帶流量前饋與工作腔壓力反饋的電液負(fù)載敏感系統(tǒng)節(jié)能方法

孫博林，程 敏，丁孺琦

(1.重慶大學(xué)機(jī)械傳動國家重點實驗室，重慶 400044；2.華東交通大學(xué) 載運工具與裝備教育部重點實驗室，江西 南昌 330013)

引言

工程機(jī)械可完成挖掘、鏟運、起重、樁工、路面、鑿巖等工作，廣泛應(yīng)用于建筑、水利、電力、道路、礦山、港口和國防等領(lǐng)域。工程機(jī)械高能耗和高排放一直是困擾相關(guān)制造商和用戶的難題，隨著近年來綠色環(huán)保型工程機(jī)械理念逐漸凸顯[1-3]，作為工程機(jī)械最主要的驅(qū)動與控制系統(tǒng)——液壓控制系統(tǒng)，必將面臨極大的挑戰(zhàn)。對于液壓系統(tǒng)本身來說，節(jié)能有助于降低系統(tǒng)裝機(jī)功率和發(fā)熱量，提高系統(tǒng)可靠性和工作壽命，并為工程機(jī)械的最終用戶帶來可觀經(jīng)濟(jì)效益。

工程機(jī)械液壓系統(tǒng)核心發(fā)展需求在于提高系統(tǒng)效率和操控特性[4-8]，不同于機(jī)液負(fù)載敏感系統(tǒng)，流量前饋型電液負(fù)載敏感系統(tǒng)[9]中泵的輸出流量直接依賴于手柄輸出，而與閥口開度無關(guān)，目前國內(nèi)外研究者普遍采用將控制閥口全開[10]這一方法來減少閥口壓力損失，從而提高系統(tǒng)效率。由于通過流量前饋計算的方式控制泵排量，因此在單執(zhí)行器或多執(zhí)行器復(fù)合動作時，可通過增大閥口開度來減少閥口壓力損失。然而該方法的問題在于，其僅適用于阻抗負(fù)載工況(負(fù)載與速度方向相反)，當(dāng)系統(tǒng)處于超越負(fù)載工況(負(fù)載與速度方向一致)時，容易引發(fā)錯誤動作或操作事故等問題，尤其對于起重機(jī)、叉車等需要精細(xì)作業(yè)的場合。此外，由于執(zhí)行器加速運動，泵將不能給執(zhí)行器提供足夠油液，因而導(dǎo)致出現(xiàn)負(fù)載腔氣穴和額外噪聲等問題，甚至嚴(yán)重影響液壓元件的可靠性與壽命。因此，現(xiàn)有節(jié)能方法未綜合考慮執(zhí)行器的速度控制性能，從而導(dǎo)致了系統(tǒng)不穩(wěn)定或超越工況下執(zhí)行器失速等問題，因此亟需探索能兼顧系統(tǒng)效率和操控特性的節(jié)能控制方法。

為解決該問題，本研究針對帶閥后壓力補償?shù)碾娨贺?fù)載敏感系統(tǒng)，提出了一種適用于該系統(tǒng)的工作腔壓力控制方法，以在提高系統(tǒng)效率的同時保證其在不同負(fù)載情況下執(zhí)行器的操控性能。

1 工作腔壓力控制原理

工作腔壓力控制的基本原理為控制工作腔(與進(jìn)口阻尼孔相連的容腔)的壓力為一定值(該值略高于零壓)，如圖1所示。

圖1 基于工作腔壓力反饋的單執(zhí)行器節(jié)能方法框圖Fig.1 Block diagram of single actuator energy saving method based on working chamber pressure feedback

其中，A1，A2分別為油缸無桿腔和有桿腔面積；xc為油缸位移；mc為負(fù)載質(zhì)量；kc為油缸外負(fù)載彈簧剛度；bc為油缸黏滯阻尼系數(shù)；Fe為油缸外負(fù)載力；pd為期望控制壓力；V1，V2分別為油缸無桿腔和有桿腔管路容積；p1，p2分別為油缸無桿腔和有桿腔壓力；q1，q2分別為進(jìn)入油缸無桿腔和流出有桿腔的流量；pp為系統(tǒng)壓力；Vp為電控泵排量；np為原動機(jī)轉(zhuǎn)速；θp為電控泵斜盤擺角；upu為電控泵控制信號。

與現(xiàn)有流量前饋控制方法類似，該方法根據(jù)手柄發(fā)出的指令信號控制泵的斜盤擺角，然而閥芯位置并不由手柄直接控制，而是由基于油缸工作腔壓力反饋的壓力控制器進(jìn)行調(diào)節(jié)。該方法的優(yōu)點在于通過對閥口進(jìn)行調(diào)節(jié)，避免進(jìn)油腔發(fā)生吸空現(xiàn)象，從而解決由氣穴導(dǎo)致的噪聲以及元件損壞問題。

對于單執(zhí)行器閥后壓力補償系統(tǒng)而言，閥口壓力補償閥保持全開狀態(tài)。因此，定義工作腔壓力誤差ep(t)=pd-p1(t)，該工作腔壓力控制器的功能可根據(jù)實際負(fù)載工況分為以下3個方面，如圖2所示(其中，vc為油缸執(zhí)行器速度信號，ui為手柄輸入信號)：

(1) 當(dāng)執(zhí)行器承受阻抗負(fù)載時，如圖2a所示，由于工作腔壓力較高，故壓力誤差ep(t)<0，控制器輸出信號使閥口開度增大以減少背壓腔阻尼孔壓力損失，進(jìn)而降低工作腔壓力。受負(fù)載力、油缸摩擦力以及管路壓降影響，在阻抗負(fù)載下即使將比例閥全開，仍滿足ep(t)<0，此時工作腔壓力控制器將維持閥口全開的狀態(tài)，從而降低閥口損失，達(dá)到了節(jié)能的目的；

(2) 當(dāng)執(zhí)行器承受較輕的超越負(fù)載時，如圖2b所示，即使控制閥口全開，仍滿足ep(t)<0，故此時執(zhí)行器速度仍然由入口節(jié)流閥控制。需要說明的是：由于大多數(shù)工程機(jī)械回油通道上包括細(xì)長管路、接頭、冷卻器、過濾器以及背壓單向閥，系統(tǒng)往往存在一定的背壓作用(尤其對于高背壓的起重機(jī)、挖掘機(jī)等應(yīng)用場合)，因此該工況在工程機(jī)械中是廣泛存在的；

(3) 當(dāng)執(zhí)行器承受較重的超越負(fù)載時，如圖2c所示，將控制閥口全開會影響執(zhí)行器控制特性，即滿足pd(xvm)

圖2 不同工況下工作腔壓力控制器功能示意圖Fig.2 Diagram showing function of working chamber pressure controller under different operating conditions

2 工作腔壓力串級控制器設(shè)計

分析系統(tǒng)在節(jié)能和動靜態(tài)速度控制性能方面的需求可知，工作腔壓力控制器應(yīng)具有如下特性：

(1) 當(dāng)阻抗負(fù)載轉(zhuǎn)變?yōu)槌截?fù)載時，比例閥應(yīng)迅速響應(yīng)并減小閥口開度以防止執(zhí)行器超速下降，故系統(tǒng)在該工況下應(yīng)有較快的速度響應(yīng)性能；

(2) 控制目標(biāo)壓力pd盡量低，以減少超越工況下的系統(tǒng)能耗損失；

(3) 系統(tǒng)在不同工況下(尤其是突變負(fù)載工況)具有較好的穩(wěn)定性能，執(zhí)行器振蕩盡量小。

根據(jù)上述控制要求，設(shè)計工作腔壓力串級控制器，其中控制器內(nèi)環(huán)采用執(zhí)行器速度反饋以提高系統(tǒng)抗干擾性，帶抗積分飽和補償?shù)膲毫Ψ答伩刂破髯鳛橥猸h(huán)以控制工作腔壓力。

內(nèi)環(huán)控制器目的在于提高系統(tǒng)對外干擾的抑制能力，并在阻抗工況下保證速度響應(yīng)特性且減少系統(tǒng)振蕩。相對于速度反饋補償[11]，基于壓力反饋的阻尼補償[12-13]改變了外負(fù)載對速度的傳遞函數(shù)，并有可能引發(fā)附加的振蕩現(xiàn)象，因此內(nèi)環(huán)控制器采用基于速度反饋的阻尼補償以抑制突變干擾，如圖3所示，從而內(nèi)環(huán)控制器輸出uvp為：

圖3 抗積分飽和補償?shù)墓ぷ髑粔毫刂破髟砜驁DFig.3 Block diagram of working chamber pressure controller with anti-integral saturation compensation

uvp(s)=uv(s)-Gvh(s)vc(s)

(1)

式中，uv—— 比例閥控制信號

Gvh—— 內(nèi)環(huán)控制器的傳遞函數(shù)

kvh—— 速度反饋內(nèi)環(huán)補償增益

τvh—— 速度反饋內(nèi)環(huán)時間常數(shù)

s—— 拉普拉斯算子

由于基于速度反饋的內(nèi)環(huán)控制器本身具有對執(zhí)行器速度的預(yù)測作用，故可采用比例+積分(PI)控制器對工作腔壓力進(jìn)行閉環(huán)控制，控制器輸出信號uve的表達(dá)式為：

(2)

式中，kp和ki分別為PI控制器的比例增益和積分增益。

然而，采用PI控制器的問題在于，當(dāng)系統(tǒng)長時間處于阻抗負(fù)載時，控制器積分環(huán)節(jié)將一直進(jìn)行正向積分，因此當(dāng)系統(tǒng)突然轉(zhuǎn)變?yōu)槌截?fù)載時，控制器將不能及時退出積分飽和狀態(tài)，從而比例閥響應(yīng)滯后，不能及時減小閥口開度，進(jìn)而引發(fā)執(zhí)行器超速下降甚至安全事故等現(xiàn)象，因此需設(shè)計抗飽和補償器[14]以解決積分飽和問題。對積分飽和進(jìn)行補償主要有條件積分法、反計算法[15]等。條件積分法采用非線性結(jié)構(gòu)，其缺點在于系統(tǒng)魯棒性差以及積分限制條件難以選??；而反計算法采用線性控制結(jié)構(gòu)，具有結(jié)構(gòu)簡單、魯棒性好等優(yōu)點，已經(jīng)在電機(jī)和機(jī)器人等領(lǐng)域中得到廣泛應(yīng)用，因此，本研究沿用該方法來解決積分飽和帶來的響應(yīng)特性差等問題。設(shè)計帶抗積分飽和補償?shù)耐猸h(huán)工作腔壓力控制器如圖3所示。

為防止當(dāng)負(fù)向誤差過大時出現(xiàn)比例閥進(jìn)入死區(qū)的現(xiàn)象(閥芯關(guān)閉，比例閥輸出流量為0)，對控制信號輸出設(shè)置下限閾值umin，故飽和環(huán)節(jié)輸出信號uv的表達(dá)式為：

(3)

式中，umin—— 可越過比例閥死區(qū)的控制電壓信號

us—— 抗積分飽和補償?shù)墓ぷ髑粔毫刂破鬏敵鲂盘?/p>

uvm—— 最大比例閥控制信號

采用反計算法進(jìn)行抗積分飽和補償?shù)墓ぷ髑粔毫刂破骶哂芯€性結(jié)構(gòu)，其表達(dá)式為：

(4)

式中，τa為抗積分飽和補償模塊反計算增益。

當(dāng)未發(fā)生積分飽和時，工作腔壓力控制器可簡化為前饋控制指令ui與PI控制器ep之和，其表達(dá)式為：

(5)

3 工作腔壓力控制方法試驗研究

為了驗證工作腔壓力控制方法的有效性，采用搭建的帶閥后壓力補償?shù)? t挖掘機(jī)電液負(fù)載敏感系統(tǒng)為試驗平臺[16]，研究不同負(fù)載下系統(tǒng)控制性能及效率。試驗臺采用最高轉(zhuǎn)速1500 r/min的變頻電機(jī)驅(qū)動型閉環(huán)控制電控泵(排量控制范圍0～45.6 mL/r)，并選用帶閥后壓力補償?shù)碾娨罕壤嗦烽y作為主控制閥?？刂茖ο鬄? t挖掘機(jī)機(jī)械臂的動臂、斗桿和鏟斗油缸，采用Simulink Real-time 控制系統(tǒng)對液壓系統(tǒng)進(jìn)行實時控制，系統(tǒng)采樣時間為0.5 ms，挖掘機(jī)機(jī)械臂的控制程序在MATLAB/Simulink 環(huán)境下編寫。試驗臺中安裝泵擺角、壓力、油液溫度以及油缸位移/速度傳感器以監(jiān)測系統(tǒng)狀態(tài)，并采用Butterworth低通濾波器對系統(tǒng)所采集的壓力、速度信號等進(jìn)行處理，試驗臺的參數(shù)設(shè)置如表1所示。

表1 試驗臺參數(shù)設(shè)置Tab.1 Test bench parameter settings

首先對空載工況下斗桿往復(fù)運動進(jìn)行試驗研究，斗桿經(jīng)歷“提升—保持—下降”的作業(yè)過程，得到系統(tǒng)運動特性曲線如圖4所示。從圖4中可發(fā)現(xiàn)在斗桿提升過程中，斗桿油缸均承受斗桿施加的重力阻抗負(fù)載，此時工作腔(有桿腔)壓力一直高于設(shè)定值，故系統(tǒng)比例控制閥閥口保持全開的狀態(tài)；而當(dāng)斗桿下降時，系統(tǒng)切換成超越負(fù)載，采用工作腔壓力控制方法的閥口開度迅速減小以避免執(zhí)行器超速下降，而采用直接控制方法和閥口全開方法的執(zhí)行器速度均存在較大超調(diào)。從圖4d系統(tǒng)壓力曲線可發(fā)現(xiàn)，阻抗工況下系統(tǒng)壓力可降低3.1 MPa，相比直接控制方法(能耗18.0 kJ)，工作腔壓力控制方法(能耗15.0 kJ)以及閥口全開控制方法(能耗14.1 kJ)的節(jié)能率分別是16.7%和21.7%。

圖4 斗桿執(zhí)行器空載往復(fù)運動控制特性Fig.4 Arm actuator without load reciprocating motion control characteristics

然后對帶45 kg負(fù)載的斗桿往復(fù)運動工況進(jìn)行試驗研究，試驗結(jié)果如圖5所示，可發(fā)現(xiàn)在斗桿提升全行程范圍內(nèi)，斗桿油缸均承受斗桿施加的重力阻抗負(fù)載，此時工作腔(有桿腔)壓力一直高于設(shè)定值，比例控制閥閥口保持全開以降低損失。而系統(tǒng)轉(zhuǎn)換成超越負(fù)載后，采用工作腔壓力控制方法的閥口迅速減小以避免執(zhí)行器超速下降，因此與其他兩種方法相比，采用工作腔壓力控制方法的執(zhí)行器速度較接近于期望值，從而提高了系統(tǒng)速度控制特性。圖5b顯示阻抗工況下系統(tǒng)壓力可降低2.8 MPa，直接控制方法、工作腔壓力控制方法和閥口全開控制方法能量消耗分別為14.1，11.9，10.8 kJ，因此相比直接控制方法，工作腔壓力控制方法和閥口全開控制方法可分別降低系統(tǒng)能耗15.6%和23.4%。

圖5 斗桿執(zhí)行器帶載往復(fù)運動控制特性Fig.5 Arm actuator with load reciprocating motion control characteristics

從以上試驗結(jié)果可得到如下結(jié)論：提出的壓力控制方法能降低閥口壓力損失并提高系統(tǒng)效率，盡管該方法節(jié)能率不如閥口全開控制方法，但其能保證執(zhí)行器的速度控制特性，而采用閥口全開控制方法的系統(tǒng)速度存在較大超調(diào)，且負(fù)載進(jìn)油腔發(fā)生吸空現(xiàn)象。此外，采用壓力控制方法的系統(tǒng)進(jìn)油腔壓力基本維持在0.5 MPa 左右，從而避免了進(jìn)油腔吸空現(xiàn)象以及由此引發(fā)的元件損壞或噪聲等問題。

4 結(jié)論

本研究針對帶閥后壓力補償?shù)碾娨贺?fù)載敏感系統(tǒng)提出了相應(yīng)的比例閥控制方法，以工作腔壓力反饋控制方法來調(diào)節(jié)閥口開度。該方法目標(biāo)為控制工作腔壓力為恒定值(該值略大于零壓)，保證執(zhí)行器穩(wěn)態(tài)速度由泵輸出流量決定，并相應(yīng)地研制了一種壓力串級控制器：其中內(nèi)環(huán)采用速度反饋以提高系統(tǒng)阻尼，減少負(fù)載干擾對系統(tǒng)速度的影響；外環(huán)采用帶抗積分飽和補償模塊的PI控制器以控制工作腔壓力為恒定值。試驗結(jié)果表明：通過采用工作腔壓力控制方法，比例閥閥口可基于負(fù)載壓力進(jìn)行自適應(yīng)調(diào)節(jié)，保證了速度控制特性與操作員期望性能基本一致，且可降低閥口損失約3 MPa，從而提高系統(tǒng)效率。未來將結(jié)合負(fù)載口獨立、分布式獨立等系統(tǒng)，進(jìn)一步拓展本方法在挖掘機(jī)等工程機(jī)械中的應(yīng)用。