(chǎn)生的重力 勢 能 為 53.766kJ，升降控制閥節(jié)流損失52.036kJ，占重力勢能的96.8%。因此回收夾鉗圖6 夾鉗上升控制特性和能耗特性曲線Fig.6 Controlcharacteristicandenergyconsumptioncharacteristiccurveofclamplifting下降時(shí)的重力勢能是鍛造操作機(jī)液壓系統(tǒng)節(jié)能的重要措施。

　　4.4 大車行走動作

　　仿真得到大車行走動作的位移響應(yīng)曲線和功率曲線，如圖8所示。　　由圖8a、圖8b可以看出，大車行走動作的位移控 制 精 度 較 高 。給 定3個(gè)240mm的 階 躍 信號，每次行走動作約0.7s即可以達(dá)到穩(wěn)態(tài)，超調(diào)量為1%，且平均穩(wěn)態(tài)誤差僅為0.05mm。由圖8e可以看出，在大車加速行進(jìn)階段，大車行走控制閥的損失功率很小，與大車行走馬達(dá)輸出功率相差較大。而當(dāng)大車行走制動時(shí)，大車行走控制閥的損失功率極大，絕大部分的大車行走控制閥的能量損失發(fā)生在大車制動時(shí)。分析原因?yàn)榇筌囆凶咧苿訒r(shí)，馬達(dá)進(jìn)油側(cè)壓力極低，幾乎為0(圖8d)，而系統(tǒng)壓力為12～15MPa，大車行走控制閥口產(chǎn)生了極大的壓降，從而產(chǎn)生了極大的節(jié)流損失。大車行走馬達(dá)的輸出功率為負(fù)，是由于負(fù)載的大慣量，動作中的負(fù)載拖動馬達(dá)動作產(chǎn)生的，該部分能量由制動時(shí)大車行走控制閥和大車行走回路中溢流閥共同損失掉。在當(dāng)前參數(shù)下每個(gè)大車行走動作中，僅有17%的能量用于大車行走動作，其余能量均通過大車行走控制閥和管路、單向閥以及溢流閥等能量傳遞單元損耗掉。在每個(gè)大車行走動作中，大車的慣性勢能為9.189kJ，泵的輸出能量為23.5331kJ，大車行走的慣性勢能約占 泵輸出能量的39.04%。因此回收大車行走的慣性勢能是鍛造操作機(jī)實(shí)現(xiàn)節(jié)能的重要措施。

　　5 結(jié)論

　　本文以某企業(yè)100kN鍛造操作機(jī)液壓系統(tǒng)為研究對象，通過建模、仿真與實(shí)驗(yàn)，研究了液壓系統(tǒng)的控制特性與能耗特性，得到了液壓系統(tǒng)的能耗分布規(guī)律及系統(tǒng)主要優(yōu)化方向。

　　(1)對于100kN鍛造操作機(jī)液壓系統(tǒng)，其夾鉗上升動作和夾鉗旋轉(zhuǎn)動作的能量傳遞效率均可達(dá)到60% 以上，傳遞效率較高。

　　(2)夾鉗下降動作的能量來源為夾鉗及負(fù)載的重力勢能，在夾鉗下降的過程中，重力勢能幾乎全部轉(zhuǎn)化為升降控制閥的節(jié)流損失，因此可設(shè)計(jì)重力勢能回收及再利用系統(tǒng)和相應(yīng)的控制方法，將回收的能量應(yīng)用于鍛造操作機(jī)的后續(xù)動作。

　　(3)大車行走動作的能量傳遞效率非常低，僅為17%。尤其在大車行走制動時(shí)，慣性勢能由大車行走控制閥和大車行走回路中的溢流閥共同損失掉，該部分能量約占泵輸出能量的39.04%。回收這部分能量是實(shí)現(xiàn)鍛造操作機(jī)液壓系統(tǒng)節(jié)能的重要方法。

　　(4)由于負(fù)載及響應(yīng)特性要求不同，夾鉗上升動作所需系統(tǒng)壓力高于其余兩個(gè)動作。由于原系統(tǒng)只有1個(gè)壓力源，鍛造操作機(jī)3個(gè)動作的系統(tǒng)壓力只能設(shè)置同一個(gè)壓力等級，從而造成大車行走動作和夾鉗旋轉(zhuǎn)動作的負(fù)載壓力與系統(tǒng)壓力不匹配，造成不必要的節(jié)流損失，若在各動作分別進(jìn)行時(shí)，按負(fù)載壓力分別匹配系統(tǒng)壓力，將會極大地減少系統(tǒng)能耗。

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