節(jié)流獨(dú)立控制負(fù)載敏感液壓系統(tǒng)特性及其仿真分析

張 鵬, 郭志軍

(1.黃河交通學(xué)院 汽車工程學(xué)院， 河南 焦作 454950； 2.河南科技大學(xué) 車輛與動(dòng)力工程學(xué)院， 河南 洛陽 471023)

引言

閥控系統(tǒng)具備高控制精度、可動(dòng)態(tài)調(diào)整等優(yōu)點(diǎn)。但因?yàn)楸迷磯毫εc流程都保持恒定狀態(tài)，進(jìn)行系統(tǒng)設(shè)計(jì)時(shí)需滿足最大負(fù)載工況[1-4]，當(dāng)負(fù)載較低的情況下，泵源將會(huì)輸出比負(fù)載更高的功率，導(dǎo)致節(jié)流與溢流損失明顯增加，進(jìn)出油口聯(lián)動(dòng)節(jié)流時(shí)也會(huì)導(dǎo)致系統(tǒng)能耗明顯提高[5-9]。目前，關(guān)于進(jìn)出油口聯(lián)動(dòng)節(jié)流的研究基本都是進(jìn)出口獨(dú)立控制方面的內(nèi)容。進(jìn)出口獨(dú)立控制方法是以2個(gè)或多個(gè)閥對(duì)液壓缸進(jìn)油口與出油口進(jìn)行控制，可以防止進(jìn)出油口發(fā)生聯(lián)動(dòng)節(jié)流的問題[10-11]，同時(shí)因?yàn)橄到y(tǒng)獲得了更大的控制自由度，能夠?qū)崿F(xiàn)對(duì)執(zhí)行器兩腔流量與壓力進(jìn)行調(diào)節(jié)的效果，在滿足系統(tǒng)控制性能的前提下獲得更高的系統(tǒng)能效[12]。機(jī)液負(fù)載敏感系統(tǒng)以長管道進(jìn)行壓力反饋時(shí)會(huì)引起壓力反饋滯后的情況，從而降低了系統(tǒng)的穩(wěn)定性[13]。相對(duì)于機(jī)液負(fù)載敏感系統(tǒng)，電液負(fù)載敏感系統(tǒng)依然通過壓力反饋來實(shí)現(xiàn)，以壓力傳感器代替梭閥網(wǎng)絡(luò)，得到最大壓力信號(hào)，再以電子泵取代機(jī)液負(fù)載敏感泵[14]。為確保負(fù)載敏感系統(tǒng)保持穩(wěn)定運(yùn)行狀態(tài)，ZAHE B[15]設(shè)計(jì)了一種可以對(duì)電液流量進(jìn)行匹配控制的系統(tǒng)，不需要使用壓力反饋回路，根據(jù)閥開口度計(jì)算出執(zhí)行器流量，結(jié)合電機(jī)轉(zhuǎn)速與泵排量計(jì)算出電控泵信號(hào)，之后對(duì)電控泵與伺服閥進(jìn)行調(diào)節(jié)。

為克服閥控系統(tǒng)運(yùn)行能效低的缺陷，本研究綜合使用負(fù)載敏感技術(shù)與進(jìn)出口獨(dú)立控制技術(shù)來克服閥控系統(tǒng)運(yùn)行過程中面臨的泵源與負(fù)載無法良好匹配的問題，同時(shí)調(diào)整了進(jìn)出油口的聯(lián)動(dòng)節(jié)流狀態(tài)，利用AMESim建立仿真模型并分析了節(jié)流獨(dú)立控制負(fù)載敏感系統(tǒng)的運(yùn)行過程，對(duì)控制策略的有效性與運(yùn)行特性進(jìn)行了驗(yàn)證。

1 節(jié)流獨(dú)立控制負(fù)載敏感系統(tǒng)

1.1 系統(tǒng)原理

圖1顯示了節(jié)流獨(dú)立控制負(fù)載敏感系統(tǒng)原理。該系統(tǒng)各組成部分包括進(jìn)出口獨(dú)立控制子系統(tǒng)與泵控子系統(tǒng)。進(jìn)出口獨(dú)立控制子系統(tǒng)由伺服閥、位置傳感器、液壓缸、壓力傳感器構(gòu)成；泵控子系統(tǒng)由定量泵、伺服電機(jī)、壓力傳感器構(gòu)成。根據(jù)各部分功能差異性，進(jìn)出口獨(dú)立控制子系統(tǒng)對(duì)伺服閥進(jìn)行閥芯位移調(diào)整，達(dá)到共同控制液壓缸位置壓力的效果，從而獲得更低系統(tǒng)能耗并提升系統(tǒng)穩(wěn)定性；利用泵控子系統(tǒng)調(diào)整泵轉(zhuǎn)速，使系統(tǒng)獲得所需流量與壓力。

1.伺服電機(jī) 2.定量泵 3.伺服閥 4.控制器 5.液壓缸 6.壓力傳感器 7.位置傳感器圖1 節(jié)流獨(dú)立控制負(fù)載敏感系統(tǒng)原理

1.2 數(shù)學(xué)模型

在負(fù)載敏感系統(tǒng)中設(shè)置伺服閥來達(dá)到解耦進(jìn)出節(jié)流口的效果。假定伺服閥相對(duì)于液壓缸的工作頻率更高，可以對(duì)伺服閥進(jìn)行動(dòng)態(tài)簡化處理形成以下比例環(huán)節(jié)[16]:

xi=kiui(i=1,2)

(1)

式中，xi—— 伺服閥閥芯位移

ui—— 伺服閥輸入信號(hào)

ki—— 伺服閥增益系數(shù)

定義以下函數(shù)表達(dá)式：

(2)

(3)

式中，Cd1,Cd2—— 伺服閥1，2的流量系數(shù)

ω1，ω2—— 伺服閥1，2的面積梯度

α1,α2—— 伺服閥1,2的阻尼系數(shù)

ρ—— 液壓油密度

q1,q2—— 伺服閥1,2的閥口流量

ps—— 泵輸出壓力

pr—— 泵回油壓力

p1,p2—— 伺服閥1,2的控制壓力

1.3 特性分析

不考慮電機(jī)與液壓泵效率對(duì)負(fù)載敏感系統(tǒng)產(chǎn)生的影響，只對(duì)液壓系統(tǒng)效率進(jìn)行分析，阻抗工況系統(tǒng)的能效表達(dá)式：

(4)

式中，η—— 阻抗系統(tǒng)能效

FL—— 負(fù)載力

v—— 液壓缸活塞速度

qs—— 泵輸出流量

pL—— 伺服電機(jī)進(jìn)油口負(fù)載壓力

pd—— 伺服電機(jī)進(jìn)油口實(shí)際壓力

Δpd—— 伺服電機(jī)進(jìn)油口壓差

根據(jù)執(zhí)行器需求調(diào)整泵源輸出，當(dāng)確定負(fù)載力和系統(tǒng)速度時(shí)，系統(tǒng)能效受到進(jìn)油口壓差與泵輸出流量的影響，隨著壓差與泵輸出流量的減小，系統(tǒng)獲得了更高的能效。

超越工況系統(tǒng)能效表達(dá)式：

(5)

此時(shí)泵輸出流量受到執(zhí)行器需求的影響，當(dāng)確定負(fù)載力和系統(tǒng)速度條件時(shí)，系統(tǒng)能效取決于進(jìn)油腔壓力，當(dāng)進(jìn)油腔壓力越小時(shí)，系統(tǒng)的能效越大。

2 系統(tǒng)仿真分析

2.1 仿真模型

結(jié)合節(jié)流獨(dú)立控制負(fù)載敏感系統(tǒng)的工作原理，在AMESim上通過機(jī)械庫、信號(hào)庫與液壓庫建立仿真分析模型，在Simulink中完成各項(xiàng)控制策略，得到圖2的仿真模型。本次建立的仿真模型包含了3輸入與3輸出，其中，輸入由2個(gè)伺服閥與伺服電機(jī)控制信號(hào)組成，輸出由液壓缸兩腔、泵源壓力與活塞位移的信號(hào)組成。表1給出了節(jié)流獨(dú)立控制負(fù)載敏感系統(tǒng)仿真模型的元件參數(shù)。

2.2 阻抗工況仿真分析

將位置指令設(shè)置成0.05 s時(shí)刻對(duì)應(yīng)的初始位置的斜坡信號(hào)，同時(shí)設(shè)定壓差指令2 MPa。時(shí)間到達(dá)2 s時(shí)添加1000 N階躍干擾力，達(dá)到阻礙活塞運(yùn)動(dòng)的效果。圖3為阻抗工況下節(jié)流獨(dú)立控制負(fù)載敏感系統(tǒng)壓力變化曲線。

對(duì)圖3進(jìn)行分析可知，0～0.4 s，負(fù)載敏感系統(tǒng)未受到外力對(duì)活塞的阻礙作用，系統(tǒng)的右腔保持1 MPa的穩(wěn)定壓力狀態(tài)，此時(shí)泵輸出約3.5 MPa的穩(wěn)定壓力。

圖2 節(jié)流獨(dú)立控制負(fù)載敏感系統(tǒng)仿真模型

表1 仿真參數(shù)

左腔達(dá)到了比右腔略大的壓力， 這是由于即使沒有外力作用，活塞在運(yùn)動(dòng)階段依然需克服黏性與滑動(dòng)摩擦力作用； 0.4～1 s，施加1000 N外力來達(dá)到阻礙活塞運(yùn)動(dòng)的效果，右腔壓力經(jīng)過短暫波動(dòng)后依然保持1 MPa 的穩(wěn)定值，同時(shí)左腔壓力提高至3.5 MPa，泵輸出壓力提高至6 MPa，左節(jié)流口壓降一直保持在2.5 MPa，右節(jié)流口壓降一直保持在1 MPa。

圖3 節(jié)流獨(dú)立控制負(fù)載敏感系統(tǒng)壓力

實(shí)際得到的仿真結(jié)果與理論壓力分析結(jié)果一致。相對(duì)于負(fù)載敏感系統(tǒng)，進(jìn)出口獨(dú)立控制系統(tǒng)完成了進(jìn)出節(jié)流口解耦過程，在阻抗工況下，獨(dú)立控制出油腔可獲得低壓力狀態(tài)，從而減小了出油口壓力損耗程度。

2.3 復(fù)合工況仿真分析

為了對(duì)工況切換有效性進(jìn)行分析，將位置指令設(shè)定成正弦信號(hào)，對(duì)液壓缸推動(dòng)負(fù)載發(fā)生豎直升降的過程進(jìn)行模擬，其中，上方向?yàn)檎?，下方向?yàn)樨?fù)。設(shè)置壓力指令為1 MPa，壓差指令為4 MPa。隨著時(shí)間的增加，負(fù)載開始增大，重力對(duì)液壓缸的上方向運(yùn)動(dòng)發(fā)揮抑制作用，屬于阻抗伸出工況；當(dāng)負(fù)載減小后，重力對(duì)液壓缸往下運(yùn)動(dòng)具有協(xié)助作用，屬于超越縮回工況。

圖4顯示了復(fù)合工況下節(jié)流獨(dú)立控制負(fù)載敏感系統(tǒng)壓力變化曲線。0～0.2 s為阻抗伸出工況，右腔達(dá)到1 MPa的穩(wěn)定壓力，此時(shí)泵輸出壓力相對(duì)進(jìn)油腔壓力增大了4 MPa； 0.2～0.4 s，右腔壓力與泵輸出壓力都保持在1 MPa的穩(wěn)定值，系統(tǒng)由阻抗伸出轉(zhuǎn)變?yōu)槌娇s回工況；0.4～0.6 s，系統(tǒng)由超越縮回工況轉(zhuǎn)變成阻抗工況。壓力在切換階段出現(xiàn)了較大波動(dòng)， 之后迅速達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)。

圖4 節(jié)流獨(dú)立控制負(fù)載敏感系統(tǒng)壓力

2.4 系統(tǒng)能效仿真分析

比較負(fù)載敏感系統(tǒng)與節(jié)流獨(dú)立控制系統(tǒng)能效差異性，將位置指令表示成正弦信號(hào)，將壓力指令設(shè)定在1 MPa，壓差指令為2 MPa，以同樣仿真參數(shù)對(duì)兩種系統(tǒng)進(jìn)行仿真分析。圖5顯示了節(jié)流獨(dú)立控制前后負(fù)載敏感系統(tǒng)泵輸出功率。未節(jié)流獨(dú)立控制負(fù)載敏感系統(tǒng)在所有工作狀態(tài)下都比節(jié)流獨(dú)立控制下泵輸出功率更小。表明在負(fù)載敏感系統(tǒng)上添加節(jié)流獨(dú)立控制能夠有效提高電機(jī)的輸出功率，提高液壓系統(tǒng)工作效率。

圖5 泵輸出功率

3 結(jié)論

(1) 相對(duì)于負(fù)載敏感系統(tǒng)，進(jìn)出口獨(dú)立控制系統(tǒng)完成了進(jìn)出節(jié)流口解耦過程，在阻抗工況下，獨(dú)立控制出油腔可獲得低壓力狀態(tài)，從而減小了出油口壓力損耗程度；

(2) 壓力在切換階段出現(xiàn)了較大波動(dòng)，之后迅速達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)；

(3) 在負(fù)載敏感系統(tǒng)上添加節(jié)流獨(dú)立控制能夠有效提高電機(jī)的輸出功率，提高液壓系統(tǒng)工作效率。