汽車起重機(jī)變轉(zhuǎn)速泵閥復(fù)合控制研究*

袁 丹，王 飛，張 誠(chéng)，和進(jìn)軍，艾 超

（1.三一汽車起重機(jī)械有限公司，長(zhǎng)沙 410600；2.新疆工程學(xué)院機(jī)電工程學(xué)院，烏魯木齊 830023；3.燕山大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，河北 秦皇島 066004）

0 引言

汽車起重機(jī)作為現(xiàn)代社會(huì)非常重要的一種工程機(jī)械，由于其具有機(jī)動(dòng)性能好、承載能力大、起重范圍廣、適應(yīng)性強(qiáng)等特點(diǎn)，廣泛應(yīng)用于建筑、橋梁、大型設(shè)備安裝、鐵路等多個(gè)工程領(lǐng)域[1]。隨著起重機(jī)的發(fā)展需要，負(fù)載敏感技術(shù)在起重機(jī)領(lǐng)域得到了充分發(fā)展和廣泛應(yīng)用。負(fù)載敏感系統(tǒng)能夠?qū)⒇?fù)載所需要的壓力流量與負(fù)載敏感泵所輸出的壓力流量進(jìn)行匹配，從而降低系統(tǒng)的溢流損失，提高系統(tǒng)的效率[2-3]。在現(xiàn)有汽車起重機(jī)的LS 系統(tǒng)中，當(dāng)系統(tǒng)處于怠機(jī)工況時(shí)，電機(jī)仍以較高的轉(zhuǎn)速來(lái)保證系統(tǒng)控制油壓，多余的流量均溢流損失掉。變幅伸縮機(jī)構(gòu)單獨(dú)動(dòng)作時(shí)由于負(fù)載銘感泵有預(yù)設(shè)壓力裕度，導(dǎo)致這部分壓力均損失在壓力補(bǔ)償閥和換向主閥上，系統(tǒng)能量效率低[4]。復(fù)合動(dòng)作系統(tǒng)最大負(fù)載壓力通過液壓管道傳輸至負(fù)載敏感泵實(shí)現(xiàn)壓力閉環(huán)控制，信號(hào)傳輸慢，動(dòng)態(tài)響應(yīng)速度不高[5]。

為了解決起重機(jī)存在的能源浪費(fèi)嚴(yán)重問題，許多學(xué)者展開了相應(yīng)研究。葉彥鵬、趙秋霞等[6-7]設(shè)計(jì)出一款新型負(fù)載敏感的平衡閥，使汽車起重機(jī)在空載情況下系統(tǒng)節(jié)能94.7%。QUAN 和SUGIMURA 等[8-9]提出采用伺服泵控技術(shù)對(duì)系統(tǒng)的執(zhí)行元件進(jìn)行直接控制，提升了整機(jī)能源的利用率。王新等[10]設(shè)計(jì)一種可應(yīng)用于起重機(jī)起升機(jī)構(gòu)的閉式能量可再生液壓系統(tǒng)，使能量回收系統(tǒng)的節(jié)能效率達(dá)到43.3%。張國(guó)泰等[11]提出一種帶閥后壓差補(bǔ)償功能的負(fù)載口獨(dú)立控制集成閥，并對(duì)節(jié)能特性進(jìn)行了AMESim-MATLAB 的聯(lián)合仿真。王菊敏等[12]設(shè)計(jì)新型閥后補(bǔ)償多路閥，并建立仿真模型，結(jié)果表明該閥能夠有效降低閥口壓力損失，減少能量損耗。劉春桐等[13]對(duì)起重機(jī)吊重進(jìn)行了動(dòng)態(tài)特性分析，設(shè)計(jì)了基于模糊自適應(yīng)控制的PID 控制器，并通過仿真和實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了該控制器具有較好的動(dòng)態(tài)特性。侯文禮等[14]建立起重機(jī)回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)模型，并通過仿真分析總結(jié)出回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)平穩(wěn)運(yùn)行的特性規(guī)律。秦仙榮等[15]利用移動(dòng)載荷法和移動(dòng)質(zhì)量法對(duì)起重機(jī)主梁建立了動(dòng)力學(xué)方程，通過有限元模擬分析其動(dòng)態(tài)響應(yīng)。

本文針對(duì)汽車起重機(jī)變幅伸縮機(jī)構(gòu)傳統(tǒng)LS系統(tǒng)存在的固有缺陷，基于單獨(dú)和復(fù)合動(dòng)作的運(yùn)動(dòng)特性，提出采用變轉(zhuǎn)速泵閥復(fù)合控制方案：怠機(jī)工況通過電機(jī)扭矩限幅降低電機(jī)的轉(zhuǎn)速；單動(dòng)工況采用電機(jī)泵組直接控制變幅伸縮機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)速度，減小補(bǔ)償閥和主閥的節(jié)流損失；復(fù)動(dòng)工況通過泵口及負(fù)載壓力反饋，電機(jī)扭矩閉環(huán)實(shí)現(xiàn)電控負(fù)載敏感功能，信號(hào)傳輸快，動(dòng)態(tài)特性高。最后基于AMESim 軟件平臺(tái)對(duì)泵閥復(fù)合控制方案進(jìn)行仿真分析，驗(yàn)證了該方案的節(jié)能性和高動(dòng)態(tài)特性。

1 起重機(jī)變幅伸縮液壓原理簡(jiǎn)介

1.1 LS系統(tǒng)

汽車起重機(jī)變幅機(jī)構(gòu)的作用是調(diào)整起重臂的舉升角度，伸縮機(jī)構(gòu)的作用是調(diào)節(jié)起重臂的伸出長(zhǎng)度?，F(xiàn)有的變幅伸縮LS系統(tǒng)主要由負(fù)載敏感泵、液控主閥、閥前壓力補(bǔ)償器、平衡閥及溢流閥等組成，LS 系統(tǒng)液壓原理如圖1所示。

圖1 LS系統(tǒng)液壓原理Fig.1 Hydraulic principle of LS system.

變幅和伸縮機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)原理基本相同，因此以伸縮機(jī)構(gòu)為例講解系統(tǒng)工作原理。伸縮機(jī)構(gòu)伸出時(shí)液控主閥向左位移動(dòng)，油液從液壓泵的出口流經(jīng)閥前壓力補(bǔ)償器、液控主閥以及平衡閥進(jìn)入到伸縮缸的無(wú)桿腔，進(jìn)而帶動(dòng)伸縮臂伸出，伸縮機(jī)構(gòu)縮回時(shí)液控主閥向右位移動(dòng)，高壓油將平衡閥打開，同時(shí)進(jìn)入有桿腔帶動(dòng)起重臂回縮，通過控制主閥的開度控制執(zhí)行機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)速度。梭閥將負(fù)載最大壓力經(jīng)過管道引入負(fù)載敏感泵控制口，通過實(shí)時(shí)調(diào)節(jié)泵排量大小保證泵的輸出壓力比最大負(fù)載壓力多出一定的壓差值，實(shí)現(xiàn)泵輸出流量與負(fù)載所需流量的匹配。

1.2 變轉(zhuǎn)速泵閥復(fù)合控制系統(tǒng)

變轉(zhuǎn)速泵閥復(fù)合控制方案液壓原理如圖2所示。

通過采集變幅伸縮電控手柄的開度信號(hào)，判斷起重機(jī)的工作狀態(tài)，壓力傳感器采集泵出口以及負(fù)載的最大壓力反饋到控制器中，控制器進(jìn)而控制永磁同步電機(jī)轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)定量泵輸出流量，控制先導(dǎo)比例閥輸出的控制油壓調(diào)節(jié)液控主閥開度，最終實(shí)現(xiàn)定量泵——主閥——液壓缸的流量匹配。

2 控制方案

起重機(jī)變幅伸縮機(jī)構(gòu)在工作過程中主要分為怠機(jī)、單動(dòng)及復(fù)動(dòng)3 種工況，以下基于變轉(zhuǎn)速泵閥復(fù)合控制系統(tǒng)分別對(duì)這3種工況的控制方案進(jìn)行闡述。

2.1 怠機(jī)工況

當(dāng)變幅伸縮機(jī)構(gòu)不動(dòng)作時(shí)，系統(tǒng)處于怠機(jī)工況，怠機(jī)時(shí)需要電機(jī)泵組向系統(tǒng)提供3 MPa 的控制油壓，輔助卷?yè)P(yáng)和回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)制動(dòng)。在傳統(tǒng)LS系統(tǒng)中，電機(jī)只是模擬了發(fā)動(dòng)機(jī)按擋位調(diào)速的功能，怠速時(shí)一直保持800 r/min，轉(zhuǎn)速較高，增加了電機(jī)和液壓系統(tǒng)的功率損耗。針對(duì)LS系統(tǒng)怠機(jī)能耗高的問題，提出電機(jī)扭矩限幅控制策略，當(dāng)系統(tǒng)檢測(cè)到變幅、伸縮機(jī)構(gòu)的控制手柄處于中位時(shí)，即可判斷整個(gè)液壓系統(tǒng)處于怠機(jī)狀態(tài)。電機(jī)帶動(dòng)定量泵產(chǎn)生的壓力扭矩方程為：

式中：T為定量泵的輸入扭矩，N·m；pp為定量泵出口壓力，MPa；Dp為定量泵排量，mL/r；η為定量泵總效率。

由式（3）可知，由于定量泵的排量不變，即可通過限制電機(jī)輸出扭矩的方式，將定量泵的出口壓力限制在3 MPa，此時(shí)電機(jī)工作在較低的轉(zhuǎn)速，輸出的油液只維持液壓泵和系統(tǒng)的泄漏，不存在溢流損失，從而降低了系統(tǒng)的能量損耗。其怠機(jī)工況的控制邏輯如圖3所示。

圖3 待機(jī)工況控制框圖Fig.3 Standby condition control block diagram

2.2 變幅伸縮機(jī)構(gòu)單動(dòng)

起重機(jī)泵閥復(fù)合控制系統(tǒng)中變幅伸縮機(jī)構(gòu)單獨(dú)動(dòng)作時(shí)采用變轉(zhuǎn)速泵控方案。液壓缸伸出時(shí)手柄開度0＜α≤αmax，縮回時(shí)-αmax≤α＜0，手柄開度范圍對(duì)應(yīng)電機(jī)的轉(zhuǎn)速的范圍nmin≤n≤nmax，進(jìn)而給定電機(jī)相應(yīng)的轉(zhuǎn)速值。同時(shí)控制器根據(jù)手柄的開度方向判斷液壓缸處于伸出還是縮回狀態(tài)，進(jìn)而給定主閥最大開度信號(hào)以及開度方向信號(hào)，使其閥口全開。變幅伸縮機(jī)構(gòu)單獨(dú)動(dòng)作控制框架如圖4所示。

圖4 單獨(dú)動(dòng)作控制構(gòu)架Fig.4 Individual motion control architecture

變轉(zhuǎn)速泵控方案液壓泵提供的流量即為系統(tǒng)所需的流量，雖然主油路仍然經(jīng)過壓力補(bǔ)償器，但由于主閥一直處于全開狀態(tài)，液壓泵的輸出流量小于主閥的理論通過流量，系統(tǒng)處于流量飽和狀態(tài)，此時(shí)壓力補(bǔ)償器基本不起減壓作用，主閥壓差損失小，相較于LS系統(tǒng)減小了大量的節(jié)流損失，提高了能量利用率。

2.3 變幅伸縮機(jī)構(gòu)復(fù)動(dòng)

（1）電機(jī)泵組控制方案

起重機(jī)變幅伸縮機(jī)構(gòu)復(fù)合動(dòng)作時(shí)通過電信號(hào)泵口及負(fù)載壓力反饋，電機(jī)扭矩閉環(huán)來(lái)保證電機(jī)泵組提供系統(tǒng)所需的基礎(chǔ)流量。其控制的原理為：壓力傳感器分別檢測(cè)液壓泵出口壓力pp以及變幅伸縮機(jī)構(gòu)負(fù)載腔最大壓力pLmax，并將壓力信號(hào)傳輸至控制器中，控制器將最大負(fù)載壓力加上節(jié)流口壓降Δp作為目標(biāo)信號(hào)與泵出口壓力反饋信號(hào)進(jìn)行對(duì)比并計(jì)算偏差，通過PID 控制器運(yùn)算，輸出信號(hào)轉(zhuǎn)換變?yōu)殡姍C(jī)的目標(biāo)轉(zhuǎn)矩值T并傳輸至電機(jī)驅(qū)動(dòng)器中，由電機(jī)驅(qū)動(dòng)器控制電機(jī)的輸出扭矩，使泵口壓力逐漸逼近目標(biāo)值，最終保證定量泵輸出壓力隨負(fù)載壓力時(shí)變，從而提供系統(tǒng)所需的基礎(chǔ)流量，復(fù)合動(dòng)作電機(jī)泵組閉環(huán)控制架構(gòu)如圖5所示。

圖5 復(fù)合動(dòng)作電機(jī)泵組壓力閉環(huán)控制構(gòu)架Fig.5 Pressure closed loop control framework of compound action motor pump group

永磁同步電機(jī)的動(dòng)態(tài)特性可描述為：

式中：us為定子軸系電壓矢量，V；Rs為定子電阻，Ω；Rr為轉(zhuǎn)子電阻，Ω；p為微分算子，d/dt；Lm為互感，H；Lr為轉(zhuǎn)子電感，H；Ls為定子電感，H；is為定子電流，A；ir為轉(zhuǎn)子電流，A；ω為電角速度，rad/s。

永磁同步電機(jī)的電磁轉(zhuǎn)矩方程為：

式中：Te為內(nèi)部電磁轉(zhuǎn)矩，N·m；Pn為極對(duì)數(shù)；ψf為永磁體磁鏈，H；id、iq為定子電流d-q軸分量，A；Lq、Ld為定子電感d-q軸等效電感，H。

運(yùn)動(dòng)方程為：

式中：Te為內(nèi)部電磁轉(zhuǎn)矩，N·m；TL為對(duì)應(yīng)負(fù)載轉(zhuǎn)矩，N·m；JL為等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，kg·m2；ωm為電機(jī)機(jī)械角速度，rad/s；D為電機(jī)阻尼系數(shù)。

永磁同步電機(jī)通過轉(zhuǎn)矩估算、磁鏈估算、轉(zhuǎn)子位置估算、轉(zhuǎn)矩調(diào)節(jié)器和磁鏈調(diào)節(jié)器等模塊實(shí)現(xiàn)對(duì)電機(jī)轉(zhuǎn)矩的控制。

（2）液控主閥控制方案

起重機(jī)變幅伸縮機(jī)構(gòu)復(fù)合動(dòng)作液控主閥根據(jù)定量泵流量飽和狀態(tài)進(jìn)行調(diào)控，其控制架構(gòu)如圖6 所示。當(dāng)檢測(cè)到變幅伸縮手柄均不在中位，此時(shí)起重機(jī)處于復(fù)合動(dòng)作工況。電手柄將開度信號(hào)α1、α2轉(zhuǎn)化成電信號(hào)并傳輸?shù)娇刂破髦?，控制器根?jù)電信號(hào)大小計(jì)算出變幅伸縮主閥理論開度大小Xt1、Xt2，進(jìn)而得到通過變幅伸縮主閥的理論輸出流量Qt1、Qt2，再加上先導(dǎo)控制油耗Qpilot和泄漏油耗Qleak，最終匹配得到液壓泵所需要提供的理論流量Qtp，由于泵的排量一定，即可計(jì)算電機(jī)的理論輸出轉(zhuǎn)速nt。

圖6 液控主閥控制構(gòu)架Fig.6 Hydraulic control main valve control frame

當(dāng)理論轉(zhuǎn)速小于或等于電機(jī)的最大輸出轉(zhuǎn)速nmax時(shí)，系統(tǒng)處于流量不飽和狀態(tài)，主閥的實(shí)際開度等于理論計(jì)算的開度值，當(dāng)理論轉(zhuǎn)速大于電機(jī)的最大輸出轉(zhuǎn)速時(shí)，系統(tǒng)處于流量飽和狀態(tài)，實(shí)際變幅伸縮主閥的開度為其理論開度Xt1、Xt2與電機(jī)最大轉(zhuǎn)速和理論轉(zhuǎn)速比值nmax/nt的乘積，按照比例降低各個(gè)負(fù)載所需的流量，從而有效避免了流量飽和時(shí)油液優(yōu)先流入小負(fù)載執(zhí)行機(jī)構(gòu)的問題。

3 AMESim仿真研究

3.1 仿真模型

起重機(jī)變幅伸縮機(jī)構(gòu)LS系統(tǒng)AMESim模型如圖7所示。

圖7 LS系統(tǒng)仿真模型Fig.7 LS system simulation model

起重機(jī)變幅伸縮機(jī)構(gòu)變轉(zhuǎn)速泵閥復(fù)合控制系統(tǒng)單獨(dú)動(dòng)作和復(fù)合動(dòng)作AMESim仿真模型分別如圖8、圖9所示。

圖8 泵閥復(fù)合控制系統(tǒng)單獨(dú)動(dòng)作仿真模型Fig.8 Single action simulation model of pump and valve compound control system

圖9 泵閥復(fù)合控制系統(tǒng)復(fù)合動(dòng)作仿真模型Fig.9 Compound action simulation model of pump and valve compound control system

LS系統(tǒng)及泵閥復(fù)合控制系統(tǒng)仿真參數(shù)如表1所示。

表1 仿真參數(shù)表Tab.1 Simulation parameter table

3.2 仿真模型驗(yàn)證

變幅伸縮泵閥復(fù)合控制系統(tǒng)單獨(dú)動(dòng)作時(shí)以伸縮回路為研究對(duì)象，設(shè)置電手柄在0～2 s 勻速?gòu)?°增加到60°，2～4 s保持穩(wěn)定，4～6 s勻速?gòu)?0°減小到-60°，6～8 s保持穩(wěn)定，8～10 s勻速返回中位。仿真得到手柄開度、主閥兩側(cè)先導(dǎo)油壓以及電機(jī)轉(zhuǎn)速曲線如圖10 所示。由圖可知，電機(jī)轉(zhuǎn)速與手柄開度成正相關(guān)；在電手柄開度為正時(shí)，主閥伸出側(cè)先導(dǎo)壓力迅速增加到30 bar（1 bar=0.1 MPa）并保持恒定，縮回側(cè)先導(dǎo)壓力為0；在電手柄開度為負(fù)時(shí)，主閥縮回側(cè)先導(dǎo)壓力迅速增加到30 bar并保持恒定，伸出側(cè)先導(dǎo)壓力為0，因此在單獨(dú)動(dòng)作時(shí)主閥只起到換向作用，閥口開度最大，通過調(diào)節(jié)電機(jī)轉(zhuǎn)速進(jìn)而控制單獨(dú)動(dòng)作時(shí)的運(yùn)動(dòng)速度，進(jìn)而驗(yàn)證了單獨(dú)動(dòng)作仿真模型的正確性。

圖10 單獨(dú)動(dòng)作仿真曲線Fig.10 Individual action simulation curve

在變幅伸縮泵閥復(fù)合控制系統(tǒng)復(fù)合動(dòng)作時(shí)，設(shè)置變幅回路在0～10 s 內(nèi)外負(fù)載力由0 增加到800 kN，伸縮回路在0～10 s 內(nèi)外負(fù)載力由0 增加到200 kN，兩個(gè)回路的電控手柄開度均為30°不變，即兩個(gè)回路主閥閥口開度均為50%，各回路負(fù)載力和流量的仿真結(jié)果如圖11、圖12所示。

圖11 變幅回路負(fù)載力及流量曲線Fig.11 Amplitude loop load and flow curve

圖12 伸縮回路負(fù)載力及流量曲線Fig.12 Load and flow curve of expansion loop

由圖11 可知，變幅機(jī)構(gòu)外負(fù)載力在10 s 增加到800 kN，支路流量約在1 s達(dá)到最大流量128.5 L/min，并保持恒定；由圖12 可知，伸縮回路外負(fù)載力在10 s 增加到200 kN，支路流量也在1 s 左右達(dá)到最大流量133.8 L/min，并保持恒定，兩條回路流量基本相同。比較兩條回路可知，系統(tǒng)支路的流量變化和外負(fù)載力無(wú)關(guān)，只和閥口開度有關(guān)，進(jìn)而驗(yàn)證了復(fù)合動(dòng)作仿真模型的正確性。

3.3 節(jié)能仿真分析

（1）怠機(jī)工況

設(shè)置變幅、伸縮手柄的開度都為0°仿真時(shí)間為8 s，分別對(duì)LS系統(tǒng)和泵閥復(fù)合系統(tǒng)在待機(jī)工況時(shí)的功率損失進(jìn)行仿真，仿真結(jié)果如圖13 所示。由圖可知，仿真曲線在0.5 s以后基本達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)，LS系統(tǒng)功率損失穩(wěn)定在3.4 kW，泵閥復(fù)合控制系統(tǒng)功率損失穩(wěn)定在2.7 kW，功率損失減小了約20%，證明了通過電機(jī)扭矩限幅能夠有效降低系統(tǒng)在待機(jī)工況時(shí)的能量損失。

圖13 LS系統(tǒng)待機(jī)工況功率損耗Fig.13 Power loss diagram of LS system in standby mode

（2）單動(dòng)工況

在泵閥復(fù)合控制系統(tǒng)中，單獨(dú)動(dòng)作時(shí)主閥閥口全開，處于流量不飽和狀態(tài)，主閥以及壓力補(bǔ)償閥上的節(jié)流損失小。以伸縮機(jī)構(gòu)為例，電控手柄開度為30°保持不變，工作負(fù)載為恒定200 kN，設(shè)置仿真時(shí)間為10 s，分別對(duì)LS系統(tǒng)和泵閥復(fù)合控制系統(tǒng)在壓力補(bǔ)償器和主閥的功率損失進(jìn)行仿真，結(jié)果如圖14 所示。由圖可知，仿真曲線在0.5 s 以后基本達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)，穩(wěn)定時(shí)通過主閥的流量為134.9 L/min，LS 系統(tǒng)功率損失穩(wěn)定在5.6 kW，泵閥復(fù)合控制系統(tǒng)功率損失穩(wěn)定在1.13 kW，功率損失減小了80%，證明了在單獨(dú)動(dòng)作時(shí)，通過電機(jī)泵組直接控制執(zhí)行機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)速度，能夠有效降低系統(tǒng)在壓力補(bǔ)償器和主閥上的能量損失。

圖14 LS及泵閥復(fù)合控制系統(tǒng)功率損耗Fig.14 Power loss diagram of LS and pump-valve compound control system

3.4 動(dòng)態(tài)特性分析

變幅伸縮機(jī)構(gòu)復(fù)合動(dòng)作時(shí)，通過泵口和負(fù)載電信號(hào)壓力反饋，電機(jī)扭矩閉環(huán)的控制方式實(shí)現(xiàn)負(fù)載敏感功能，通過仿真對(duì)其動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行分析。設(shè)置變幅和伸縮機(jī)構(gòu)的負(fù)載力分別為500 kN 和200 kN，變幅和伸縮主閥的閥口開度在0 s 時(shí)均階躍到30°并保持不變。仿真得到泵出口壓力和變幅機(jī)構(gòu)運(yùn)行速度分別如圖15、圖16所示。由圖可知，在達(dá)到目標(biāo)壓力和流量時(shí)，LS 系統(tǒng)相較于泵閥復(fù)合控制系統(tǒng)泵口壓力滯后約0.2 s，變幅機(jī)構(gòu)速度滯后約0.4 s。泵閥復(fù)合控制系統(tǒng)能夠更快的建立目標(biāo)壓力和流量，動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性更好。這是因?yàn)樾孪到y(tǒng)采用變轉(zhuǎn)速控制技術(shù)，永磁同步電機(jī)的響應(yīng)時(shí)間要優(yōu)于負(fù)載敏感泵。同時(shí)LS 系統(tǒng)的負(fù)載壓力是通過液壓管道傳輸至負(fù)載敏感泵進(jìn)行控制，信號(hào)傳輸慢，而泵閥復(fù)合控制系統(tǒng)通過傳感器采集泵口和負(fù)載壓力，并以電信號(hào)的形式反饋至控制器中對(duì)電機(jī)進(jìn)行控制，信號(hào)傳輸快。因此通過仿真分析驗(yàn)證了復(fù)合動(dòng)作泵閥復(fù)合控制系統(tǒng)的響應(yīng)性能更優(yōu)越。

圖15 泵口壓力仿真曲線Fig.15 Pump mouth pressure simulation curve

圖16 變幅機(jī)構(gòu)速度仿真曲線Fig.16 Velocity simulation curve of luffing mechanism

4 結(jié)束語(yǔ)

針對(duì)起重機(jī)變幅伸縮機(jī)構(gòu)，提出一種變轉(zhuǎn)速泵閥復(fù)合控制方案，對(duì)怠機(jī)、單動(dòng)和復(fù)動(dòng)3 種工況分別設(shè)計(jì)了相應(yīng)的控制策略。

（1）怠機(jī)工況通過電機(jī)扭矩限幅的方式保證系統(tǒng)控制油壓，減小電機(jī)轉(zhuǎn)速，能量損耗降低20%。

（2）單動(dòng)工況通過電機(jī)變轉(zhuǎn)速直接控制輸入到執(zhí)行機(jī)構(gòu)的流量，減小了壓力補(bǔ)償器和主閥的節(jié)流損失，能量損耗降低80%。

（3）復(fù)動(dòng)工況通過電信號(hào)壓力反饋，電機(jī)扭矩閉環(huán)實(shí)現(xiàn)電控負(fù)載敏感功能，信號(hào)傳輸快，電機(jī)響應(yīng)好，動(dòng)態(tài)特性優(yōu)于LS系統(tǒng)。