正流量液壓挖掘機(jī)平地工況下壓力抖動研究

孟俊曉,陳俊翔,盧子藝,吳 璇,艾 超,2

(1.燕山大學(xué) 河北省重型機(jī)械流體動力傳輸與控制實(shí)驗(yàn)室， 河北 秦皇島 066004；2.燕山大學(xué) 先進(jìn)鍛壓成型技術(shù)與科學(xué)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室， 河北 秦皇島 066004)

0 引言

隨著社會自動化的發(fā)展，工程機(jī)械行業(yè)發(fā)展迅速[1]。正流量液壓挖掘機(jī)作為工程機(jī)械產(chǎn)業(yè)的代表型產(chǎn)物，因其對復(fù)雜工況的強(qiáng)大適應(yīng)性得以廣泛應(yīng)用。除去土石方挖掘和裝車等需要高功率作業(yè)的工況，挖掘機(jī)時常需要進(jìn)行以平地為代表的微動精細(xì)作業(yè)[2-4]，其平地性能一直是用戶和研究人員關(guān)心的重點(diǎn)問題。

如圖1所示，常見的平地作業(yè)是操作挖掘機(jī)進(jìn)行動臂提升和斗桿挖掘復(fù)合動作，使鏟斗前端于地面進(jìn)行直線運(yùn)動。

1.下車行走機(jī)構(gòu); 2.上車回轉(zhuǎn)平臺; 3.動臂; 4.動臂液壓缸; 5.斗桿液壓缸; 6.斗桿; 7.鏟斗液壓缸; 8.鏟斗

為保證精確性，平地作業(yè)時，液控手柄基本處于半行程位置。由于液壓泵的流量脈動等原因，手柄輸出的液壓先導(dǎo)壓力本身存在小幅波動，受系統(tǒng)內(nèi)部諸多非線性因素影響，挖掘機(jī)液壓系統(tǒng)中的主閥閥芯、主泵擺角和邏輯元件等部件都處于一個浮動的中間狀態(tài)，因此要求挖掘機(jī)平地時能應(yīng)對擾動和激勵做到穩(wěn)定可控，防止出現(xiàn)壓力抖動等性能問題。

傳統(tǒng)工程樣機(jī)的性能研究工作中，工程師無法對系統(tǒng)內(nèi)部元件的運(yùn)行參數(shù)進(jìn)行剖析，研發(fā)周期長，成本高[5]。仿真技術(shù)的出現(xiàn)改變了這一現(xiàn)狀。通過仿真技術(shù)建立橫跨液壓、機(jī)械和電氣的高精度聯(lián)合仿真平臺后，產(chǎn)品的改善研發(fā)可以通過仿真平臺來觀測內(nèi)部元件的運(yùn)行情況，縮短了研發(fā)周期，提高了研發(fā)效率，也減少了研發(fā)成本[6]。

Truong等[7]利用AMESim和Matlab軟件建立了挖掘機(jī)系統(tǒng)模型和控制策略，研究挖掘機(jī)動臂下降勢能回收方法。Feng等[8]為了提高液壓系統(tǒng)的跟蹤精度，利用Matlab和AMESim聯(lián)合仿真平臺對所提出的基于蟻群優(yōu)化的PID控制器及其辨識參數(shù)進(jìn)行了建模和仿真。在1臺23 t的挖掘機(jī)上進(jìn)行了平整操作的實(shí)驗(yàn)。實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，與標(biāo)準(zhǔn)的ACO-PID控制器相比，該控制器使平整作業(yè)的軌跡精度提高了28%。郝清華[9]利用AMESim和Adams軟件對某型號挖掘機(jī)平整作業(yè)性能進(jìn)行聯(lián)合仿真分析，提出調(diào)整各閥口液阻匹配各執(zhí)行機(jī)構(gòu)作業(yè)速度的辦法，經(jīng)測試可有效降低平地動作時間。宋佳等[10]以某型號正流量液壓挖掘機(jī)為研究對象，通過AMESim和Motion軟件搭建其機(jī)電液聯(lián)合仿真模型，通過驗(yàn)證，模型可有效分析壓力損失現(xiàn)象。

現(xiàn)有研究中搭建的仿真平臺主要集中于挖掘機(jī)的電液聯(lián)合仿真，在研究過程中對挖掘機(jī)動力學(xué)特性的影響考慮不足。且前人針對挖掘機(jī)性能的仿真研究大多針對能量回收、工作效率與作業(yè)精度方面，對挖掘機(jī)平地作業(yè)工況下的壓力抖動現(xiàn)象研究不足，因此，針對挖掘機(jī)平地動作工況的機(jī)電液聯(lián)合仿真研究有重要的意義。

本文以某公司中型正流量液壓挖掘機(jī)為研究對象，對挖掘機(jī)系統(tǒng)的傳動控制原理，內(nèi)部元件的輸出特性與控制機(jī)理進(jìn)行研究，通過推導(dǎo)關(guān)鍵元件數(shù)學(xué)模型，搭建高精度機(jī)電液聯(lián)合仿真平臺，針對平地時的壓力抖動問題提出改善策略，并在聯(lián)合仿真平臺和真實(shí)挖掘機(jī)上進(jìn)行搭載，驗(yàn)證優(yōu)化后的壓力抖動改善效果。

1 正流量系統(tǒng)液壓及控制原理分析

1.1 平地液壓系統(tǒng)分析

圖2所示為本文所研究正流量挖掘機(jī)主泵原理，其中軸向柱塞變量泵為執(zhí)行機(jī)構(gòu)回路提供壓力油；齒輪泵為各先導(dǎo)控制元件提供低壓先導(dǎo)油源。

1.電液比例減壓閥；2.正流量調(diào)節(jié)器；3.伺服換向閥；4.伺服活塞；5.發(fā)動機(jī)；6.聯(lián)軸器；7.前泵；8.后泵；9.先導(dǎo)泵

圖3所示為該變量泵控制原理。正流量控制過程是控制系統(tǒng)檢測各先導(dǎo)壓力信號計(jì)算得到相應(yīng)的排量信號與電流信號，由于此控制模式下泵排量隨著手柄先導(dǎo)壓力增大而增大，可實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)流量的“所得即所需”，因而被稱為正流量控制過程；恒功率控制過程是控制系統(tǒng)檢測主泵平均主壓，結(jié)合恒功率曲線計(jì)算得到相應(yīng)的排量信號與電流信號，由于此控制模式下泵排量控制與功率相關(guān)，可防止總功率過載，因而被稱為恒功率控制過程。控制器會將上述2個排量控制信號取小后轉(zhuǎn)回電流信號再輸出，泵上電液比例減壓閥接收電流信號后，輸出二次壓力控制排量調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)，實(shí)現(xiàn)排量調(diào)整。

圖3 電控正流量泵控制原理圖

圖4所示為該挖掘機(jī)液壓系統(tǒng)平地工況下的液壓系統(tǒng)圖，前后泵的液壓油可分別流經(jīng)多路閥前后聯(lián)各換向閥后合流，再為執(zhí)行機(jī)構(gòu)供油。

1.斗桿卸載控制手柄；2.斗桿挖掘控制手柄；3.動臂提升控制手柄；4.動臂下降控制手柄；5.壓力傳感器；6.控制器；7.發(fā)動機(jī)；8.前泵；9.后泵；10.先導(dǎo)泵；11.前泵排量調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)；12.后泵排量調(diào)節(jié)結(jié)構(gòu)；13.前泵電液比例減壓閥；14.后泵電液比例減壓閥；15.溢流閥；16.動臂換向閥1；17.動臂換向閥2；18.單向溢流閥；19.動臂對斗桿優(yōu)先控制電液比例減壓閥；20.保持鎖緊閥；21.動臂對斗桿優(yōu)先邏輯閥主閥體；22.斗桿換向閥2；23.斗桿換向閥1；24.回油再生切斷閥；25.動臂液壓缸；26.斗桿液壓缸；27.油箱

具體工作過程為：手柄處于中位時，前后泵處于最小排量。多路閥各聯(lián)換向閥處于中位，前后泵壓力油流經(jīng)各中位旁通閥口流回油箱；當(dāng)動臂提升手柄與斗桿挖掘手柄動作后，動臂換向閥1、動臂換向閥2、斗桿換向閥1和斗桿換向閥2中位旁通閥口逐漸關(guān)閉，進(jìn)油閥口與回油閥口開啟，形成液壓通路。其中，前泵壓力油可流經(jīng)動臂換向閥1，與流經(jīng)動臂換向閥2的后泵壓力油合流進(jìn)入動臂液壓缸；前泵壓力油也可流經(jīng)優(yōu)先邏輯閥與斗桿換向閥2后，與流經(jīng)斗桿換向閥1的后泵壓力油進(jìn)入斗桿液壓缸。

由于動臂所受負(fù)載較大，斗桿所受負(fù)載較小，在后泵回路中，后泵壓力油基本全部流入斗桿液壓缸；前泵回路通過優(yōu)先控制回路控制前泵流量的分配情況。優(yōu)先控制起作用后，大部分前泵壓力油將進(jìn)入動臂液壓缸。

1.2 優(yōu)先控制回路分析

優(yōu)先控制回路由圖4中的動臂提升控制手柄3、壓力傳感器5、控制器6、優(yōu)先控制電液比例減壓閥19和優(yōu)先邏輯閥21組成。其中起節(jié)流作用的是優(yōu)先邏輯閥21，其位置位于前泵8和斗桿換向閥2之間，由先導(dǎo)滑閥和主閥體內(nèi)部的大閥芯和小閥芯構(gòu)成，其結(jié)構(gòu)原理如圖5所示。

圖5 優(yōu)先邏輯閥結(jié)構(gòu)原理示意圖

操作動臂提升手柄和斗桿挖掘手柄進(jìn)行挖掘機(jī)平地工作時，壓力傳感器5檢測動臂提升先導(dǎo)壓力信號傳輸至控制器6，控制器6根據(jù)圖6所示的控制程序計(jì)算電液比例減壓閥19的控制電流并輸出至減壓閥19，減壓閥19根據(jù)此控制電流改變二次壓力，該二次壓力輸出至優(yōu)先邏輯閥先導(dǎo)滑閥的先導(dǎo)控制腔，先導(dǎo)滑閥閥芯根據(jù)先導(dǎo)腔壓力對應(yīng)移動，先導(dǎo)滑閥閥口的啟閉可改變主閥體彈簧腔與主油路的聯(lián)通情況，進(jìn)而改變大閥芯的受力情況與工作位置。先導(dǎo)滑閥閥口關(guān)閉前，大閥芯彈簧腔內(nèi)壓力油可通過先導(dǎo)滑閥與外油路連通，此時大小閥芯均可開啟；滑閥閥口關(guān)閉后，彈簧腔內(nèi)壓力油不能流經(jīng)先導(dǎo)滑閥進(jìn)入主回路，此時大閥芯將迅速關(guān)閉至原位。

圖6 動臂對斗桿優(yōu)先控制程序

大閥芯開啟時，前泵壓力油可流經(jīng)大閥芯四周節(jié)流孔進(jìn)入斗桿回路，大閥芯關(guān)閉后，此通路被切斷。

小閥芯聯(lián)通了泵口與大閥芯彈簧腔之間的液壓通路，使前泵壓力油可通過內(nèi)部流道進(jìn)入大閥芯彈簧腔。同時前泵壓力油也可通過小閥芯進(jìn)入斗桿回路，保證優(yōu)先邏輯閥的最低通流能力。因此，優(yōu)先控制起作用前，前泵壓力油可同時經(jīng)過大閥芯和小閥芯進(jìn)入斗桿回路；起作用后，前泵壓力油只可通過小閥芯進(jìn)入斗桿回路。

2 理論分析與數(shù)學(xué)建模

本系統(tǒng)多路閥為液控多路閥，其閥芯結(jié)構(gòu)如圖7所示，單側(cè)雙彈簧結(jié)構(gòu)。閥芯中位時，其中一根彈簧為預(yù)壓縮狀態(tài)，為閥芯提供一定液壓死區(qū)；另一根彈簧為原長狀態(tài)，多路閥閥芯移動至某一位置后，兩根彈簧同時為閥芯提供彈簧力，進(jìn)一步提高主閥芯在運(yùn)動過程中的剛度與抗干擾能力，下面介紹主閥芯受力的數(shù)學(xué)模型。

圖7 主閥芯結(jié)構(gòu)圖

閥芯受力方程為：

(1)

FN1=k1xv+FN0

(2)

(3)

式中：PP為主閥芯先導(dǎo)腔壓力(bar)；Aa為主閥先導(dǎo)腔作用面積(m2)；FN1與FN2為換向閥所受彈簧力(N)；k1與k2為彈簧剛度(N/m)；xv為閥芯位移(m)；FN0為閥芯中位時彈簧的預(yù)緊力(N)；x0為閥芯中位時與未壓縮彈簧間的距離(m)；Fs1為穩(wěn)態(tài)液動力(N)；Fs2為瞬態(tài)液動力(N)；Bv為閥芯粘性阻尼系數(shù)(N/(m/s))；m為閥芯質(zhì)量(kg)；穩(wěn)態(tài)液動力方程為：

Fs1=ρqv·cosθ

(4)

其中，

(5)

(6)

Fs1=2CvCdA·Δpcosθ

(7)

式中：Cv為速度系數(shù)；Cd為流量系數(shù)；A為閥口過流面積(m2)；Δp為閥口壓差；θ為入射角(°)。

瞬態(tài)液動力方程為：

(8)

式中：L為液流在閥腔內(nèi)的實(shí)際流程長度(m)；

優(yōu)先邏輯閥周圍受力與通流情況如圖8所示。

1.先導(dǎo)滑閥; 2.主閥體大閥芯; 3.主閥體小閥芯

針對優(yōu)先邏輯閥有以下方程，

建立先導(dǎo)滑閥閥芯的受力方程如下：

(9)

式中：Pp 2為先導(dǎo)滑閥所受先導(dǎo)壓力(bar)；Av2為先導(dǎo)腔作用面積(m2)；FN v 2為彈簧預(yù)緊力(N)；kv 2為彈簧剛度(N/m)；xv2為閥芯位移(m)；Fs3為液動力(N)；Fs2為瞬態(tài)液動力(N)；Bv2為閥芯粘性阻尼系數(shù)(N/(m/s))；mv2為閥芯質(zhì)量(kg)。

建立主閥體大閥芯的受力方程如下：

(10)

A2=A1+As

(11)

式中：Ps為泵口壓力(bar)；As為泵口壓力作用面積(m2)；P1為邏輯閥閥后壓力(bar)；A1為邏輯閥閥后壓力油作用面積(m2)；P2為邏輯閥主閥芯彈簧腔內(nèi)壓力(bar)；A2為邏輯閥彈簧腔作用面積(m2)；Fnv1為彈簧預(yù)緊力(N)；kv1為彈簧剛度(N/m)；xv1為閥芯位移(m)；Fs4為液動力(N)；Fs2為瞬態(tài)液動力(N)；Bv1為閥芯粘性阻尼系數(shù)(N/(m/s))；mv1為閥芯質(zhì)量(kg)。

根據(jù)內(nèi)部液體流動方向，在未觸發(fā)優(yōu)先條件時，有Ps>P2>P1。

當(dāng)動臂提升先導(dǎo)信號觸發(fā)優(yōu)先條件時，先導(dǎo)滑閥閥口關(guān)閉，大閥芯彈簧腔內(nèi)壓力迅速升高，當(dāng)有P2=Ps時，由式(10)，在液壓力、彈簧力與液動力作用下，大閥芯將迅速關(guān)閉，流量分配發(fā)生變化。

若先導(dǎo)滑閥處于臨界位置來回波動，容易引起大閥芯的頻繁啟閉與流量分配的頻繁變化。

3 仿真研究

3.1 仿真模型搭建

正流量系統(tǒng)液壓挖掘機(jī)是一個龐大的、橫跨多領(lǐng)域的系統(tǒng)，元件機(jī)構(gòu)繁多且工況復(fù)雜多變。為深入研究挖掘機(jī)整機(jī)平地性能以及平地時系統(tǒng)內(nèi)部的流量壓力變化情況與各元件運(yùn)動情況，本文基于挖掘機(jī)液壓系統(tǒng)機(jī)理分析與理論建模，搭建正流量控制挖掘機(jī)液壓系統(tǒng)模型；基于挖掘機(jī)控制原理，建立挖掘機(jī)電控系統(tǒng)模型；基于挖掘機(jī)實(shí)際結(jié)構(gòu)尺寸、質(zhì)量與裝配情況，建立挖掘機(jī)機(jī)械系統(tǒng)模型，并利用聯(lián)合仿真接口實(shí)現(xiàn)整機(jī)的機(jī)電液聯(lián)合仿真。

3.1.1液壓系統(tǒng)仿真模型

針對該型號正流量液壓挖掘機(jī)液壓系統(tǒng)與控制系統(tǒng)，采用AMESim仿真軟件進(jìn)行模型搭建，AMESim模型可通過觀測每個模塊的變量參數(shù)，實(shí)現(xiàn)實(shí)際生產(chǎn)運(yùn)行過程中難以實(shí)現(xiàn)的運(yùn)動參數(shù)可視化分析[11-13]。

根據(jù)平地系統(tǒng)液壓回路和各元件實(shí)際結(jié)構(gòu)與實(shí)際工作原理，搭建多路閥液壓仿真模型，其結(jié)構(gòu)如圖9。

圖9 多路閥液壓仿真模型

根據(jù)該型號挖掘機(jī)變量泵的正流量與恒功率控制原理搭建變量泵液壓仿真模型，其結(jié)構(gòu)如圖10所示。

圖10 變量泵液壓仿真模型

根據(jù)優(yōu)先邏輯閥的實(shí)際結(jié)構(gòu)，控制機(jī)理與工作原理，搭建優(yōu)先邏輯閥液壓仿真模型，其結(jié)構(gòu)如圖11所示。

圖11 優(yōu)先邏輯閥液壓仿真模型

3.1.2機(jī)械系統(tǒng)仿真模型

傳統(tǒng)動力學(xué)研究采用剛體研究，通過計(jì)算機(jī)的仿真運(yùn)算，獲得機(jī)械結(jié)構(gòu)的應(yīng)力及運(yùn)動情況，而剛體運(yùn)算已不能滿足機(jī)電液聯(lián)合仿真平臺的需求。為復(fù)現(xiàn)挖掘機(jī)動臂與斗桿微操作復(fù)合動作中的壓力抖動現(xiàn)象，應(yīng)將機(jī)械系統(tǒng)中的零件變?yōu)榭勺冃误w，對其進(jìn)行相應(yīng)的柔性化處理。

LMS Virtual.Lab Motion基于LMS Virtual.Lab工程平臺，能夠解決現(xiàn)今多體仿真中所遇到的疑難點(diǎn)，使其成為新一代多體動力學(xué)軟件的代表。利用LMS Virtual.Lab Motion軟件進(jìn)行多體仿真可以模擬準(zhǔn)確負(fù)載[14-15]。

用NX12.0軟件將動臂和斗桿部件進(jìn)行網(wǎng)格處理并計(jì)算模態(tài)后導(dǎo)入LMS Virtual.Lab Motion進(jìn)行分析計(jì)算，機(jī)械模型搭建過程如圖12所示。

圖12 機(jī)械系統(tǒng)模型搭建過程示意圖

3.1.3聯(lián)合仿真模型

按照系統(tǒng)內(nèi)部元件和部件的真實(shí)物理參數(shù)及質(zhì)量，將表1、2參數(shù)分別導(dǎo)入液壓仿真系統(tǒng)模型和機(jī)械系統(tǒng)仿真模型。

表1 聯(lián)合仿真模型液壓模型參數(shù)

表2 聯(lián)合仿真模型機(jī)械模型參數(shù)

機(jī)電液聯(lián)合仿真平臺運(yùn)行過程中，2個仿真軟件獨(dú)立求解，通過聯(lián)合仿真接口傳遞信息，Motion將位移與速度仿真結(jié)果傳遞給AMESim，AMESim將力、力矩仿真結(jié)果傳遞給Motion，實(shí)現(xiàn)了仿真數(shù)據(jù)在不同軟件的軟件中的雙向傳遞功能，最終得到聯(lián)合仿真模型，其結(jié)構(gòu)如圖13所示。

1.主泵模型；2.優(yōu)先邏輯閥；3.斗桿換向閥2；4.斗桿換向閥1；5.動臂換向閥2；6.動臂換向閥1；7.保持鎖緊閥；8.斗桿液壓缸；9.動臂液壓缸；10.聯(lián)合仿真接口

3.2 仿真平臺精度校核

為驗(yàn)證機(jī)電液聯(lián)合仿真平臺的平地工況仿真模型的準(zhǔn)確性，選取該型號液壓挖掘機(jī)平地微動工況下的先導(dǎo)壓力控制信號作為輸入信號，采用上述機(jī)電液聯(lián)合仿真模型對平地性能進(jìn)行仿真分析，并與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行比較，結(jié)果如圖14所示。

圖14 仿真平臺精度校核結(jié)果曲線

使用剩余平方和檢驗(yàn)法對聯(lián)合仿真模型在平地工況下的指標(biāo)精度進(jìn)行校核，由下列公式求得仿真與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)的差異平方和Q、實(shí)際值的離差平方和lyy以及兩組數(shù)據(jù)的擬合程度r曲。

(12)

(13)

r曲=1-Q/lyy

(14)

經(jīng)過上述公式計(jì)算，各物理量精度如表3所示。

表3 仿真模型各物理量精度值 %

從表3可以看出，仿真模型各物理量精度達(dá)到90%以上，具備分析正流量液壓挖掘機(jī)平地性能的條件。

圖15為聯(lián)合仿真平臺在平地工況下的部分仿真結(jié)果，從壓力曲線可看出，平地工況下，動臂液壓缸與斗桿液壓缸大腔壓力在8～10 s內(nèi)出現(xiàn)明顯的壓力抖動現(xiàn)象。

圖15 平地工況仿真結(jié)果曲線

4 抖動機(jī)理分析及改善策略研究

基于機(jī)電液聯(lián)合仿真模型，可得到系統(tǒng)出現(xiàn)異常壓力抖動現(xiàn)象時，系統(tǒng)內(nèi)部參數(shù)的變化情況，如圖16所示。

圖16 平地工況內(nèi)部參數(shù)仿真結(jié)果曲線

對圖16中各參數(shù)進(jìn)行時序分析可知，優(yōu)先邏輯閥大閥芯最早出現(xiàn)頻繁啟閉現(xiàn)象，各換向閥分配至各液壓缸的流量隨后出現(xiàn)波動，主閥閥芯發(fā)生抖動的時間最晚。由于前后泵流量和先導(dǎo)壓力本身并未出現(xiàn)抖動，可從仿真結(jié)果驗(yàn)證該平地微動性能問題與優(yōu)先邏輯閥大閥芯頻繁啟閉有直接關(guān)聯(lián)。

邏輯閥大閥芯的開啟和關(guān)閉會改變前泵至斗桿換向閥2液壓油路的通流能力大小，進(jìn)而改變前泵分配給動臂和斗桿的流量大小。

若大閥芯頻繁啟閉，前泵回路中，進(jìn)入動臂換向閥1和斗桿換向閥2的流量將頻繁波動，引起前泵回路各處的壓力波動，進(jìn)而導(dǎo)致主閥芯所受液動力的變化甚至主閥芯抖動，加劇系統(tǒng)的流量壓力波動；由于回路中存在合流供油，前泵回路的壓力抖動將傳遞到后泵回路，引起后泵回路的流量壓力波動，再次加劇系統(tǒng)內(nèi)部的流量波動和壓力抖動現(xiàn)象，從而影響平地作業(yè)精度與效率。

為改善挖掘機(jī)平地工況下的抖動問題，本文提出了下列改善策略。

具體思路為：在動臂提升先導(dǎo)壓力上升過程中，當(dāng)檢測到動臂提升先導(dǎo)壓力達(dá)到先導(dǎo)滑閥關(guān)閉的臨界壓力時，將控制器輸出給控制動臂優(yōu)先的電液比例減壓閥的電流小幅階躍提升，使先導(dǎo)滑閥閥芯快速經(jīng)過臨界位置，進(jìn)而使邏輯閥大閥芯快速穩(wěn)定處于關(guān)閉狀態(tài)。電流階躍后，為減弱手柄撤回過程的電流突變引起的負(fù)面作用，在動臂提升先導(dǎo)壓力下降過程中，直到檢測先導(dǎo)壓力降到6 bar以下，再將電流變?yōu)樵€電流。

假設(shè)臨界壓力點(diǎn)在17 bar，當(dāng)檢測動臂提升先導(dǎo)壓力超過17 bar，則控制電流變?yōu)樵记€18 bar對應(yīng)的電流大小，先導(dǎo)壓力大于18 bar后按原曲線變化；電流發(fā)生階躍后，當(dāng)先導(dǎo)壓力處于6～18 bar之間，電流均為原曲線18 bar對應(yīng)電流，直至檢測到動臂提升先導(dǎo)壓力小于6 bar，電流控制曲線恢復(fù)原曲線?？刂撇呗詢?yōu)化思路如圖17所示。

圖17 控制策略優(yōu)化思路

5 仿真平臺改善驗(yàn)證

為驗(yàn)證上述思路的可行性，采用Simulink軟件將上述改善思路編寫為框圖，并將其載于高精度機(jī)電液聯(lián)合仿真平臺進(jìn)行驗(yàn)證，過程如圖18所示。

1.條件1判斷；2.條件1自鎖；3.設(shè)定條件1為條件2的開啟條件；4.條件2判斷；5.聯(lián)合仿真接口；I.優(yōu)先控制電流；Pp.動臂提升先導(dǎo)壓力

將同一組控制信號輸入圖18所示的聯(lián)合仿真模型，改善前后的對比曲線如圖19所示，仿真結(jié)果表明，改善優(yōu)先控制策略后，仿真平臺在平地工況下的壓力抖動可明顯改善。

圖19 改善前后仿真結(jié)果對比

6 實(shí)驗(yàn)

為驗(yàn)證上述思路在問題機(jī)型的改善效果，在某款型挖掘機(jī)上進(jìn)行測試。圖20為測試機(jī)型與測試設(shè)備實(shí)物圖。

圖20 整機(jī)及測試設(shè)備實(shí)物圖

以該型號正流量液壓挖掘機(jī)為測試對象，安裝傳感器后，保證其余測試條件相同，先進(jìn)行原程序下的平地微動性能測試；測試完成后，按照圖17所示的改善思路進(jìn)行編程，再次進(jìn)行驗(yàn)證。

原程序下測試結(jié)果見圖21。動臂提升先導(dǎo)壓力運(yùn)動至17～18 bar之間時，動臂液壓缸、斗桿液壓缸大腔、動臂提升先導(dǎo)壓力和斗桿挖掘先導(dǎo)壓力位置先后出現(xiàn)不同大小的壓力抖動現(xiàn)象。

圖21 原程序測試結(jié)果曲線

改進(jìn)優(yōu)先控制程序后的測試結(jié)果見圖22。動臂提升先導(dǎo)壓力位于17～18 bar之間時，系統(tǒng)并未出現(xiàn)壓力抖動現(xiàn)象，且其余位置均無異常性能問題，從而驗(yàn)證了本文所提出的優(yōu)先控制策略改善思路的有效性。

圖22 程序改善后測試結(jié)果曲線

7 結(jié)論

針對某型號正流量液壓挖掘機(jī)平地工況下的壓力抖動問題，推算主換向閥和優(yōu)先邏輯閥閥芯運(yùn)動的數(shù)學(xué)模型并進(jìn)行了壓力抖動問題的根源分析；搭建了此型號挖機(jī)高精度機(jī)電液柔性化仿真平臺，仿真驗(yàn)證了理論分析結(jié)果，即控制動臂對斗桿優(yōu)先的優(yōu)先邏輯閥異常啟閉為系統(tǒng)壓力抖動的根源；將此問題考慮到優(yōu)先控制策略中，提出了一種優(yōu)化的優(yōu)先控制策略：小幅階躍提升優(yōu)先邏輯閥啟閉臨界位置的控制電流，且錯開先導(dǎo)壓力上升和下降過程中的電流階躍點(diǎn)，削弱手柄撤回過程的電流突變引起的負(fù)面作用；仿真平臺與實(shí)驗(yàn)測試結(jié)果表明：本文提出的優(yōu)先控制策略可有效改善正流量液壓挖掘機(jī)平地工況下的壓力抖動問題。