泵閥雙源協(xié)同驅(qū)動非對稱液壓缸系統(tǒng)特性

梁 濤， 葛 磊，權(quán) 龍

(太原理工大學(xué) 新型傳感器與智能控制教育部與山西省重點試驗室，山西 太原 030024)

引言

閥控液壓系統(tǒng)具有操控性好、動態(tài)響應(yīng)快、功率密度大等優(yōu)點，是工程機械應(yīng)用最為廣泛的液壓系統(tǒng)。典型系統(tǒng)有負載敏感系統(tǒng)[1]、負流量控制系統(tǒng)等[2]、正流量控制系統(tǒng)[3-4]，不足之處是節(jié)流損失嚴重，不僅降低了系統(tǒng)能效，而且引起大量發(fā)熱。隨著全球能源危機和環(huán)境污染等問題日益凸顯，對工程機械能效提出了更高要求。為此，楊華勇等[5]對傳統(tǒng)負載敏感系統(tǒng)進行改進，設(shè)計了電液流量匹配控制系統(tǒng)，使泵口壓力自動和最高負載壓力相匹配，減小了系統(tǒng)壓力裕度。程敏等[6]針對電液負載敏感系統(tǒng)響應(yīng)性差等問題，提出一種基于流量前饋與壓力反饋復(fù)合控制的方法，減小了過流匹配造成的能量損失。權(quán)龍等[7-8]將進出口獨立控制技術(shù)應(yīng)用于液壓挖掘機，采用2個比例方向閥單獨控制液壓執(zhí)行器兩腔流量和壓力，有效降低了系統(tǒng)節(jié)流損失。劉凱磊等[9]對由5個比例閥構(gòu)成的進出口控制液壓挖掘機展開研究，節(jié)能效率提高14.47%。上述方案均采用液壓閥控制執(zhí)行器運行，不可避免地存在節(jié)流損失，節(jié)能效果有限，尤其對于多執(zhí)行器控制系統(tǒng)，執(zhí)行器載荷差異會造成更大的節(jié)流損失。

泵控液壓系統(tǒng)采用液壓泵直接控制執(zhí)行器運行，可以從根本上消除節(jié)流損失，較閥控系統(tǒng)節(jié)能達40%[10]，已經(jīng)在航空航天等領(lǐng)域得到廣泛應(yīng)用[11]。目前，許多學(xué)者對泵控技術(shù)在工程機械的應(yīng)用展開了研究。ZIMMERMAN J等[12]設(shè)計了采用2個液控單向閥和蓄能器組合平衡非對稱液壓缸不對稱流量的方案，并開發(fā)全泵控小型液壓挖掘機，與負載敏感系統(tǒng)相比，降低整機燃油消耗達40%。葛磊等[13-14]提出一種三配油窗口非對稱軸向柱塞泵原理，并用于控制挖掘機動臂和斗桿，取得了良好了節(jié)能效果。馬艷斌等[15]采用定量和變量泵結(jié)合控制單出桿液壓缸運行，并與單泵和非對稱泵控單出桿液壓缸系統(tǒng)進行了對比分析。MINAV T等[16]采用伺服電機同軸驅(qū)動雙泵分別控制非對稱液壓缸兩腔，并在液壓缸有桿腔增設(shè)低壓蓄能器，補償系統(tǒng)泄漏和泵排量誤差。張樹忠等[17]采用伺服電機驅(qū)動單泵控制非對稱液壓缸，并構(gòu)成液壓挖掘機整機方案。然而現(xiàn)有泵控系統(tǒng)的研究主要針對單個執(zhí)行器，即使用于多執(zhí)行器系統(tǒng)也是單執(zhí)行器回路的簡單疊加，嚴重增加了系統(tǒng)的總裝機功率和成本。

為了兼具閥控系統(tǒng)高功率密度、低裝機功率和泵控系統(tǒng)高能效的優(yōu)點，本研究提出一種泵閥雙源協(xié)同驅(qū)動非對稱液壓缸系統(tǒng)，構(gòu)建多學(xué)科聯(lián)合仿真模型，并設(shè)計系統(tǒng)控制策略，仿真分析系統(tǒng)的運行特性和能耗特性。

1 系統(tǒng)原理

如圖1所示為所提出泵閥雙源協(xié)同驅(qū)動非對稱液壓缸系統(tǒng)原理圖。該系統(tǒng)包括電動機、電控變量泵、溢流閥、閥控單元、泵控單元、非對稱液壓缸和超級電容等，其中泵控單元由伺服電機驅(qū)動定量泵組成。采用泵控單元控制液壓缸的運行方向和速度大小，閥控單元控制電控變量泵的輸出流量，用于補償液壓缸面積差引起的不對稱流量。當(dāng)系統(tǒng)處于能量回收階段，采用泵控單元將執(zhí)行器動勢能轉(zhuǎn)化為電能，經(jīng)雙向DC/DC變換器儲存到超級電容中，并在泵控單元驅(qū)動執(zhí)行器運行時，通過DC/DC控制超級電容釋放存儲的電能。此外，當(dāng)驅(qū)動多個執(zhí)行器同時運行時，通過泵控單元調(diào)控輕載執(zhí)行器非驅(qū)動腔壓力，使各個執(zhí)行器驅(qū)動腔壓力相等，并同時使主控閥壓差等于壓力補償器設(shè)定壓差，壓力補償器全開，從而消除載荷差異引起的壓力補償器節(jié)流損失；并且通過閥控單元提升每個泵控單元的驅(qū)動功率，由于只設(shè)置單一大功率電控變量泵作為各閥控單元動力源，因此相比現(xiàn)有泵控多執(zhí)行器系統(tǒng)，顯著降低了系統(tǒng)總裝機功率。

1.電動機 2.電控變量泵 3.溢流閥 4.單向閥 5.閥控單元6.泵控單元 7.非對稱液壓缸 8.開關(guān)閥 9.逆變器10.PWM整流器 11.雙向DC/DC變換器 12.超級電容圖1 泵閥雙源協(xié)同驅(qū)動非對稱液壓缸系統(tǒng)原理圖Fig.1 Schematic diagram of valve control and pump control dual source cooperative drive differential cylinder system

2 仿真模型

在研究多執(zhí)行器驅(qū)動系統(tǒng)之前，首先對泵閥雙源協(xié)同驅(qū)動單執(zhí)行器系統(tǒng)工作特性展開研究分析。以某大型液壓挖掘機斗桿為研究對象，采用圖1所示原理建立泵閥雙源協(xié)同驅(qū)動斗桿系統(tǒng)。

為了構(gòu)建能夠真實反映液壓挖掘機斗桿運行特性的仿真模型，依據(jù)液壓挖掘機實際測繪尺寸和表1所示液壓系統(tǒng)關(guān)鍵參數(shù)，在多學(xué)科聯(lián)合仿真軟件SimulationX環(huán)境中，構(gòu)建泵閥雙源協(xié)同驅(qū)動斗桿系統(tǒng)聯(lián)合仿真模型，如圖2所示。該模型能夠?qū)崟r計算各執(zhí)行機構(gòu)質(zhì)心和轉(zhuǎn)動慣量變化，并通過機械結(jié)構(gòu)模型和液壓系統(tǒng)模型無縫連接，進而真實反映系統(tǒng)運行過程中施加在斗桿液壓缸上的等效質(zhì)量和外負載力。

1.機械部分 2.液壓部分 3.電氣部分 4.控制部分圖2 泵閥雙源協(xié)同驅(qū)動斗桿系統(tǒng)聯(lián)合仿真模型Fig.2 Co-simulation model of valve control and pump control dual source cooperative drive arm system

表1 系統(tǒng)主要參數(shù)Tab.1 Main parameters of the system

在上述聯(lián)合仿真模型的基礎(chǔ)上，保持系統(tǒng)關(guān)鍵參數(shù)不變，進一步構(gòu)建電液流量匹配控制斗桿系統(tǒng)聯(lián)合仿真模型，來對比分析本研究所提系統(tǒng)和電液流量匹配控制系統(tǒng)的運行特性和能耗特性。

根據(jù)液壓挖掘機實際使用系統(tǒng)進一步構(gòu)建負流量控制系統(tǒng)液壓挖掘機模型，來驗證所構(gòu)建液壓挖掘機聯(lián)合仿真模型的準(zhǔn)確性。如圖3所示，為斗桿內(nèi)收-外擺運行一個周期，斗桿液壓缸位移和兩腔壓力的仿真試驗結(jié)果?？梢钥闯鲈谝簤焊孜灰魄€基本吻合的前提下，液壓缸兩腔壓力的仿真和試驗結(jié)果趨勢基本一致，證明了仿真模型的準(zhǔn)確性，可以用于后續(xù)仿真。

圖3 斗桿系統(tǒng)仿真試驗對比Fig.3 Comparison of simulation and test results of arm system

3 控制策略

對于泵閥雙源協(xié)同驅(qū)動非對稱液壓缸系統(tǒng)，可將其等效成由面積為A2的對稱缸和面積為A1-A2的單作用缸組成，因此采用泵控單元控制斗桿液壓缸運行方向和速度大小，閥控單元補償面積差引起的不對稱流量，如圖4所示為斗桿驅(qū)動系統(tǒng)控制策略。

圖4 控制策略Fig.4 Control strategy

3.1 液壓缸伸出策略

電控手柄發(fā)出指令信號ui>0，控制斗桿液壓缸伸出，泵控單元和閥控單元輸出流量進入液壓缸無桿腔，開關(guān)閥8關(guān)閉，有桿腔流量進入泵控單元。根據(jù)閥控單元主控制閥閥口過流面積曲線，則泵控單元設(shè)定流量Q1d為：

Q1d=Kqf(ui)

(1)

式中，Kq—— 流量增益

f(ui) —— 閥控單元主控制閥閥口過流面積曲線函數(shù)

泵控單元定量泵排量為V1，則伺服電機轉(zhuǎn)速n1d為:

n1d=Q1d/V1

(2)

根據(jù)泵控單元輸出流量和液壓缸兩腔面積比，可以確定液壓缸伸出時所需補償?shù)牟粚ΨQ流量。然而由于2個液壓泵在工作過程中均存在泄漏，并且泄漏受轉(zhuǎn)速、壓力等因素的影響，導(dǎo)致閥控單元和泵控單元輸出流量匹配性變差，液壓缸兩腔出現(xiàn)壓力飛升或者吸空現(xiàn)象。為了避免此類現(xiàn)象發(fā)生，提高控制精度，引入泄漏補償系數(shù)β對電控變量泵輸出流量進行補償，根據(jù)式(3)～式(5)確定電控變量泵設(shè)定流量和排量，最終由泵控單元和閥控單元共同驅(qū)動斗桿液壓缸伸出。

α=A1/A2

(3)

Q2d=Q1d(α-1)+p1β

(4)

V2d=Q2d/n0

(5)

式中，α—— 液壓缸兩腔面積比

A1—— 液壓缸無桿腔面積

A2—— 液壓缸有桿腔面積

Q2d—— 電控變量泵設(shè)定流量

p1—— 液壓缸無桿腔壓力

V2d—— 電控變量泵設(shè)定排量

n0—— 電控變量泵轉(zhuǎn)速

3.2 液壓缸縮回策略

電控手柄發(fā)出指令信號ui<0，控制斗桿液壓缸縮回，泵控單元輸出流量進入液壓缸有桿腔，開關(guān)閥8打開，無桿腔流量一部分進入泵控單元，一部分通過閥控單元返回油箱。由式(1)和式(2)可計算得到泵控單元設(shè)定輸出流量和伺服電機轉(zhuǎn)速，此時液壓泵不輸出流量。

4 仿真分析

在斗桿空載工況下，控制斗桿以圖5所示內(nèi)收-外擺一個工作周期，來對比分析閥雙源協(xié)同驅(qū)動非對稱缸系統(tǒng)與電液流量匹配控制系統(tǒng)的運行特性和能耗特性。

圖5 斗桿工作循環(huán)Fig.5 Working cycle of arm

4.1 運行特性分析

對于電液流量匹配控制系統(tǒng)，采用流量前饋[18]方式計算電控變量泵排量。設(shè)定斗桿液壓缸運行速度460 mm/s，位移1514 mm，仿真得到如圖6所示的電液流量匹配控制斗桿系統(tǒng)運行特性。可以看出在斗桿液壓缸伸出初始階段，速度出現(xiàn)波動，無桿腔伴隨出現(xiàn)吸空現(xiàn)象，需要通過補油閥進行補油；隨后兩腔壓力不斷升高。同時在斗桿液壓缸縮回制動階段，速度和兩腔壓力存在較大波動。

圖6 電液流量匹配控制斗桿運行特性Fig.6 Operation characteristics of electro hydraulic flow matching control arm

斗桿運行一個周期，圖6b液壓缸輸出力經(jīng)歷多次正負變換，可知斗桿液壓缸共經(jīng)歷：①超越伸出、②阻抗伸出、③超越縮回和④阻抗縮回4種工況，其中液壓缸輸出力Fhyd如式(6)所示：

Fhyd=p1A1-p2A2

(6)

式中，p2為液壓缸有桿腔壓力。

保持斗桿液壓缸相同設(shè)定速度和位移，采用圖4所示控制策略，仿真得到如圖7所示泵閥雙源協(xié)同驅(qū)動斗桿系統(tǒng)運行特性?？梢钥闯龆窏U液壓缸在伸出和縮回階段均保持運行平穩(wěn)，起動和停止過程中均沒有出現(xiàn)明顯波動和超調(diào)。

圖7 泵閥雙源協(xié)同驅(qū)動斗桿運行特性Fig.7 Operation characteristics of valve control and pump control dual source cooperative drive arm

在①階段1～3.8 s，斗桿液壓缸輸出力為負值，液壓缸在斗桿等執(zhí)行機構(gòu)重力扭矩作用下超越伸出，隨著重力扭矩逐漸減小，有桿腔壓力隨之逐漸減小，無桿腔壓力保持較小值1.1 MPa，防止吸空；

在②階段3.8～5.5 s，斗桿液壓缸輸出力為正值，液壓缸在泵控單元和閥控單元共同驅(qū)動下阻抗伸出，在減速階段輸出力為負，加快減速過程；

在③階段7～7.9 s，斗桿液壓缸輸出力從正值快速變?yōu)樨撝?，這主要是因為摩擦力的存在，斗桿液壓缸超越縮回外負載力較小，為快速提升液壓缸縮回速度，采用泵控單元驅(qū)動液壓缸縮回，因此有桿腔壓力增大；

在④階段7.9～11.5 s，斗桿液壓缸輸出力為負值，泵控單元驅(qū)動液壓缸阻抗縮回，無桿腔壓力保持較小值防止吸空，有桿腔壓力隨著重力扭矩增大而逐漸增大。

4.2 能耗特性分析

電液流量匹配控制斗桿系統(tǒng)功率和能量曲線如圖8所示。在斗桿液壓缸伸出階段，液壓泵輸出功率Ph較大，最大值為65.6 kW；同時采用液壓閥控制液壓缸運行，因此在液壓閥上產(chǎn)生較大的節(jié)流損失功率Ploss，平均約為46 kW。斗桿液壓缸縮回階段，液壓泵輸出功率隨著斗桿的外擺不斷增大，最大為47.5 kW。對液壓泵輸出功率和節(jié)流損失功率進行積分可以得到，斗桿運行一個周期，液壓系統(tǒng)輸出能量Eh為236 kJ，節(jié)流損失Eloss為172 kJ。

圖8 電液流量匹配控制斗桿系統(tǒng)功率和能量Fig.8 Energy characteristics of electro hydraulic flow matching control arm system

泵閥雙源協(xié)同驅(qū)動斗桿系統(tǒng)功率和能量曲線如圖9所示。斗桿液壓缸伸出過程：在①階段處于超越伸出工況，此時泵控單元定量泵輸出功率P1為負值，最大為-29.4 kW，采用泵控單元吸收斗桿等執(zhí)行器重力勢能，并通過伺服電機制動電阻以熱能形式耗散，電控變量泵輸出功率P2保持較小值8 kW，補償液壓缸不對稱流量，其中節(jié)流損失功率減小至2.5 kW；在②階段阻抗伸出工況，由于初始階段液壓缸有桿腔壓力大于無桿腔壓力，因此定量泵輸出功率短暫為負值，隨后泵控單元和閥控單元共同驅(qū)動斗桿液壓缸伸出。斗桿液壓缸縮回過程中，定量泵輸出功率隨，斗桿外擺不斷增大，最大為35 kW；進一步計算得到斗桿運行一個周期，液壓系統(tǒng)輸出能量Eh為86.5 kJ，節(jié)流損失Eloss為11.8 kJ，通過伺服電機制動電阻消耗的能量Er為48.9 kJ。

圖9 泵閥雙源協(xié)同驅(qū)動斗桿系統(tǒng)功率和能量Fig.9 Energy characteristics of valve control and pump control dual source cooperative drive arm system

采用電液流量匹配控制系統(tǒng)和本研究所提系統(tǒng)對斗桿進行控制，兩種系統(tǒng)能耗特性對比如表2所示。斗桿運行一個周期，泵閥雙源協(xié)同驅(qū)動非對稱液壓缸系統(tǒng)相比電液流量匹配控制系統(tǒng)，系統(tǒng)能耗降低63.3%，系統(tǒng)節(jié)流損失降低93.1%。

表2 兩種系統(tǒng)能耗特性對比Tab.2 Comparison of energy consumption characteristics of two systems

5 結(jié)論

(1) 提出一種泵閥雙源協(xié)同驅(qū)動非對稱液壓缸系統(tǒng)，采用泵控單元控制液壓缸速度方向和大小，閥控單元補償不對稱流量，有效降低了系統(tǒng)節(jié)流損失。仿真結(jié)果表明，與電液流量匹配控制系統(tǒng)相比，泵閥雙源協(xié)同驅(qū)動非對稱液壓缸系統(tǒng)可以降低能耗達63.3%，并具備能量回收潛力；

(2) 相比于電液流量匹配控制系統(tǒng)，采用泵閥雙源協(xié)同驅(qū)動非對稱液壓缸系統(tǒng)，有效降低了液壓缸兩腔壓力，進一步改善了系統(tǒng)運行平穩(wěn)性；

(3) 本研究主要對泵閥雙源協(xié)同驅(qū)動單執(zhí)行器系統(tǒng)展開了研究，為進一步能量回收利用和多執(zhí)行器系統(tǒng)特性研究奠定了基礎(chǔ)。