裝載機(jī)電液混合流量匹配轉(zhuǎn)向系統(tǒng)特性研究

王翔宇，權(quán)龍，楊敬，張曉剛，程珩，趙斌

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裝載機(jī)電液混合流量匹配轉(zhuǎn)向系統(tǒng)特性研究

王翔宇，權(quán)龍，楊敬，張曉剛，程珩，趙斌

(太原理工大學(xué) 新型傳感器與智能控制教育部和山西省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，山西 太原，030024)

為提高傳統(tǒng)裝載機(jī)能量利用率，提出采用變轉(zhuǎn)速定量泵獨(dú)立供油的電液流量匹配轉(zhuǎn)向原理，用于控制裝載機(jī)轉(zhuǎn)向，將裝載機(jī)方向盤(pán)轉(zhuǎn)向角速度與伺服電機(jī)轉(zhuǎn)速進(jìn)行合理匹配，使液壓泵輸出相應(yīng)流量到轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中，當(dāng)無(wú)轉(zhuǎn)向信號(hào)時(shí)，轉(zhuǎn)向動(dòng)力源不輸出流量。若電液流量匹配轉(zhuǎn)向系統(tǒng)出現(xiàn)故障，則該液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)經(jīng)電磁閥自動(dòng)切換到原有轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，繼續(xù)完成轉(zhuǎn)向作業(yè)。首先建立鉸接式裝載機(jī)機(jī)械結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)與電液混合系統(tǒng)聯(lián)合仿真模型，利用該模型對(duì)電液流量匹配系統(tǒng)的轉(zhuǎn)向過(guò)程進(jìn)行仿真，進(jìn)一步建立試驗(yàn)測(cè)試樣機(jī)，對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)及能耗特性進(jìn)行測(cè)試，并與原有轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的轉(zhuǎn)向特性進(jìn)行對(duì)比。研究結(jié)果表明：采用電液混合流量匹配轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，可減少轉(zhuǎn)向過(guò)程的節(jié)流損失并消除溢流損失，節(jié)能約16%，并可減小壓力沖擊和波動(dòng)，系統(tǒng)的穩(wěn)定性也得到明顯提高。

流量匹配；液壓轉(zhuǎn)向；線控轉(zhuǎn)向；裝載機(jī)；節(jié)能

裝載機(jī)作為應(yīng)用非常廣泛的工程機(jī)械，主要應(yīng)用于裝載和鏟裝物料，作業(yè)過(guò)程中需要頻繁地帶載或空載轉(zhuǎn)向。在現(xiàn)有裝載機(jī)中，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)與工作裝置采用同一液壓動(dòng)力源，由于工作裝置所需功率遠(yuǎn)高于轉(zhuǎn)向系統(tǒng)所需功率，當(dāng)只有轉(zhuǎn)向系統(tǒng)工作時(shí)，多余油液將通過(guò)溢流閥與轉(zhuǎn)向器內(nèi)的節(jié)流口流回油箱，造成較大的溢流與節(jié)流損失。為提高轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的能量利用率，HEYBROEK等[1?2]對(duì)采用變量泵代替定量泵，用4個(gè)獨(dú)立電控閥組代替轉(zhuǎn)向器的負(fù)荷傳感轉(zhuǎn)向系統(tǒng)開(kāi)展研究，與現(xiàn)有定量泵供油系統(tǒng)相比，在重載及空載工況下可分別降低能耗19.2%和23.3%；CETINKUNT等[3]對(duì)采用負(fù)荷傳感泵與電液比例方向閥組成的液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行了研究，通過(guò)相應(yīng)的控制策略不僅可降低轉(zhuǎn)向過(guò)程的能耗，還可提高系統(tǒng)的運(yùn)行平穩(wěn)性；KEMMETMULLER等[4]對(duì)采用泵控雙出桿液壓缸的閉式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行了研究，建立了系統(tǒng)的非線性數(shù)學(xué)模型，并采用變?cè)鲆婵刂品椒ㄌ岣咿D(zhuǎn)向穩(wěn)定性，在系統(tǒng)中設(shè)置蓄能器，以應(yīng)對(duì)峰值載荷，該系統(tǒng)較原有開(kāi)式系統(tǒng)減少能量消耗18%；AMICO等[5?6]采用仿真和試驗(yàn)，對(duì)比分析了傳統(tǒng)中位閉式和進(jìn)出油口獨(dú)立控制的2種轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，進(jìn)出油口獨(dú)立控制提高了轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在大轉(zhuǎn)矩下轉(zhuǎn)向的穩(wěn)定性和操控的靈敏性，還降低了轉(zhuǎn)向能耗；IVANTYSYNOVA等[7?11]對(duì)變排量線控閉式回路控制的裝載機(jī)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行了深入研究，通過(guò)實(shí)時(shí)檢測(cè)方向盤(pán)轉(zhuǎn)角、裝載機(jī)行駛速度和轉(zhuǎn)向角度，控制變量泵的排量，從而控制裝載機(jī)的轉(zhuǎn)動(dòng)方向及轉(zhuǎn)角，試驗(yàn)表明采用閉式泵控轉(zhuǎn)向較開(kāi)式系統(tǒng)可降低燃油消耗14.5%。張潘等[12?13]對(duì)用于裝載機(jī)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的負(fù)荷傳感變量泵動(dòng)態(tài)特性及能效進(jìn)行了研究；胡靜波等[14]對(duì)采用比例方向閥的線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行了仿真和試驗(yàn)研究；譚兆鈞等[15]對(duì)采用變頻電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)定量泵供油、電磁方向閥控制的裝載機(jī)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行了研究，發(fā)現(xiàn)與變量液壓泵供油方式相比，變轉(zhuǎn)速供油減小了非轉(zhuǎn)向周期的能量消耗；王同建等[16?20]采用聯(lián)合仿真和試驗(yàn)的方法，與傳統(tǒng)裝載機(jī)轉(zhuǎn)向過(guò)程的工作特性及能耗進(jìn)行了對(duì)比分析；樊文建等[18]對(duì)影響轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性的因素進(jìn)行了研究，并提出提高轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性和減小能量損失的方案；王振寶等[21]通過(guò)對(duì)液力變矩器匹配性能的優(yōu)化來(lái)提高裝載機(jī)的能量效率；蒲顯坤 等[22?23]將線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)引入裝載機(jī)，取消方向盤(pán)和轉(zhuǎn)向車輪之間的機(jī)械連接，設(shè)計(jì)了整體線控轉(zhuǎn)向方案并進(jìn)行了仿真研究。分析現(xiàn)有研究結(jié)果可知，傳統(tǒng)定量泵供油的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)存在較大的溢流和節(jié)流損失；線控閉式或開(kāi)式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)雖具有較高的能效，但系統(tǒng)可靠性較差，任一環(huán)節(jié)出現(xiàn)故障，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)都將無(wú)法工作；采用變量泵的負(fù)荷傳感轉(zhuǎn)向系統(tǒng)雖然消除了溢流損失，但仍存在節(jié)流損失和較大的待機(jī)能耗。為此，本文作者提出電液流量匹配與負(fù)荷傳感并聯(lián)的冗余型裝載機(jī)轉(zhuǎn)向控制方法，將檢測(cè)到的裝載機(jī)方向盤(pán)角速度，作為轉(zhuǎn)向系統(tǒng)動(dòng)力源的控制信號(hào)，通過(guò)控制伺服電機(jī)轉(zhuǎn)速，使液壓泵輸出相應(yīng)流量到轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，消除溢流損失，減少節(jié)流損失，并且當(dāng)無(wú)轉(zhuǎn)向信號(hào)時(shí)，轉(zhuǎn)向動(dòng)力源不輸出流量，消除待機(jī)能耗。若電液流量匹配轉(zhuǎn)向系統(tǒng)出現(xiàn)故障，液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)經(jīng)電磁閥自動(dòng)切換到原有系統(tǒng)工作，提高了系統(tǒng)的可靠性。本文首先建立鉸接式裝載機(jī)機(jī)械結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)與電液混合系統(tǒng)聯(lián)合仿真模型，利用該模型對(duì)負(fù)荷傳感轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的轉(zhuǎn)向過(guò)程進(jìn)行仿真，并對(duì)其能耗特性進(jìn)行研究分析，預(yù)測(cè)系統(tǒng)的響應(yīng)特性，確定系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)及主要參數(shù)，最后建立試驗(yàn)測(cè)試樣機(jī)，對(duì)原有系統(tǒng)與改進(jìn)系統(tǒng)在相同轉(zhuǎn)向工況下的轉(zhuǎn)向及能耗特性進(jìn)行分析。

1 液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)工作原理

1.1 負(fù)荷傳感轉(zhuǎn)向系統(tǒng)

鉸接式裝載機(jī)的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)由機(jī)械執(zhí)行機(jī)構(gòu)和液壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)構(gòu)成。裝載機(jī)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)多采用負(fù)荷傳感液壓轉(zhuǎn)向原理，其原理如圖1中右側(cè)虛線框所示，該系統(tǒng)主要由優(yōu)先閥、轉(zhuǎn)向器、組合閥塊與液壓轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)組成。當(dāng)裝載機(jī)無(wú)轉(zhuǎn)向動(dòng)作時(shí)，液壓泵輸出的流量經(jīng)優(yōu)先閥與轉(zhuǎn)向器的分配，大部分流向裝載機(jī)工作液壓系統(tǒng)；當(dāng)裝載機(jī)有轉(zhuǎn)向動(dòng)作時(shí)，液壓泵輸出的流量經(jīng)優(yōu)先閥與轉(zhuǎn)向器的分配，優(yōu)先輸入液壓轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)中，液壓泵流向轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的流量等于轉(zhuǎn)向器排量與方向盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)速率的乘積。該轉(zhuǎn)向系統(tǒng)通過(guò)優(yōu)先閥對(duì)泵的輸出流量進(jìn)行優(yōu)先分配，提高了轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的效率。

由于裝載機(jī)轉(zhuǎn)向工況復(fù)雜多變，發(fā)動(dòng)機(jī)用于轉(zhuǎn)向的功率及定量液壓泵的排量較大。裝載機(jī)轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)中多余流量會(huì)通過(guò)溢流閥流回油箱，從而該定量泵系統(tǒng)產(chǎn)生較大的溢流損失。以試驗(yàn)室1.8T小型輪式裝載機(jī)為例，其所配備的定量泵的公稱排量為50 mL/r，發(fā)動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速為2 400 r/min。經(jīng)初步計(jì)算，當(dāng)裝載機(jī)從中間位置轉(zhuǎn)到極限位置時(shí)，2個(gè)轉(zhuǎn)向液壓缸約需1.2 L油液，若轉(zhuǎn)向時(shí)間為4 s，則定量泵約排出8.0 L油液，其中6.8 L過(guò)剩的流量都通過(guò)溢流閥流回油箱。裝載機(jī)行走時(shí)若無(wú)轉(zhuǎn)向動(dòng)作，則液壓泵所輸出的流量將全部卸荷，產(chǎn)生較大的中位卸荷損失。此外，該裝載機(jī)的液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)還存在待機(jī)能耗。

1.2 電液流量匹配轉(zhuǎn)向系統(tǒng)

通過(guò)對(duì)原有液壓系統(tǒng)轉(zhuǎn)向過(guò)程的能耗分析[19?20]，負(fù)荷傳感液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)仍存在很大的能量損失，包括高壓溢流損失與低壓卸荷損失，其中空載能量損失最大，占液壓泵輸出功率的62%，而且該系統(tǒng)還存在一定的待機(jī)能耗與轉(zhuǎn)向滯后。

為降低裝載機(jī)負(fù)荷傳感液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在流量方面的能耗損失，提出用伺服電機(jī)獨(dú)立驅(qū)動(dòng)定量泵的電液流量匹配轉(zhuǎn)向控制方法。將建立的負(fù)荷傳感轉(zhuǎn)向系統(tǒng)聯(lián)合仿真模型進(jìn)一步應(yīng)用于電液流量匹配轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，其原理如圖1中左側(cè)虛線框所示，在原有轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的基礎(chǔ)上添加由單向閥、壓力傳感器、陀螺儀、dSPACE硬件在回路控制系統(tǒng)、電機(jī)驅(qū)動(dòng)器MD、伺服電機(jī)和定量泵等組成的電液流量匹配轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。在保持與負(fù)荷傳感系統(tǒng)相同轉(zhuǎn)向特性的前提下，對(duì)該系統(tǒng)在原地轉(zhuǎn)向工況下系統(tǒng)特性及液壓泵所消耗的能量進(jìn)行分析。保留原有轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，若改進(jìn)后的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)發(fā)生故障，則可切換到原有系統(tǒng)工作，以應(yīng)對(duì)突發(fā)的轉(zhuǎn)向 故障。

1.3 功率消耗分析

在轉(zhuǎn)向過(guò)程中，轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)的能量消耗可由液壓泵的輸出功率來(lái)表示，具體計(jì)算公式如下：

式中：0為液壓泵在時(shí)間0到1內(nèi)的輸出功率；0為工作起始時(shí)間；1為工作結(jié)束時(shí)間；p為液壓泵出口壓力；p為液壓泵的輸出流量。由式(1)可以看出：減少能耗的方法有2種，即在滿足工作條件的前提下，降低泵出口壓力和減少泵輸出流量。

分析裝載機(jī)負(fù)荷傳感液壓轉(zhuǎn)向原理可知，該系統(tǒng)由定排量液壓泵與發(fā)動(dòng)機(jī)為轉(zhuǎn)向液壓缸提供轉(zhuǎn)向所需流量，該轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的能量消耗為

式中：1為負(fù)荷傳感轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的液壓泵在時(shí)間0到1內(nèi)的輸出功率；L為負(fù)載壓力；Δv1為該轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中經(jīng)過(guò)液壓閥的壓力損失；w為該轉(zhuǎn)向系統(tǒng)轉(zhuǎn)向所需的流量；o為該轉(zhuǎn)向系統(tǒng)溢流損失的流量；t1為該轉(zhuǎn)向系統(tǒng)節(jié)流損失的流量；u為該轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中位卸荷損失的流量。

對(duì)轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)轉(zhuǎn)向過(guò)程中的流量和壓力進(jìn)行簡(jiǎn)化，可得以下能耗公式。

改進(jìn)后，電液流量匹配轉(zhuǎn)向系統(tǒng)由伺服電機(jī)與定量泵為轉(zhuǎn)向液壓缸提供轉(zhuǎn)向所需流量。該系統(tǒng)將轉(zhuǎn)向所需流量與液壓泵所提供能量相匹配，消除了溢流損失與中位卸荷損失，降低了節(jié)流損失。該過(guò)程功率輸出如下：

式中：2為電液流量匹配轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的液壓泵在時(shí)間0到1內(nèi)的輸出功率；Δv2為電液流量匹配液壓系統(tǒng)中經(jīng)過(guò)液壓閥的壓力損失，Δv2＜Δv1；t2為電液流量匹配液壓系統(tǒng)節(jié)流損失的流量，t2＜t1。

2種轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的能耗狀況如圖2所示，圖2中：p與p為原系統(tǒng)泵的出口壓力與輸出流量；pm與pm分別為改進(jìn)系統(tǒng)的泵的最大出口壓力與能提供的最大流量；a為原系統(tǒng)轉(zhuǎn)向過(guò)程所需功率；b為改進(jìn)系統(tǒng)轉(zhuǎn)向所需功率。

(a) 原系統(tǒng)能耗分布；(b) 改進(jìn)后系統(tǒng)能耗分布

式中：m為伺服電機(jī)的效率；p為定量液壓泵的效率。改進(jìn)后的液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中壓力損失降低，消除了ΔO與ΔU，減小了ΔT，故提高了液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的能量效率。

2 流量匹配轉(zhuǎn)向控制策略

2.1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的控制策略

本文提出的開(kāi)式電液流量匹配轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，在考慮液壓系統(tǒng)泄漏的基礎(chǔ)上，采用伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)定排量液壓泵的方式為液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)提供轉(zhuǎn)向所需流量。保持原轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的方向盤(pán)與轉(zhuǎn)向器的連接方式不變，由于液壓泵流向轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的流量等于轉(zhuǎn)向器排量與方向盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)速率的乘積，故可通過(guò)對(duì)方向盤(pán)的角速度與電機(jī)轉(zhuǎn)速進(jìn)行關(guān)聯(lián)，從而實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向液壓缸轉(zhuǎn)向流量與轉(zhuǎn)向泵供給流量的匹配。進(jìn)而通過(guò)控制伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)器，使電機(jī)轉(zhuǎn)速與方向盤(pán)角速度具有一定的正比關(guān)系。在轉(zhuǎn)向過(guò)程中達(dá)到以下目的：當(dāng)方向盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)較快時(shí)，伺服電機(jī)轉(zhuǎn)速較高；當(dāng)方向盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)較慢時(shí)，電機(jī)轉(zhuǎn)速較低；當(dāng)方向盤(pán)停止轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，電機(jī)也停止轉(zhuǎn)動(dòng)。另外，通過(guò)電磁閥將該控制系統(tǒng)與現(xiàn)有轉(zhuǎn)向負(fù)荷傳感系統(tǒng)并聯(lián)，構(gòu)成冗余型電液流量匹配轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，一旦轉(zhuǎn)向過(guò)程中電液流量匹配系統(tǒng)出現(xiàn)故障，裝載機(jī)自動(dòng)切換到原系統(tǒng)繼續(xù)工作，提高了轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的可靠性。

圖3所示為本實(shí)驗(yàn)研究中整機(jī)控制系統(tǒng)圖。采用陀螺儀對(duì)方向盤(pán)的角速度進(jìn)行采集，通過(guò)dSPACE對(duì)該信號(hào)進(jìn)行處理，得到控制信號(hào)U1，最終將該信號(hào)輸入伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)器中，進(jìn)而通過(guò)伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)器的控制信號(hào)V控制伺服電機(jī)的轉(zhuǎn)速。由dSPACE控制的電磁換向閥可實(shí)現(xiàn)2個(gè)系統(tǒng)的緊急切換。

為方向盤(pán)角速度；θ為方向盤(pán)轉(zhuǎn)過(guò)的角度；pi為轉(zhuǎn)向壓力；Qi為轉(zhuǎn)向器輸出的流量；ppump為泵口壓力；Qpump為泵口流量；V為電機(jī)控制電壓信號(hào)；U1為控制信號(hào)；U2為回路切換信號(hào)；Pi為原系統(tǒng)控制信號(hào)。

2.2 電機(jī)的控制方法

采用的伺服電機(jī)為永磁同步電機(jī)(PMSM)，該電機(jī)本身具有功率效率高、響應(yīng)速度快、可調(diào)性高和可靠性高等特點(diǎn)[24]。本文通過(guò)調(diào)節(jié)伺服電機(jī)的轉(zhuǎn)速來(lái)實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)流量匹配的目的。

永磁同步電機(jī)矢量控制控制系統(tǒng)的電流d的控制方法主要有：

1)d=0控制，即磁場(chǎng)定向控制。該控制方法簡(jiǎn)單，計(jì)算工作量小，沒(méi)有直軸電樞反應(yīng)的電機(jī)去磁問(wèn)題，使用較廣。

2) 力矩電流比最大控制。該方法是在電機(jī)輸出給定力矩的條件下，使電機(jī)定子電流最小的控制方法。

3) 功率因數(shù)等于1的控制，是一種控制電機(jī)電樞電流的交、直軸分量，保持電機(jī)功率因數(shù)恒為1的控制方法。

4) 恒磁鏈控制?？刂齐姍C(jī)定子電流，使電機(jī)全磁鏈和轉(zhuǎn)子永磁體產(chǎn)生的與定子交鏈的磁鏈相等。

由于d=0的控制方法比較簡(jiǎn)單，電磁力矩和電樞電流呈線性關(guān)系，無(wú)直軸電樞反應(yīng)，無(wú)去磁效應(yīng)，電機(jī)所有電流均用來(lái)產(chǎn)生電磁力矩，電流控制效率高。故本文采用該方法控制伺服電機(jī)轉(zhuǎn)速。

電機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩平衡方程為

式中：e為電機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩；L為負(fù)載轉(zhuǎn)矩；m為電機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；m為電機(jī)角速度；m電機(jī)的黏滯摩擦 因數(shù)。

電機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩為

式中：n為電機(jī)極對(duì)數(shù)；f為轉(zhuǎn)子上的磁勢(shì)；q為電機(jī)交軸電流。

在伺服電機(jī)旋轉(zhuǎn)磁場(chǎng)?中令d=0，則伺服電機(jī)解耦狀態(tài)方程為

式中：q為電機(jī)電壓；為每相繞組電阻；為電機(jī)定子電感；L為電機(jī)負(fù)載轉(zhuǎn)矩。

伺服電機(jī)的控制包括電流環(huán)以及速度環(huán)，速度環(huán)可等效成1個(gè)一階慣性環(huán)節(jié)，將式(10)進(jìn)行拉氏變換，可得到伺服電機(jī)速度控制的動(dòng)態(tài)框圖，如圖4所示。圖4中：ref為參考角速度；i為比例環(huán)節(jié)增益；c=3/2nf為電機(jī)轉(zhuǎn)矩系數(shù)；w為速度反饋增益；i為積分環(huán)節(jié)系數(shù)；q為電機(jī)交軸電壓；為復(fù)變量。

由圖4可以看出：可通過(guò)調(diào)節(jié)i來(lái)提高電機(jī)的響應(yīng)速度，通過(guò)調(diào)節(jié)q改變電機(jī)轉(zhuǎn)速。

伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)定量液壓泵的階躍響應(yīng)試驗(yàn)曲線如圖5所示。

圖4 伺服電機(jī)速度控制的動(dòng)態(tài)框圖

1—控制信號(hào)；2—電機(jī)轉(zhuǎn)速。

由圖5可以看出：伺服電機(jī)與定量液壓泵在較短時(shí)間內(nèi)能達(dá)到設(shè)定轉(zhuǎn)速并運(yùn)行平穩(wěn)，并且該響應(yīng)曲線上升和調(diào)整時(shí)間短，超調(diào)量低。

3 聯(lián)合仿真研究

3.1 聯(lián)合仿真模型

基于對(duì)負(fù)荷傳感轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在多學(xué)科仿真軟件SimulationX中聯(lián)合仿真模型準(zhǔn)確性的驗(yàn)證[19]，在保持原有轉(zhuǎn)向系統(tǒng)聯(lián)合仿真模型的基礎(chǔ)上，將電液流量匹配轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)疊加到原聯(lián)合仿真模型的液壓部分。采用新的聯(lián)合仿真模型在原地轉(zhuǎn)向工況下對(duì)新系統(tǒng)中泵的能量消耗及系統(tǒng)各腔室壓力變化情況進(jìn)行試驗(yàn)研究。電液流量匹配轉(zhuǎn)向原理與負(fù)荷傳感轉(zhuǎn)向原理向疊加的全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)聯(lián)合仿真模型如圖6所示。

圖6 全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)聯(lián)合仿真模型

3.2 聯(lián)合仿真研究

由于正弦曲線的斜率在初始階段由0變?yōu)樽畲笾?，之后逐漸減小，這一特征符合轉(zhuǎn)向初始階段方向盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)速率在階躍變化后逐漸降低的特點(diǎn)，還可通過(guò)調(diào)節(jié)正弦曲線的周期來(lái)改變轉(zhuǎn)向過(guò)程的速度。因此，可利用正弦信號(hào)近似地模擬方向盤(pán)的轉(zhuǎn)向動(dòng)作信號(hào)，對(duì)正弦曲線形式的方向盤(pán)轉(zhuǎn)角微分可得電機(jī)控制信號(hào)。在轉(zhuǎn)向過(guò)程中，電機(jī)的轉(zhuǎn)動(dòng)速度隨著方向盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)速率的降低而逐漸降低，最終降為零。圖7所示為電液流量匹配轉(zhuǎn)向系統(tǒng)原地轉(zhuǎn)向仿真結(jié)果。

由圖7可知：當(dāng)高速轉(zhuǎn)動(dòng)方向盤(pán)時(shí)，在初始階段系統(tǒng)中液壓泵出口與左、右轉(zhuǎn)向液壓缸無(wú)桿腔處的壓力均大于低速轉(zhuǎn)動(dòng)方向盤(pán)工況時(shí)的壓力。這是由于在高速工況下，電機(jī)轉(zhuǎn)速在相對(duì)較短的時(shí)間內(nèi)達(dá)到最大轉(zhuǎn)速，導(dǎo)致液壓系統(tǒng)壓力快速上升，高速轉(zhuǎn)向較低速轉(zhuǎn)向壓力波動(dòng)明顯；在偏載工況下，由于轉(zhuǎn)向系統(tǒng)負(fù)載分布不平衡，液壓泵出口壓力比正載工況的大，且液壓泵口及各轉(zhuǎn)向液壓缸腔室壓力波動(dòng)比正載工況的大。

通過(guò)對(duì)聯(lián)合仿真模型中電液流量匹配系統(tǒng)在各轉(zhuǎn)向工況下泵所消耗能量進(jìn)行分析，可明確本文提出的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的節(jié)能情況以及該系統(tǒng)的可行性。

4 試驗(yàn)研究

4.1 試驗(yàn)測(cè)試系統(tǒng)

為對(duì)本文所提出的冗余型電液流量匹配轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的控制方式進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證，需首先對(duì)該控制系統(tǒng)中的各種元件參數(shù)進(jìn)行選取，然后使元件之間的動(dòng)力參數(shù)合理匹配。將電控部分與液壓系統(tǒng)中元件的參數(shù)確定之后，繼而開(kāi)展對(duì)文中所提出的控制策略的可行性 驗(yàn)證。

本控制系統(tǒng)中伺服電機(jī)的選型需考慮其響應(yīng)時(shí)間特性、額定功率、最高轉(zhuǎn)速及驅(qū)動(dòng)器調(diào)試的復(fù)雜度。在試驗(yàn)開(kāi)展之前，需對(duì)伺服電機(jī)在各種模式下進(jìn)行調(diào)試。由于轉(zhuǎn)向工況復(fù)雜多變，本文選取功率為2.2 kW的伺服電機(jī)及相應(yīng)的驅(qū)動(dòng)器，選取排量為6 mL/r的 泵/馬達(dá)。

組建電液流量匹配轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的液壓回路，根據(jù)液壓系統(tǒng)最大流量、最高工作壓力及通徑，選用油研系列通徑為10的電磁換向閥和溢流閥。

(a) 低速空載；(b) 高速空載；(c) 中速正載；(d) 中速偏載

組建電液流量匹配轉(zhuǎn)向系統(tǒng)液壓回路的數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)，對(duì)方向盤(pán)加裝陀螺儀，對(duì)左側(cè)轉(zhuǎn)向液壓缸加裝拉線式位移傳感器，將壓力傳感器加裝在輔助定量泵出口及轉(zhuǎn)向液壓缸無(wú)桿腔。

組建數(shù)據(jù)處理系統(tǒng)和控制系統(tǒng)，采用由德國(guó)dSPACE公司生產(chǎn)的硬件在回路計(jì)算機(jī)控制程序ds1103進(jìn)行數(shù)據(jù)的處理及系統(tǒng)的控制。根據(jù)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)控制策略，對(duì)數(shù)據(jù)采集方式及控制系統(tǒng)進(jìn)行Simulink仿真建模，將建立的仿真模型導(dǎo)入ControlDesk中的ds1103程序，通過(guò)該程序?qū)SPACE采集的PCB板、位移傳感器和陀螺儀等信號(hào)進(jìn)行處理分析，然后將控制信號(hào)輸入伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)器中，通過(guò)控制伺服電機(jī)轉(zhuǎn)速，達(dá)到改變供給流量的目的，實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向所需流量與液壓泵提供流量合理匹配。所搭建試驗(yàn)臺(tái)照片及試驗(yàn)轉(zhuǎn)向過(guò)程如圖8所示。

4.2 試驗(yàn)結(jié)果分析

保持與仿真模型中原地4種轉(zhuǎn)向工況控制條件相同，對(duì)電液流量匹配轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行試驗(yàn)測(cè)試。

圖9所示為電液流量匹配轉(zhuǎn)向系統(tǒng)試驗(yàn)結(jié)果。

(a) 儀器安裝；(b) 轉(zhuǎn)向過(guò)程；(c) 系統(tǒng)搭建；(d) 數(shù)據(jù)采集

1—線位移傳感器；2—壓力傳感器；3—定量泵；2—壓力傳感器；5—伺服電機(jī)；6—閥塊；7—換向閥；8—陀螺儀；9—直流電源；10—PCB板；11—PC；12—dSPACE；

13—電機(jī)驅(qū)動(dòng)器；14—轉(zhuǎn)向回路切換閥。

圖8 裝載機(jī)液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)試驗(yàn)臺(tái)

Fig. 8 Prototype in steering experiment system of wheel loader

(a) 低速空載；(c) 高速空載；(c) 正載中速；(d) 偏載中速

由圖9可知：在轉(zhuǎn)向過(guò)程中，液壓泵出口壓力與左側(cè)轉(zhuǎn)向液壓缸無(wú)桿腔壓力有良好的隨動(dòng)特性；當(dāng)高速轉(zhuǎn)向時(shí)，由于方向盤(pán)轉(zhuǎn)速較快，故電機(jī)轉(zhuǎn)速變化加快，從而高速轉(zhuǎn)向過(guò)程中的液壓泵出口壓力與左側(cè)轉(zhuǎn)向液壓缸無(wú)桿腔壓力較低速轉(zhuǎn)向過(guò)程中的波動(dòng)幅度明顯；當(dāng)偏載轉(zhuǎn)向時(shí)，裝載機(jī)左右輪胎與地面的摩擦阻力不同，故偏載轉(zhuǎn)向中的液壓泵出口壓力與左側(cè)轉(zhuǎn)向液壓缸無(wú)桿腔壓力較正載轉(zhuǎn)向中的波動(dòng)幅度明顯。

以低速空載工況為例，對(duì)其仿真及試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行分析。在轉(zhuǎn)向初始階段，由于試驗(yàn)過(guò)程中的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)置了1 MPa的背壓，故轉(zhuǎn)向過(guò)程迅速與平穩(wěn)，沒(méi)有發(fā)生仿真初始階段液壓泵出口壓力與左側(cè)轉(zhuǎn)向液壓缸無(wú)桿腔壓力波動(dòng)幅度較大的現(xiàn)象；在轉(zhuǎn)向過(guò)程中，試驗(yàn)中液壓泵出口壓力維持在3 MPa，并且該壓力與左側(cè)轉(zhuǎn)向液壓缸無(wú)桿腔壓力的差值比仿真的小，在試驗(yàn)過(guò)程中，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)采集的方向盤(pán)轉(zhuǎn)速為實(shí)際轉(zhuǎn)向信號(hào)，而仿真中的正弦轉(zhuǎn)向信號(hào)的微分余弦信號(hào)為方向盤(pán)的轉(zhuǎn)速信號(hào)，電機(jī)轉(zhuǎn)速與方向盤(pán)轉(zhuǎn)速信號(hào)成比例，在仿真過(guò)程初始階段，伺服電機(jī)以最大轉(zhuǎn)速開(kāi)始轉(zhuǎn)向，故在仿真過(guò)程開(kāi)始時(shí)，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的轉(zhuǎn)向壓力較大；轉(zhuǎn)向完成后，試驗(yàn)過(guò)程與仿真過(guò)程的方向盤(pán)轉(zhuǎn)速為0 rad/s，故電機(jī)轉(zhuǎn)速也為0 rad/s，從而泵停止為轉(zhuǎn)向液壓缸提供流量。

試驗(yàn)過(guò)程中伺服電機(jī)的輸出功率如圖10所示。

1—中速偏載；2—中速正載；3—高速空載；4—低速空載。

由圖10可看出：偏載中速峰值功率最高，低速空載轉(zhuǎn)向功率最平穩(wěn)。

圖11所示為改進(jìn)后的電液流量匹配轉(zhuǎn)向系統(tǒng)與原有的負(fù)荷傳感轉(zhuǎn)向系統(tǒng)試驗(yàn)曲線對(duì)比圖。

(a) 改進(jìn)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)；(b) 原有轉(zhuǎn)向系統(tǒng)

對(duì)比圖11(a)與11(b)可知：在改進(jìn)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的整個(gè)轉(zhuǎn)向過(guò)程中，壓力波動(dòng)明顯減小，這是由于伺服電機(jī)的轉(zhuǎn)速與裝載機(jī)方向盤(pán)的轉(zhuǎn)速相匹配，從而使液壓泵提供的流量與轉(zhuǎn)向所需流量相匹配，降低了轉(zhuǎn)向過(guò)程中的壓力沖擊和壓力波動(dòng)，使轉(zhuǎn)向過(guò)程更加平穩(wěn)。

裝載機(jī)為轉(zhuǎn)向系統(tǒng)提供的轉(zhuǎn)向能量可由下式 求得：

式中：P為轉(zhuǎn)向系統(tǒng)液壓泵的輸出功率。

轉(zhuǎn)向系統(tǒng)完成轉(zhuǎn)向過(guò)程轉(zhuǎn)向液壓缸所需能量可由下式求得：

式中：w為轉(zhuǎn)向液壓缸轉(zhuǎn)向過(guò)程消耗的功率；Ai和Ai分別為左、右2個(gè)液壓缸無(wú)桿腔壓力和面積；Bi和Bi分別為左、右2個(gè)液壓缸為有桿腔的壓力和面積；v為左、右液壓缸的活塞運(yùn)動(dòng)速度。

經(jīng)計(jì)算，電液流量匹配系統(tǒng)相對(duì)負(fù)荷傳感系統(tǒng)，低速空載原地轉(zhuǎn)向工況使轉(zhuǎn)向液壓泵消耗能量降低18%，高速空載為15%，中速正載為19%，中速偏載為13%。電液流量匹配轉(zhuǎn)向系統(tǒng)平均降低了轉(zhuǎn)向過(guò)程中泵輸出能耗約16%，這主要是因?yàn)楦倪M(jìn)后的系統(tǒng)避免了原系統(tǒng)存在的高壓溢流狀況，消除了原系統(tǒng)的中位卸荷損失與待機(jī)能耗，減少了轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的低壓節(jié)流損失。

4.3 冗余轉(zhuǎn)向試驗(yàn)過(guò)程

在轉(zhuǎn)向過(guò)程中，若電液流量匹配系統(tǒng)發(fā)生故障，該轉(zhuǎn)向系統(tǒng)將使原轉(zhuǎn)向系統(tǒng)開(kāi)始工作并將液壓轉(zhuǎn)向回路自動(dòng)切換到原系統(tǒng)液壓回路中完成轉(zhuǎn)向。試驗(yàn)中通過(guò)控制伺服電機(jī)的轉(zhuǎn)速突然降為0 rad/s來(lái)模擬轉(zhuǎn)向系統(tǒng)發(fā)生故障的工況，當(dāng)dSPACE采集到電機(jī)轉(zhuǎn)速變?yōu)? rad/s后，使原有轉(zhuǎn)向系統(tǒng)開(kāi)始工作并控制電磁換向閥實(shí)現(xiàn)2個(gè)系統(tǒng)的切換。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)切換過(guò)程試驗(yàn)曲線如圖12所示。

1—左側(cè)轉(zhuǎn)向液壓缸位移；2—液壓泵出口壓力；3—左側(cè)轉(zhuǎn)向液壓缸無(wú)桿腔壓力；4—右側(cè)轉(zhuǎn)向液壓缸無(wú)桿腔壓力；5—主泵出口壓力；6—電機(jī)轉(zhuǎn)速。

由圖12可看出：電機(jī)在4.8 s時(shí)轉(zhuǎn)速降為0 rad/s，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)自動(dòng)到負(fù)荷傳感液壓系統(tǒng)，轉(zhuǎn)換過(guò)程液壓泵與轉(zhuǎn)向液壓缸發(fā)生較小的壓力波動(dòng)，由液壓缸位移曲線可知整個(gè)切換過(guò)程平穩(wěn)，無(wú)停頓現(xiàn)象，故該液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)提高了轉(zhuǎn)向過(guò)程的可靠性。

5 結(jié)論

1)采用電液流量匹配轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，較傳統(tǒng)負(fù)荷傳感轉(zhuǎn)向，可明顯降低轉(zhuǎn)向過(guò)程的壓力波動(dòng)，由4 MPa降為1 MPa，使轉(zhuǎn)向過(guò)程更加平穩(wěn)。

2)采用電液流量匹配轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，液壓泵與轉(zhuǎn)向液壓缸之間的壓力差由原來(lái)的1.2 MPa下降到0.6 MPa，減少了轉(zhuǎn)向過(guò)程的節(jié)流損失，并消除了溢流損失和非轉(zhuǎn)向過(guò)程的待機(jī)能耗，降低轉(zhuǎn)向系統(tǒng)總的能耗16%。

3)采用疊加于負(fù)荷傳感轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的冗余型電液流量匹配轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，可在電液流量匹配轉(zhuǎn)向系統(tǒng)發(fā)生故障時(shí)，使轉(zhuǎn)向系統(tǒng)自動(dòng)切換到原有轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，切換過(guò)程平穩(wěn)無(wú)停頓，提高了轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的安全性。

[1] HEYBROEK K, HABIBI S, SINGH G. Derivation of design requirements of optimization of a high performance hydrostatic actuation system[J]. International Journal of Fluid Power, 2000, 1(2): 11?27.

[2] HEYBROEK K, PALMBERG J O, LARSSON J. Open circuit solution for pump controlled actuators[C]// Proceeding of the 4th Ph.D Symposium. Sarasota, Florida, USA: Ph.D, 2006: 27?40.

[3] CETINKUNT S, PINSOPON U, CHEN C, et al．Positive flow control of closed-center electro-hydraulic implement-by-wire systems for mobile equipment applications[J]. Mechatronics, 2004, 14(4): 403?420.

[4] KEMMETMULLER W, MULLER S, KUGI A. Mathematical modeling and nonlinear controller design for a novel electrohydraulic power-steering system[J]. IEEE/ASME Transactions on Mechatronics, 2007, 12(1): 85?97.

[5] AMICO D A, KRUS P. Modeling, simulation, and experimental investigation of an electrohydraulic closed-center power steering system[J]. IEEE/ASME Transactions on Mechatronics, 2015, 20(5): 2452?2462.

[6] AMICO D A. Pressure control in hydraulic power steering systems: division of fluid and mechatronic systems[D]. Sweden: Link?ping University. Department of Management and Engineering, 2013: 14?22.

[7] IVANTYSYNOVA M, DAHER N A. Pump controlled steer-by- wire system[R]. Alberta: SAE Technical Paper, 2013: 1?10.

[8] IVANTYSYNOVA M, DAHER N A. Energy analysis of an original steering technology that saves fuel and boosts efficiency[J]. Energy Conversion & Management, 2014, 86(10): 1059?1068.

[9] IVANTYSYNOVA M, DAHER N A. New steering concept for wheel loaders[C]// 9th International Fluid Power Conference. Germany, Aachen: IFK, 2014: 112?117.

[10] IVANTYSYNOVA M, DAHER N A. A virtual yaw rate sensor for articulated vehicles featuring novel electro-hydraulic steer- by-wire technology[J]. Control Engineering Practice, 2014, 30(9): 45?54.

[11] IVANTYSYNOVA M, DAHER N A, WANG C. Novel energy- saving steer-by-wire system for articulated steering vehicles: a compact wheel loader case study[C]// Scandinavian International Conference on Fluid Power. Sweden, Link?ping: SICFP, 2013: 541?552.

[12] 張潘, 王國(guó)志, 鄧斌, 等.裝載機(jī)轉(zhuǎn)向負(fù)荷敏感型變量泵的動(dòng)態(tài)仿真[J]. 建筑機(jī)械, 2006(1): 70?72.ZHANG Pan, WANG Guozhi, DENG Bin, et al. Dynamic simulation of variable displacement pump used in loader turning system[J]. Construction Machinery, 2006(1): 70?72.

[13] 徐杰, 陳利東, 田晉躍.負(fù)荷傳感液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)仿真及試驗(yàn)[J]. 液壓與氣動(dòng), 2014(6): 83?91. XU Jie, CHEN Lidong, TIAN Jinyue. Simulation and test of hydralic steering system with load-sensing[J]. Chinese Hydraulics & Pneumatics, 2014(6): 83?91.

[14] 胡靜波, 王同建, 羅士軍, 等. 裝載機(jī)線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模糊控制算法[J]. 吉林大學(xué)學(xué)報(bào)(工程科學(xué)版), 2008, 38(1): 21?26. HU Jingbo, WANG Tongjian, LUO Shijun, et al. Fuzzy control algorithm for wheel loader steering by wire system[J]. Journal of Jilin University(Engineering and Technology Edition), 2008, 38(1): 21?26.

[15] 譚兆鈞, 韓嘉驊, 姚進(jìn).混合動(dòng)力裝載機(jī)變頻泵控轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)的魯棒控制器設(shè)計(jì)[J].四川大學(xué)學(xué)報(bào)(工程科學(xué)版), 2013, 45(S1): 177?182. TAN Zhaojun, HAN Jiahua, YAO Jin. Robust controller design for variable frequency pump-control steering hydraulic system of hybrid wheel loader[J]. Journal of Sichuan University (Engineering Science Edition), 2013, 45(S1): 177?182.

[16] 王同建, 陳晉市, 趙鋒, 等. 全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)機(jī)液聯(lián)合仿真及試驗(yàn)[J]. 吉林大學(xué)學(xué)報(bào)(工程科學(xué)版), 2013, 43(3): 607?612. WANG Tongjian, CHEN Jinshi, ZHAN Feng, et al. Mechanical-hydraulic co-simulation and experiment of full hydraulic steering systems[J]. Journal of Jilin University (Engineering and Technology Edition), 2013, 43(3): 607?612.

[17] 王同建, 張子達(dá), 劉昕暉, 等. 全液壓轉(zhuǎn)向器數(shù)學(xué)模型的建立與仿真[J]. 機(jī)床與液壓, 2005(8): 119?122.WANG Tongjian, ZHANG Zida, LIU Xinhui, et al. Mathematics model and simulation of hydraulic redirector[J]. Machine Tool & Hydraulics, 2005(8): 119?122.

[18] 樊文建, 楊敬, 權(quán)龍.鉸接式裝載機(jī)轉(zhuǎn)向特性的分析與試驗(yàn)研究[J]. 液壓與氣動(dòng), 2014(9): 43?47. FAN Wenjian, YANG Jing, QUAN Long. Analysis and experimental research on steering characteristics of articulated loader[J]. Chinese Hydraulics & Pneumatics, 2014(9): 43?47.

[19] 閆旭冬, 權(quán)龍, 楊敬. 電液流量匹配裝載機(jī)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)特性分析[J]. 農(nóng)業(yè)工程學(xué)報(bào), 2015, 31(18): 71?78. YAN Xudong, QUAN Long, YANG Jing. Analysis on steering characteristics of wheel loader based on electric-hydraulic flow matching principle[J]. Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering(Transactions of the CSAE), 2015, 31(18): 71?78.

[20] 閆旭冬, 權(quán)龍, 楊敬. 裝載機(jī)流量匹配轉(zhuǎn)向系統(tǒng)特性分析[J]. 液壓與氣動(dòng), 2016(4): 21?24. YAN Xudong, QUAN Long, YANG Jing. Analysis on steering characteristics of wheel loader based on flow matching principle[J]. Chinese Hydraulics & Pneumatics, 2016(4): 21?24.

[21] 王振寶, 秦四成. 基于典型工況液力變矩器匹配性能的優(yōu)化[J]. 中南大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版), 2017, 48(2): 331?336.WANG Zhenbao, QIN Sicheng. Optimization of matching on torque converter with engine based on typical operating condition[J]. Journal of Central South University(Science and Technology), 2017, 48(2): 331?336.

[22] 蒲顯坤, 孔鵬. 新型直驅(qū)式液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的研究[J]. 機(jī)械, 2013, 40(10): 19?21, 49. PU Xiankun, KONG Peng. A new design of direct drive of hydraulic steering system[J]. Machinery, 2013, 40(10): 19?21, 49.

[23] 蒲顯坤, 陳益, 韓嘉驊. 裝載機(jī)線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)與分析[J]. 液壓與氣動(dòng), 2015(1): 26?31. PU Xiankun, CHEN Yi, HAN Jiahua. Design and analysis of steer-by-wire system[J]. Chinese Hydraulics & Pneumatics, 2015(1): 26?31.

[24] 陳容.永磁同步電機(jī)控制系統(tǒng)[M]. 北京: 中國(guó)水利水電出版社, 2009: 39?50. CHEN Rong. The control system of permanent magnet synchronous motor[M]. Beijing: China Water Power Press, 2009: 39?50.

(編輯 劉錦偉)

Electro-hydraulic hybrid flow matching steering system of wheel loader

WANG Xiangyu, QUAN Long, YANG Jing, ZHANG Xiaogang, CHENG Hang, ZHAO Bin

(Key Laboratory of Advanced Transducers and Intelligent Control System of Ministry of Education and Shanxi Province, Taiyuan University of Technology, Taiyuan 030024, China)

In order to improve the energy efficiency of the traditional wheel loader, the electro-hydraulic flow matching steering principle was proposed to control the steering of the wheel loaders. In the steering system, and the hydraulic oil was supplied independently by the variable speed fixed displacement pump. And the steering angular velocity of the steering wheel was used to control the speed of servo motors, so that the hydraulic pump could output corresponding flow into the steering system. When there were no steering signals, the steering system did not work. Once the electro-hydraulic flow matching steering system broke down, the steering system would automatically switch to the original steering system to continue work via the magnetic valve. The co-simulation model of mechanical structure dynamic and electro hydraulic system of wheel loader was established, and the steering process of the electro-hydraulic flow matching steering system was simulated through the model. Then the test prototype was built to test the dynamic and the energy consumption characteristics of the steering system. Lastly, the characteristics of load sensing steering system and electro-hydraulic flow matching steering system were compared. The results show that by adopting the electro-hydraulic flow matching steering system, throttling losses can be reduced and overflow losses can be eliminated during the steering process, so that the energy consumption can be decreased by about 16%. Apart from that, the shock and fluctuation of pressure can also be reduced, which improves the system stability.

flow matching; hydraulic steering; steering-by-wire; wheel loader; energy consumption

10.11817/j.issn.1672-7207.2018.09.013

TH137；TH243

A

1672?7207(2018)09?2206?10

2017?09?02；

2017?10?29

國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(U1510206)；山西省面上自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(201601D011037) (Project(U1510206) supported by the National Natural Science Foundation of China; Project(201601D011037) supported by the Shanxi Natural Science Foundation of Shanxi Province)

張曉剛，博士，副教授，從事液壓控制系統(tǒng)節(jié)能理論及其應(yīng)用技術(shù)研究；E-mail: zxg4458@163.com