挖掘机领域研究进展分析

1.系统级研究进展

为了降低能量转换环节较多导致的能量损耗，日本的卡亚巴工业株式会社开发出一套用于挖掘机的独立能量回收系统，既可以用于混合动力机型，也可以用于普通的液压挖掘机。图5-23是所采用的回路原理，该回路已在包括我国在内的多个国家申请了专利，并在2012年上海举办的工程机械国际展览会上展示了这一单元。工作中动臂下放的势能或回收制动的动能驱动变量液压马达，再生马达驱动变量泵通过阀块4向主回路输出流量，多余的能量也可以通过发电机存储在电池中，通过样机的对比测试，加装能量回收系统后，挖掘机每一个工作循环（挖掘，90°回转，装载）可降低燃油消耗27%左右。

图5-23 卡亚巴工业株式会社液电能量回收系统回路原理^[3]

图5-24所示为小松提出的一种并联式混合动力液压挖掘机系统^[4]，其发动机输出的能量主要用于驱动液压泵，多余或不足的部分由电动机通过发电、电动模式的切换来吸收或补充。与小松研制混合动力液压挖掘机整机PC200-Hybrid系统不同的是，该系统采用了单独的液压马达-发电机来回收动臂下落时的动能和势能。在动臂上升过程中，由控制阀控制动臂液压缸的动作，而下放时则由液压马达-发电机在能量回收的同时控制动臂的下落。该回收方法较为简单独立，但由于液压马达是并联在油路中，因此在动臂上升过程中控制阀处仍有较大的节流损耗。

图5-25所示为コベルコ建机和神户制钢所的串联式混合动力液压挖掘机的动臂驱动系统^[5]，柴油发动机输出的动力完全用于驱动发电机发电，电能以直流电的形式储存在电池和超级电容当中。在能量回收方面，采用了电动机取代液压马达来驱动旋台，进行回转制动能量的回收利用。动臂单元采用双向变量泵/马达的驱动方式，在动臂下降时，马达将回油的液压能转化为机械能直接用来与电动机共同驱动泵，若回收的功率超出了泵的需求，则多余的机械能通过电动机/发电机（此时工作于发电状态）转化为电能存储在蓄能装置中，从而实现了动能和重力势能的回收。该回收方法的优点是采用泵/马达的驱动方式，缩短了能量回收流程，但在工作过程中，由于液压缸的频繁换向，需要电动机频繁正反转驱动，不仅会造成能量的额外损耗，而且还会影响电动机的寿命，同时泵/马达的进出油流方向频繁变化，无法安装管道过滤器，需单独设置过滤设备，此外，泵/马达元件通用性较差，需单独进行产品开发。

图5-24 小松的并联式混合动力液压挖掘机系统

图5-25 コベルコ建机与神户制钢所的混合动力挖掘机的动臂驱动系统

日立建机推出了世界第一台动臂势能电气式回收的试验机型，其驱动结构原理如图5-26所示^[6～10]。该系统的能量回收系统分为两部分，回转制动动能回收和动臂下放势能回收，其回转体采用一个电动机/发电机驱动，当转台制动时，电动机/发电机处于发电状态，当转台加速时，电动机/发电机处于电动状态。动臂势能回收采用了一个定排量液压马达、发电机及相关电磁换向阀等，当动臂下放时，其动臂液压缸无杆腔的液压油驱动液压马达-发电机回收能量，动臂下降的速度靠调节发电机的转速来调节。

图5-26 日立建机ZX200混合动力挖掘机动臂势能电气式能量回收系统

韩国釜山大学Kyoung等对液压挖掘机动臂势能回收进行了模拟试验研究^[11]，其试验原理如图5-27所示，采用一个实际重物来模拟液压挖掘机的动臂下放过程，其下降总时间约为8s，整个下降过程包含加速下降、匀速下降、减速下降三个过程。其控制规则为，当回收负载较小时，液压缸无杆腔的液压油经过比例节流阀，泵/马达等流回油箱，其下放速度通过比例节流阀来控制；当回收负载较大时，起动并联在比例节流阀回路中的液压马达-发电机能量回收系统回收势能，其下放的速度通过控制液压马达流量和比例节流阀复合控制，并且根据负载的变化实时调整发电机工作点。此挖掘机的能量回收效率大约为12%。

在2003年，浙江大学开始开展工程机械混合动力系统的研究工作^[12～22]。在仿真分析方面，利用典型液压挖掘机工作中的实测数据建立了混合动力液压挖掘机整机仿真模型，分别研究了不同混合动力系统的节能效果，分析了基于混合动力节能方案的节能效果和可行性；在台架试验方面，已建立了工程机械混合动力系统试验平台，并对混合动力系统的结构、控制策略等进行了试验研究；在试验样机研制方面，2010年，浙江大学和中联重科联合研制成功了强混合动力液压挖掘机，并参加2010年上海举行的工程机械宝马展。该机型除了对变量泵采用了并联式混合动力系统，同时用一个电动机替代了原液压马达驱动上车机构，对上车制动释放的动能进行回收，并针对液压挖掘机配置混合动力系统后动臂势能回收系统展开了深入的研究。

图5-27 韩国釜山大学液压挖掘机动臂势能回收系统原理图

此外，在国家科技部863重点项目的推动下，国内各主机厂家从2008年开始积极开展混合动力液压挖掘机的研制。2009年，在第十届北京国际工程机械展览与技术交流会上，三一重工展出了国内第一台轻度混合动力液压挖掘机。此外，贵州詹阳动力重工、山河智能、柳工、徐州恒天德尔重工也先后推出了各自的混合动力液压挖掘机。但国内推出的混合动力液压挖掘机样机在能量回收系统方面，都是针对回转制动时释放的动能进行回收利用，而在动臂势能回收系统方面均没有进行相关研究。

为了保证动臂的速度控制特性，国内在系统级方面主要是通过在液压马达-发电机能量回收单元串并联节流调速来实现。典型代表为本书编者提出的一种基于节流辅助调速的势能回收方案。其工作原理如图5-28所示，其主要特点是采用比例方向阀和液压马达-发电机对动臂下放速度进行复合控制，保证系统具有较好的操作性，同时可高效回收动臂势能。在动臂下放过程中，通过直接控制势能回收发电机的电磁转矩，使得比例方向阀回油路节流孔的压差保持较小的恒定值；根据手柄的动臂下放目标速度信号，调节比例方向控制阀的阀芯位移，可获得与传统节流调速相近的动臂下放操作性能，且由于液压马达-发电机的负载补偿功能降低了负载波动对控制性能的影响；液压马达承担的负载压降通过发电机转换成三相交流电，并由电机控制器整流转换为可储存于电储能元件中的直流电，实现势能的回收及再利用。在动臂提升过程中，液压马达-发电机处于非使能状态，即通过传统的节流调速控制动臂液压缸速度。

2.能量回收控制方法

图5-29所示为动臂能量回收系统控制结构图，控制方法主要根据操作手柄的动臂液压缸目标速度，结合压力、转速等反馈信息，给出节流阀和液压马达-发电机单元的目标指令。节流阀的控制相对较为简单，即通过电控或液控改变其阀芯位移及阀口开度。液压马达-发电机单元的控制相对复杂，涉及发电机绕组的电流控制和转子的速度控制等环节，并需要能够工作于转矩和转速两种模式。在控制器驱动下，节流阀和液压马达-发电机单元共同作用，最终实现对动臂液压缸回油流量也即运动速度的控制。

图5-28 基于节流辅助调速的势能回收系统原理图^[23]

图5-29 动臂能量回收系统控制结构图^[1]

在负负载下，动臂液压缸运动速度的控制等价于其回油流量的控制，通过调节单独的节流阀和液压马达-发电机单元都可改变回油流量的大小。当两者配合工作时，需要将其中一个作为流量调节器，而另一个作为辅助装置；相反，若两者的给定目标信号都对应目标流量，则系统的作业过程将会发生冲突而无法正常运行。例如，采用节流阀进行流量调节时，液压马达-发电机单元应工作于转矩模式，若采用转速模式，则节流阀将因其前后压差的剧烈波动而无法准确响应目标流量；而采用液压马达-发电机进行流量调节时，节流阀应尽量保持较大的阀口开度，以避免液压马达入口处的吸空现象。

针对采用能量回收单元后，其控制阻尼比等参数发生改变的特点，浙江大学王庆丰教授课题组提出了三种动臂能量回收系统的控制方法^[28～30]。

（1）直接转速控制

与变转速泵控液压系统类似，该方法直接通过改变液压马达-发电机单元的转速实现对动臂液压缸回油流量的控制。当负载变化时，转速控制系统能够自动调节永磁发电机的电磁转矩进行适应，具有一定抗干扰能力。忽略液压马达的泄漏和容腔的压缩量，根据线性映射关系可给出液压马达-发电机单元的目标转速

式中 u_c——操作手柄输出的动臂液压缸目标速度信号；

u_cmax——动臂液压缸目标速度信号的最大值；

ω_m∗_max——液压马达-发电机单元的最大转速，对应动臂液压缸最大速度。

对于节流阀阀芯位移，理论上应当动臂下放开始时由中位快速切换到最大开度位置并保持恒定，以避免影响液压马达-发电机单元的调速控制。但由于节流阀前后初始压力相差较大导致该切换过程通常会有较大的压力冲击，因此利用斜坡将阀芯位移由中位过渡到最大开度位置，阀芯目标位移可表示如下

式中 u_ct——动臂液压缸目标速度信号的斜坡过渡点；

x_v∗_max——节流阀阀芯最大位移。

图5-30所示为直接转速控制方法下液压马达-发电机单元目标转速和节流阀阀芯目标位移随动臂液压缸目标速度信号的变化关系，其中斜坡过渡点可取最大值的10%左右。

（2）负载压力控制

该方法采用节流阀作为流量调节器控制动臂液压缸的运动速度。液压马达-发电机单元处于转矩控制模式，根据负载压力提供对应的转矩，使得节流阀前后压差保持恒定。在负载压力控制下，动臂液压缸的速度控制和能量回收相互独立，分别由节流阀和液压马达-发电机单元完成；而且增加了负载补偿功能，有利于改善节流阀调速的准确性。根据上述思路，节流阀的阀芯目标位移可用下式表示。

图5-30 直接转速控制方法下液压马达-发电机目标转速和节流阀阀芯目标位移随动臂液压缸目标速度信号的变化关系

根据动臂液压缸无杆腔的压力反馈信息以及节流阀的额定压差，液压马达-发电机单元的目标转矩可用下式表示。

式中 p₁——动臂液压缸无杆腔的压力；

Δp₀——节流阀的额定压差。

为了避免永磁发电机工作于电动状态或过载状态，需要给目标转矩设置相应的饱和区域，其下限值为零，上限值对应其电磁转矩的最大值。

（3）节流阀压差控制

该方法的思路与负载压力控制一致，也采用节流阀调节动臂液压缸的运动速度，液压马达-发电机单元工作于转矩控制模式进行能量回收。不同之处在于，负载压力控制直接根据无杆腔压力给出液压马达-发电机单元的目标转矩，而节流阀压差控制通过对压差实际值与额定值的比较并进行反馈控制来确定目标转矩，如下式所示。

式中 K_pf——节流阀压差反馈控制的比例系数；

Δp_v——节流阀前后实际压差。

根据上式，当节流阀实际压差变化时，液压马达-发电机单元的控制转矩也会相应改变以维持节流阀压差的近似恒定。由于采用了简单的比例控制，节流阀压差的实际值和额定值之间存在一定的静态误差。为了降低该误差值，可适当地选择较大的比例系数。理论上也可采用比例-积分控制，但由于动臂单次运动时间仅为数秒，很难找到同时兼顾系统快速性和准确性的积分时间常数，且积分项很容易饱和，因此意义不大。同样，上式中的目标转矩在实际应用中也需要设置饱和区域。

为了研究上述控制方法的性能，图5-31所示为四种动臂液压缸下放速度控制方案，其中传统节流控制与能量回收无关，仅用于参考及比较，其余为动臂能量回收系统的三种控制方法。需要指出的是，实际挖掘机的动臂控制阀通常具有复杂的阀口形状，为了与试验系统对应及统一对比，采用了阀口面积梯度恒定的节流阀为研究对象；但设计的控制方法是通用的，与具体的阀口形状无关。

动态性能的分析过程做了几点合理化的假设，从而更好地将主要问题通过数学的方式抽象出来，主要包括以下方面。

1）不考虑驾驶人的视觉反馈，仅考察动臂液压缸的开环响应。

2）动臂液压缸有杆腔和油箱的压力近似为零。

3）动臂液压缸的等效负载、惯量和库伦摩擦力视为常值。

4）忽略各容腔体积和液压油弹性模量的变化。

5）忽略永磁发电机绕组电流的电气动力学。

6）补油阀、安全阀等处于非工作状态。

图5-31 四种动臂液压缸下放速度控制方案

a）传统节流控制 b）直接转速控制 c）负载压力控制 d）节流阀压差控制

（1）传统节流控制

对动臂液压缸的动力学方程做拉氏变换，如下式所示。

（m_cs+B_c）v_c（s）=-p₁（s）A₁ （5-98）

液压缸无杆腔的流量连续性方程的拉氏变换式表示如下。

式中 C₁——动臂液压缸的内、外泄漏系数之和。

将节流阀的流量方程在额定工作点线性化，并表示成如下拉氏变换式。

式中 K_vq——节流阀的流量增益；

K_vp——节流阀的流量-压力系数。

节流阀阀芯位移的目标指令和实际值之间的传递函数可表示为

联立以上拉氏变换式并进行求解，可得到节流阀阀芯目标位移与动臂液压缸运动速度的传递函数

相比于大惯量的动臂液压缸，节流阀阀芯位移的频响很高（试验台架中比例阀频响为25Hz），因此其对应的一阶环节对系统动态性能的影响不大，起主导作用的部分为液压缸动力学和油液压缩产生的二阶环节。忽略液压缸的粘滞阻尼系数，该二阶环节的固有频率和阻尼比可分别表示为(www.xing528.com)

根据以上两式可见，动臂液压缸的运动固有频率和节流阀参数无关，仅与自身的活塞面积、无杆腔体积及等效负载质量有关；而阻尼比除受自身参数影响外，还取决于节流阀的流量-压力系数和无杆腔的泄漏系数，其中流量-压力系数是保证节流控制系统具有较好阻尼特性的重要因素。

（2）直接转速控制

虽然控制方式不同，但动臂液压缸的动力学方程是一致的，在此不再赘述。在直接转速控制下，基本处于全开状态的节流阀对流量控制的影响很小，因此可将液压缸无杆腔和液压马达入口腔视为一体，其流量连续性方程的拉氏变换式表示为

转速目标指令和实际值之间的传递函数为二阶环节，如下式所示。

式中 τ_s——转速PI控制器引入的时间常数；

ω_sc——转速环的固有频率；

ξ_sc——转速环的阻尼比。

联立拉氏变换式（5-105）和式（5-106）并进行求解，可得到液压马达-发电机单元目标转速与动臂液压缸运动速度的传递函数

对于上式中由液压缸动力学和油液压缩产生的二阶环节，同样忽略液压缸粘滞阻尼系数，该二阶环节的固有频率和阻尼比分别表示为

通过与传统节流控制的传递函数进行比较，可以发现采用直接转速控制的动臂能量回收系统的固有频率与传统节流控制时相等，而阻尼比均明显降低。其一，液压马达-发电机单元的转速控制虽然通过合理设计实现了良好的性能，但受转动惯量和驱动转矩等参数限制，其频响仍然远低于节流阀阀芯的位移控制；其二，节流阀的流量-压力系数通常比液压缸和液压马达的泄漏系数大得多，即传统节流控制的阻尼比显著高于直接转速控制的阻尼比，虽然通过增加泄漏可以适当改善系统的阻尼特性，但控制准确性也会随之下降。另外，在该控制方法中，节流阀由中位到最大开度位置的切换过程容易对系统产生不利影响，过快将带来较大的压力冲击，过慢将导致液压马达入口吸空。因此综合来说，系统在直接转速控制方法下的动态性能相对传统节流控制较差。

（3）负载压力控制

直接推导该控制方法下的系统传递函数较为复杂，物理意义也不清晰。在此采用从局部到整体的解决思路，先研究由节流阀和液压马达-发电机单元组成的子系统的流量控制特性，再通过与传统节流控制的类比，分析系统总体的传递函数及动态性能。

采用负载压力控制时，节流阀流量方程的拉氏变换式可表示为

q_v（s）=K_vqx_v（s）+K_vp[p₁（s）-p₃（s）] （5-110）

液压马达入口腔的流量连续性方程的拉氏变换式表示如下

式中 C₃——液压马达入口腔的内、外泄漏系数之和。

对液压马达-发电机单元的动力学方程做拉氏变换，如下式所示。

再对目标转矩的表达式做拉氏变换，如下式所示。

忽略电磁转矩目标值和实际值之间的传递函数，联立各拉氏变换式并进行求解，可得到以阀芯位移和无杆腔压力为变量的流量表达式

其中，阀芯位移和流量之间的传递函数可表示为

无杆腔压力和流量之间的传递函数可表示为

忽略液压马达-发电机单元的粘滞阻尼系数，以上两个二阶传递函数的固有频率和阻尼比均表示为

根据以上二式可见，增大液压马达的排量，减小液压马达入口容腔的体积以及液压马达-发电机单元转子的转动惯量均有利用提高固有频率；固有频率越高，则流量控制的响应越快，即动态时间越短。而在阻尼比方面，由于节流阀流量-压力系数的存在，通常满足系统的动态性能要求。事实上，换个角度来看，液压缸无杆腔相当于液压油源，由节流阀和液压马达-发电机单元组成的子系统可视为具有负载敏感功能的阀控马达系统。

通过类比可以发现，负载压力控制中的G_vq1（s）和G_vp1（s）分别等价于传统节流控制中的K_vq和K_vp，因此可类似地给出节流阀阀芯目标位移与动臂液压缸运动速度的传递函数

上式展开后为五阶系统，为了便于统一比较，在此同样以液压缸动力学和油液压缩产生的环节为研究对象，并继续保留二阶的形式进行分析。忽略液压缸的粘滞阻尼系数，该二阶环节的固有频率和阻尼比可分别表示为

其中固有频率大小与传统节流控制时相等，而阻尼比的表达式虽然在形式上一致，但其大小与工作频率有关。在低频段，G_vp1（s）趋向于零，此时阻尼比较小；而在高频段，G_vp1（s）趋向于K_vp，对应的阻尼比较大。综合地说，能量回收系统采用负载压力控制方法后在频响和阻尼特性等动态性能方面与传统节流控制较为接近，同样优于直接转速控制方法。此外在稳态性能方面还具有压力补偿功能，以单位阶跃输入为例，根据终值定理，G_vp（s）的稳态输出可表示为

根据上式，当液压缸无杆腔的压力变化时，回油流量的稳态变化值几乎为零，表明系统具有较高的准确性。

（4）节流阀压差控制

该方法的传递函数推导过程与负载压力控制情况类似，两者在节流阀流量方程、液压马达入口腔流量连续性方程、液压马达-发电机单元动力学方程以及求得的回油流量表达式等方面均相同。主要的差异在于两者的永磁发电机目标转矩表达式不同，对节流阀压差控制的目标转矩表达式做拉氏变换，如下式所示。

同样忽略电磁转矩目标值和实际值之间的传递函数，联立各拉氏变换式进行求解，可得到以阀芯位移和无杆腔压力为变量的流量表达式

q_v（s）=G_vq2（s）x_v（s）+G_vp2（s）p₁（s） （5-124）

其中阀芯位移和无杆腔压力与流量之间的传递函数分别表示为

忽略液压马达-发电机单元的粘滞阻尼系数，以上两个二阶传递函数的固有频率和阻尼比均表示为

相比于负载压力控制方法，节流阀压差控制方法引入了压差反馈系数，可通过对该参数的合理设计增大流量控制的频响，同时保持适当的阻尼比。为了进一步比较两种方法的优劣，在此以试验台架为例进行分析，表5-10所示为相关参数。取压差反馈系数为12，并代入其他具体数值后，可得到回油流量控制在负载压力控制下的固有频率为57.9rad/s，阻尼比为1.72；在节流阀压差控制下的固有频率为208.8rad/s，阻尼比为0.48。通过两者的数据比较可见，节流阀压差控制具有更好的快速性和稳定性，且能够灵活改变控制参数来调整系统动态性能。

表5-10 传递函数分析用到的相关参数

同样可将节流阀压差控制中的G_vq2（s）和G_vp2（s）与传统节流控制中的K_vq和K_vp进行类比，得到节流阀阀芯目标位移与动臂液压缸运动速度的传递函数，并结合G_vq2（s）和G_vp2（s）的特点分析动臂液压缸的动态性能。总体而言，节流阀压差控制在动态性能方面优于负载压力控制，但在稳态上存在一定误差。考虑输入为单位阶跃，根据终值定理，G_vp2（s）的稳态输出表示为

由上式可见，当压差反馈系数越大时，稳态流量随无杆腔压力变化而变化的幅值就越小，也即控制准确性越高。当然，过大的反馈系数也会导致系统稳定性变差，因此在控制参数设计时需综合考虑。

通过经典的阶跃响应和斜坡跟踪性能测试（见图5-32），对动臂能量回收系统的直接转速控制、负载压力控制和节流阀压差控制等三种方法进行比较；同时也测试了动臂液压缸在传统节流控制下的动态性能，以提供一定的参考。不失可比性，所有试验采用了相同的节流阀，消除了阀口面积梯度的差异对控制性能的影响。

图5-32 浙江大学挖掘机动臂能量回收试验台架原理图

为了便于比较，对动臂液压缸的运动速度采用了归一化处理，单位1对应的速度值为0.12m/s左右。图5-33所示分别为传统节流控制和能量回收系统不同控制方法的速度阶跃响应试验结果，可见直接转速控制的超调量相当大，在中速时超过100%，显然不具有实用价值；负载压力控制和节流阀压差控制的动态性能在总体上均接近于传统节流控制，其中负载压力控制在高速时的稳定性较差，且制动时的响应时间较长，因此节流阀压差控制相对而言更具有优势。

图5-33 各种控制方法的阶跃响应试验结果

a）传统节流控制 b）直接转速控制 c）负载压力控制 d）节流阀压差控制

图5-34所示分别为各种控制方法的斜坡跟踪试验结果，相比之下，节流阀压差控制的跟踪性能最接近传统节流控制，负载压力控制次之，直接转速控制最差。

综合来说，在上述的动臂能量回收系统三种控制方法中，直接转速控制最易于振荡且跟踪准确性最低，导致动臂操作性很差；负载压力控制的动态性能相对较好，总体上与传统节流控制差距较小，仅在某些局部性能上显得不足，如高速时稍有些振荡；节流阀压差控制的各方面性能最好，虽然不能完全与传统节流控制等同，如斜坡跟踪误差略大于传统节流控制，但相比而言，该控制方法最具有应用价值。

3.关键元件研究

针对能量回收发电机尺寸约束下保持高效率及低转矩脉动的性能要求，浙江大学王滔博士提出了定、转子结构参数分步优化的设计方法^[31]，先以结构尺寸受限下的损耗最低为目标，基于参数化模型和粒子群算法获得最优的定子结构参数和磁感应强度分布；再以气隙磁感应强度的波形畸变最小为目标，利用有限元方法优化永磁体结构参数，并保证磁感应强度的实际分布与定子优化结果一致。分别对电枢反应、永磁体最大去磁、间歇性作业下的温升进行了计算和校核。研制了能量回收发电机样机并进行了性能和参数测试，测试结果验证了设计及优化方法的有效性。

图5-34 各种控制方法的斜坡跟踪试验结果

a）传统节流控制 b）直接转速控制 c）负载压力控制 d）节流阀压差控制

液压马达-发电机一体化单元是工程机械电气式能量回收系统的核心部件，然而现有分立的液压马达和发电机同轴连接结构，存在装机体积大和动态性能不足等问题，已成为制约能量回收技术发展及实用化的重要因素。项目拟针对工况特点提出新型一体式的液压马达-发电机一体化单元结构，利用Halbach阵列的单侧磁屏蔽特性将轴向柱塞液压马达缸体和永磁发电机转子集成为有机整体，有效减小装机体积和旋转部件惯量且同时保证高气隙磁感应强度；根据集成化所需结构与运动约束建立匹配关系及整体设计方法；探明多物理场耦合作用对运动平稳性、应力应变分布和内部温升的影响，以综合性能为目标进行结构参数优化；研究时变输入输出下的动力学特性、稳定作业条件和损耗机理，提升保证液压发电过程高动态且兼顾效率的控制方法。在理论和仿真分析基础上完成物理样机制造与试验。项目将建立集成式高动态液压发电单元的设计、优化和控制方法，为促进电气式能量回收技术发展提供理论和试验基础。

如图5-35所示，该新型结构利用液压马达缸体及其表面安装的Halbach阵列构成复合型转子，该转子一方面和配流盘、柱塞、滑靴、斜盘等配合实现液压马达功能，另一方面与定子绕组配合实现永磁发电机功能。其中Halbach阵列通过将不同磁化方向的多块永磁体以某种规律排列，可使阵列外侧磁场显著增强而内侧磁场大大削弱，即具有单侧磁屏蔽性。当复合型转子在液压驱动下旋转时，永磁发电机定子绕组输出端将产生感应电动势，通过可控整流器控制闭合回路电流并基于液压转矩和电磁转矩的动态平衡可实现液-电能力直接转换。上述集成化设计方案能够有效减小液压马达-发电机一体化单元体积，而且相比于现有研究具有以下优点：液压马达缸体的良好机械性能要求决定了其无法采用硅钢之类的软磁材料时，而通过Halbach的单侧磁屏蔽性就可使缸体内部磁通量显著下降，从而解决了集成化设计中转子轭机械性能与导磁性能的矛盾，减小了装机体积和旋转部件惯量且同时保证了高气隙磁感应强度，也避免了在缸体外侧增加软磁材料。从图5-36可以看出，目前的液压马达-发电机在液压马达的较小压差时其效率大约为0.5左右，由于该液压马达-发电机一体化单元的额定工作点是按照较大压差设计的，通过特殊设计，还可以进一步提高该能量转换单元的转换效率。

图5-35 液压马达-发电机一体化单元^[32][33]

图5-36 液压马达-发电机一体化单元的整体效率