泵閥并聯(lián)進出口獨立系統(tǒng)特性

高 涵，梁 濤，權 龍

(太原理工大學 新型傳感器與智能控制教育部和山西省重點實驗室，山西 太原 030024)

引言

閥控系統(tǒng)控制精度高、功率密度大，然而傳統(tǒng)液壓系統(tǒng)采用四邊聯(lián)動的比例多路閥進行控制，進出油口同時節(jié)流，造成大量節(jié)流損失。針對閥控系統(tǒng)上述問題，目前學術領域提出采用進出口獨立控制系統(tǒng)，分別控制執(zhí)行器兩腔壓力和流量。CHOI等[1]分析采用4個二位比例節(jié)流閥構成的進出口獨立控制系統(tǒng)的節(jié)能特性與能量再生特性。YAO等[2]設計5個可編程閥控制差動缸系統(tǒng)，在保證控制精度的前提下，節(jié)流損失顯著降低。牛善帥等[3]設計進油口位置跟蹤、回油口壓力控制的雙伺服閥控缸系統(tǒng)控制策略。CHEN等[4]將蓄能器應用于閥控缸系統(tǒng)，研究了系統(tǒng)能量再生特性。權龍等[5-6]提出多執(zhí)行器進出口獨立控制系統(tǒng)，具有良好的節(jié)能效果及控制特性。劉凱磊等[7]采用5個二位二通閥構成負載口獨立控制系統(tǒng)，顯著提高了傳統(tǒng)負載敏感系統(tǒng)的節(jié)能效率。

泵控系統(tǒng)可從根本上消除閥控系統(tǒng)造成的節(jié)流損失，目前學術領域已對泵控系統(tǒng)開展了較多研究。IVANTYSYNOVA等[8-9]采用液控單向閥平衡差動缸不對稱流量，并將系統(tǒng)原理應用于裝載機轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，系統(tǒng)效率顯著提高。王翔宇等[10]提出含3個配流窗口的非對稱軸向柱塞泵，并將其應用于裝載機工作裝置進行試驗，系統(tǒng)能耗降低47.19%。梁濤等[11-12]采用定量泵加變量泵控制多執(zhí)行器系統(tǒng)，可消除多執(zhí)行器工作過程中載荷差異現(xiàn)象。馬艷斌等[13]采用單伺服電機同時驅(qū)動定量泵和變量泵控制差動缸動作，并與單泵與非對稱泵系統(tǒng)進行對比分析。王波等[14]采用雙變轉(zhuǎn)速泵分腔控制差動缸兩腔壓力，系統(tǒng)控制特性與閥控系統(tǒng)相同。AHMED等[15]采用變量泵組成閉式泵控差動缸系統(tǒng)，并運用2個可控單向閥補償非對稱流量。MINAV等[16]采用單伺服電機驅(qū)動雙變量泵構成泵控非對稱缸系統(tǒng)。張樹忠等[17]在此基礎上采用蓄能器代替低壓油箱，大幅降低執(zhí)行器四象限工況下速度波動問題。然而現(xiàn)有泵控系統(tǒng)控制精度低，大功率泵控系統(tǒng)響應速度較慢、控制策略復雜。

為結合閥控系統(tǒng)控制精度高及泵控系統(tǒng)能效高的優(yōu)點，同時減小傳統(tǒng)四邊聯(lián)動閥及多執(zhí)行器復合動作載荷差異帶來的節(jié)流損失，本研究提出一種泵閥并聯(lián)進出口獨立系統(tǒng)，將進出口獨立閥控系統(tǒng)與閉式泵控系統(tǒng)相結合，以6 t液壓挖掘機為研究對象，建立多學科聯(lián)合仿真模型，仿真分析了閥控單元與泵控單元不同輸出功率比對系統(tǒng)特性的影響，在此基礎上，設計了動臂單動和動臂斗桿復合動作控制策略。

1 系統(tǒng)原理

泵閥并聯(lián)進出口獨立系統(tǒng)原理如圖1所示，該系統(tǒng)包括動臂液壓缸、斗桿液壓缸、泵控單元、閥控單元、變量泵、溢流閥、異步電機、能量回收單元、補油單元等。其中，泵控單元由伺服電機驅(qū)動定量泵組成；閥控單元由4個三位四通比例換向閥組成；補油單元由小排量定量泵、補油單向閥、蓄能器組成；能量回收單元由逆變器、整流器、雙向DC/DC變換器、超級電容組成。泵控單元用于控制執(zhí)行器的運行速度和運行方向，閥控單元用于補償液壓缸不對稱流量，同時與泵控單元分配系統(tǒng)功率。閥控單元采用進出口獨立結構，可大幅減少傳統(tǒng)閥控四邊聯(lián)動造成的節(jié)流損失，同時可將動臂下降時無桿腔多余油液供給其他執(zhí)行器使用。

1.異步電機 2.變量泵 3.溢流閥 4.補油單元 5.閥控單元 6、7.泵控單元 8.能量回收單元 9.補油單向閥 10.動臂液壓缸 11.斗桿液壓缸圖1 泵閥并聯(lián)進出口獨立系統(tǒng)原理圖Fig.1 Schematic diagram of pump-valve parallel separate meter in and meter out system

當動臂下放和斗桿縮回時，系統(tǒng)處于能量回收狀態(tài)，此時泵控單元中液壓泵/馬達處于馬達工況，伺服電機處于發(fā)電機工況，泵控單元可將執(zhí)行器動勢能轉(zhuǎn)換為電能，通過整流器輸入直流母線，再經(jīng)過雙向DC/DC變換器儲存在超級電容中，并在泵控單元驅(qū)動執(zhí)行器時釋放能量。

研究了閥控單元與泵控單元分配動臂舉升動作驅(qū)動功率對系統(tǒng)特性的影響，在此基礎上研究了動臂斗桿復合動作特性。當多執(zhí)行器復合動作時，泵控單元采用壓力閉環(huán)調(diào)控輕載執(zhí)行器背腔壓力提高，直至各執(zhí)行器驅(qū)動腔壓力相等，進而使各執(zhí)行器回路進油閥兩端壓差相等，此時輕載執(zhí)行器進油閥可保持較大開口，從而消除了載荷差異造成的節(jié)流損失；同時集中式變量泵與分布式泵控單元分配各執(zhí)行器驅(qū)動功率，變量泵無需匹配執(zhí)行器峰值功率，可大幅降低系統(tǒng)總裝機功率。

2 仿真模型

以某6 t液壓挖掘機作為研究對象，建立如圖1所示泵閥并聯(lián)進出口獨立系統(tǒng)。前期對某6 t液壓挖掘機進行了實際測繪，并對系統(tǒng)主要元件進行選型，系統(tǒng)主要參數(shù)如表1所示。在多學科聯(lián)合仿真軟件SimulationX中，搭建了泵閥并聯(lián)進出口獨立系統(tǒng)聯(lián)合仿真模型，如圖2所示。該模型將液壓系統(tǒng)與機械結構完美結合，并實時計算系統(tǒng)工作過程中作用在執(zhí)行器上的等效負載力和等效質(zhì)量。

圖2 泵閥并聯(lián)進出口獨立系統(tǒng)聯(lián)合仿真模型Fig.2 Co-simulation model of pump-valve parallel separate meter in and meter out system

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

3 系統(tǒng)控制策略

3.1 動臂單動控制策略

動臂上升階段，動臂液壓缸處于阻抗伸出工況，為減少動臂舉升過程的能量損失，無桿腔閥與有桿腔閥全開，有桿腔油液部分流入泵控單元吸油口，部分流入油箱。通過控制伺服電機轉(zhuǎn)速及主泵排量，來控制進入動臂無桿腔的流量，引入功率系數(shù)k1，k2代表閥控單元與泵控單元向動臂液壓缸輸出功率占比。

動臂泵控單元設定轉(zhuǎn)速為：

(1)

式中，A1—— 動臂無桿腔面積

vu—— 伸出設定速度

k2—— 泵控單元功率系數(shù)

Vd—— 泵控單元排量

變量泵設定排量為：

(2)

式中，nb—— 變量泵轉(zhuǎn)速

動臂下降階段，動臂液壓缸處于超越縮回工況，通過控制泵控單元轉(zhuǎn)速來控制執(zhí)行器運行速度，同時控制無桿腔閥開度來維持動臂下降時無桿腔壓力與執(zhí)行器重力平衡。無桿腔油液一部分通過泵控單元流入有桿腔，一部分通過閥控單元流入油箱。此時有桿腔閥全開，變量泵不運轉(zhuǎn)。

圖3 控制策略Fig.3 Control strategy

動臂泵控單元設定轉(zhuǎn)速為：

(3)

式中，A2—— 動臂有桿腔面積

vd—— 縮回設定速度

對于電液比例方向閥，閥口流量公式為：

(4)

式中，xv—— 閥口開度

qN—— 比例閥額定流量

pA1—— 動臂無桿腔壓力

p0—— 油箱出口壓力

ΔpN—— 額定壓差

無桿腔多余流量為：

qd=A1vd-A2vd

(5)

由此確定無桿腔閥開度為：

(6)

3.2 動臂斗桿復合動作控制策略

如圖3所示為本系統(tǒng)多執(zhí)行器復合動作控制策略，動臂液壓缸和斗桿液壓缸同時伸出階段，動臂液壓缸為阻抗伸出工況，斗桿液壓缸為超越伸出工況。動臂相對于斗桿為重載執(zhí)行器，為消除載荷差異造成的節(jié)流損失，斗桿泵控單元采用壓力閉環(huán)補償背腔壓力，使兩執(zhí)行器驅(qū)動腔壓力相等，閥控單元補償非對稱流量，此時斗桿無桿腔閥可保持較大開度，有桿腔閥關閉，斗桿伺服電機為超級電容充電。動臂液壓缸采用動臂單動控制策略。

動臂液壓缸與斗桿液壓缸驅(qū)動腔壓差為：

Δp=pA1-pA2

(7)

式中，pA2—— 斗桿無桿腔壓力

斗桿泵控單元設定轉(zhuǎn)速為：

(8)

式中，A4—— 斗桿有桿腔面積

根據(jù)壓力閉環(huán)確定斗桿泵控單元補償轉(zhuǎn)速為：

(9)

式中，kp—— 比例系數(shù)

ki—— 積分系數(shù)

最終得到斗桿泵控單元轉(zhuǎn)速為：

(10)

動臂液壓缸和斗桿液壓缸同時縮回階段，動臂液壓缸為超越縮回工況，斗桿液壓缸為阻抗縮回工況。動臂泵控單元轉(zhuǎn)速與動臂單動時相同，為降低斗桿泵控單元輸出功率，控制閥控單元將動臂無桿腔多余油液流入斗桿有桿腔實現(xiàn)流量再生，斗桿有桿腔閥全開，此時變量泵不運轉(zhuǎn)。

動臂無桿腔閥開度為：

(11)

式中，pd—— 變量泵出口壓力

斗桿泵控單元轉(zhuǎn)速為：

(12)

4 仿真分析

在挖掘機空載工況下，按所提控制策略完成動臂單動和動臂斗桿復合動作。在動臂舉升階段研究了閥控單元與泵控單元不同功率比對系統(tǒng)特性的影響。通過對動臂單動作仿真分析，確定最優(yōu)輸出功率比，在此基礎上對動臂斗桿復合動作進行研究，進而對比分析傳統(tǒng)進出口獨立控制系統(tǒng)與泵閥并聯(lián)進出口獨立系統(tǒng)的運行特性和能耗特性。

圖4 泵閥并聯(lián)進出口獨立控制動臂運行特性Fig.4 Operation characteristics of pump-valve parallel separate meter in and meter out control boom

4.1 動臂單動特性分析

1) 運行特性分析

設定執(zhí)行器伸出與縮回速度為100 mm/s。為探究不同功率比對系統(tǒng)特性的影響，設定閥控單元與泵控單元輸出功率比為1∶1；2∶1；1∶2，此時k1，k2分別為1/2，1/2；2/3，1/3；1/3，2/3。在動臂下降過程中均采用相同控制方法使泵控單元回收動臂重力勢能。如圖4所示為泵閥并聯(lián)進出口獨立控制動臂運行特性。

動臂上升階段，當閥控單元輸出功率占比大時，速度響應略快。三種情況下，動臂均可達到設定速度，并且速度波動較小。動臂下降時采用泵控單元控制下降速度，動臂運行平穩(wěn)。運行過程中，動臂無桿腔壓力保持在7～8 MPa。當閥控單元輸出功率占比大時，無桿腔壓力略高。有桿腔壓力保持較小值，防止吸空。

總體來說，閥控單元輸出功率占比大時，液壓缸速度響應快且無桿腔壓力高，這是由于閥控單元較泵控單元動態(tài)響應快，閥控單元輸出功率越大，液壓缸無桿腔越先建立較大壓力驅(qū)動動臂動作。增大閥控單元輸出功率占比，可提高系統(tǒng)動態(tài)響應。

2) 能耗特性分析

泵閥并聯(lián)進出口獨立控制動臂能耗特性如圖5所示。動臂以相同速度達到相同位置時，功率比2∶1時，兩泵輸出功率P2∶1最大為7.7 kW；功率比1∶1時，兩泵輸出功率P1∶1最大為7.0 kW；功率比1∶2時，兩泵輸出功率P1∶2最大為6.7 kW。動臂下降時，變量泵不運轉(zhuǎn)，泵控單元輸出功率為負值，最大為-3.9 kW，采用超級電容回收動臂下降的重力勢能。

圖5 泵閥并聯(lián)進出口獨立控制動臂能耗特性Fig.5 Energy consumption characteristics of pump-valve parallel separate meter in and meter out control boom

對兩泵輸出功率和系統(tǒng)節(jié)流損失積分后可得動臂單動工況下系統(tǒng)能耗及節(jié)流損失，功率比2∶1的系統(tǒng)能耗E2∶1為17.3 kJ，節(jié)流損失為5.37 kJ；功率比1∶1的系統(tǒng)能耗E1∶1為16.0 kJ，節(jié)流損失為4.18 kJ；功率比1∶2的系統(tǒng)能耗E1∶2為15.2 kJ，節(jié)流損失為3.56 kJ。

在動臂下放階段采用相同控制方法，動臂重力勢能經(jīng)過泵控單元、DC/DC變換器、超級電容等元件儲存在超級電容中，由式(13)計算得超級電容儲能功率，對其進行積分可得實際回收能量，三種功率比下系統(tǒng)通過超級電容回收能量均為5.89 kJ。

Pc=Pb·ηb·ηm·ηDC/DC·ηc

(13)

式中，Pb—— 液壓泵/馬達功率

ηb—— 液壓泵/馬達效率

ηm—— 伺服電機效率

ηDC/DC—— DC/DC變換器效率

ηc—— 超級電容效率

總體來說，泵控單元輸出功率占比大時，兩泵輸出總功率及系統(tǒng)能耗低。出現(xiàn)上述現(xiàn)象的原因是，當動臂舉升時，閥控單元輸出功率占比增大，導致無桿腔閥節(jié)流損失增大，變量泵實際輸出功率大于閥控單元輸出功率，兩泵輸出總功率及系統(tǒng)能耗增大。增大泵控單元輸出功率占比，可有效減少系統(tǒng)能耗。

通過對動臂單動作仿真分析，閥控單元與泵控單元功率比為1∶2時，系統(tǒng)能耗及節(jié)流損失最低，因本研究主要關注泵閥并聯(lián)進出口獨立系統(tǒng)的能效提升，所以功率比最終選用1∶2。

4.2 動臂斗桿復合動作特性分析

1) 運行特性分析

對于傳統(tǒng)進出口獨立控制系統(tǒng)，動臂液壓缸與斗桿液壓缸同時伸出時，動臂進出口閥全開，斗桿有桿腔油液流入無桿腔實現(xiàn)流量再生，變量泵提供動臂及斗桿所需流量，動臂液壓缸與斗桿液壓缸同時縮回時，斗桿進出口閥全開，動臂無桿腔油液流入有桿腔實現(xiàn)流量再生，變量泵提供斗桿所需流量。設定執(zhí)行器伸出與縮回速度為100 mm/s，如圖6所示為傳統(tǒng)進出口獨立控制動臂斗桿運行特性。

動臂液壓缸及斗桿液壓缸同時伸出時，斗桿液壓缸快速響應伸出，動臂液壓缸滯后約230 ms才開始響應，動臂響應滯后會造成復合動作控制精度降低，駕駛員操作難度增大。通過壓力曲線可知，斗桿液壓缸為輕載執(zhí)行器，變量泵油液優(yōu)先流向斗桿液壓缸，當系統(tǒng)壓力足夠高時，才能驅(qū)動動臂液壓缸伸出。動臂液壓缸及斗桿液壓缸同時縮回時，壓力波動較小，兩執(zhí)行器均能平穩(wěn)運行。

如圖7所示為泵閥并聯(lián)進出口獨立控制動臂斗桿運行特性，其中，閥控單元與泵控單元功率比為1∶2。動臂液壓缸及斗桿液壓缸同時伸出時，由于采用泵控單元閉環(huán)控制斗桿驅(qū)動腔壓力，斗桿無桿腔壓力pA2迅速增加至與動臂無桿腔壓力pA1相等，且在整個執(zhí)行器伸出過程中，兩執(zhí)行器驅(qū)動腔壓力保持相等。動臂液壓缸僅滯后斗桿液壓缸50 ms開始響應動作，極大縮短了傳統(tǒng)液壓系統(tǒng)多執(zhí)行器復合動作時重載執(zhí)行器的響應滯后。

圖6 傳統(tǒng)進出口獨立控制動臂斗桿運行特性Fig.6 Operation characteristics of traditional separate meter in and meter out control boom and arm

動臂液壓缸及斗桿液壓缸同時縮回時，由于動臂泵控單元回收動臂下降的重力勢能，且無桿腔多余油液通過閥控單元流入斗桿有桿腔，此時斗桿有桿腔閥全開，通過控制動臂無桿腔閥來控制流入斗桿有桿腔流量，斗桿有桿腔壓力pB2迅速降低至較動臂無桿腔壓力pA1相差0.5 MPa，且在整個執(zhí)行器縮回過程中，斗桿有桿腔壓力pB2始終跟隨動臂無桿腔壓力pA1。此時變量泵不運轉(zhuǎn)，兩執(zhí)行器運行平穩(wěn)。

2) 能耗特性分析

傳統(tǒng)進出口獨立控制動臂斗桿能耗特性如圖8所示，動臂液壓缸及斗桿液壓缸同時伸出階段，由于兩液壓缸驅(qū)動腔壓差較大，輕載執(zhí)行器進油閥控制進入液壓缸流量，導致斗桿進油閥節(jié)流損失較大，此時系統(tǒng)節(jié)流損失Ploss為6.85 kW。動臂液壓缸及斗桿液壓缸同時縮回階段，由于動臂液壓缸處于超越縮回工況，無桿腔油液通過無桿腔閥流入有桿腔實現(xiàn)流量再生，此時動臂無桿腔閥壓損較大，導致動臂無桿腔閥節(jié)流損失較大，系統(tǒng)節(jié)流損失Ploss為5.9 kW。且動臂無桿腔多余油液無法流入斗桿有桿腔，導致變量泵輸出功率P1較大，為3.27 kW。對系統(tǒng)節(jié)流損失和變量泵輸出功率進行積分，得到傳統(tǒng)進出口獨立控制系統(tǒng)節(jié)流損失Eloss為28.35 kJ，系統(tǒng)能耗Eh為39.54 kJ。

圖7 泵閥并聯(lián)進出口獨立控制動臂斗桿運行特性Fig.7 Operation characteristics of pump-valve parallel separate meter in and meter out control boom and arm

圖8 傳統(tǒng)進出口獨立控制動臂斗桿能耗特性Fig.8 Energy consumption characteristics of traditional separate meter in and meter out control boom and arm

泵閥并聯(lián)進出口獨立控制動臂斗桿能耗特性如圖9所示，在執(zhí)行器伸出階段，由于采用泵控單元閉環(huán)控制消除載荷差異，因此斗桿進油閥可保持較大開度控制執(zhí)行器速度，所以斗桿進油閥節(jié)流損失顯著減小，最終系統(tǒng)節(jié)流損失Ploss穩(wěn)定在0.29 kW。此時主泵提供動臂無桿腔的分配流量與斗桿無桿腔的補償流量，峰值功率P1約為4.94 kW。動臂泵控單元與主泵分配動臂驅(qū)動功率，峰值功率P2為4.63 kW。斗桿泵控單元輸出功率為負值，峰值功率P3為-2.26 kW，采用超級電容回收此能量。

圖9 泵閥并聯(lián)進出口獨立控制動臂斗桿能耗特性Fig.9 Energy consumption characteristics of pump-valve parallel separate meter in and meter out control boom and arm

執(zhí)行器縮回階段，動臂無桿腔壓力與斗桿有桿腔壓力相差較小，且保持壓力跟隨狀態(tài)，因此節(jié)流損失Ploss較小，為0.6 kW。此時，動臂無桿腔多余油液經(jīng)過閥控單元流入斗桿有桿腔，斗桿泵控單元僅補償需求流量，所以輸出功率較小，峰值功率P3為0.88 kW，變量泵不運轉(zhuǎn)。動臂泵控單元輸出功率為負值，峰值功率P2為-3.4 kW，采用超級電容回收此能量。

對系統(tǒng)節(jié)流損失和泵控單元及變量泵輸出功率積分后，得到泵閥并聯(lián)進出口獨立系統(tǒng)節(jié)流損失Eloss為2.72 kJ，系統(tǒng)能耗Eh為23.28 kJ，系統(tǒng)通過超級電容回收能量為8.74 kJ。

通過動臂斗桿復合動作能耗分析，可以得到動臂斗桿復合動作工況下，與傳統(tǒng)進出口獨立控制系統(tǒng)相比，所提泵閥并聯(lián)進出口獨立系統(tǒng)節(jié)流損失降低90%，系統(tǒng)能耗降低41%。

5 結論

(1) 提出一種泵閥并聯(lián)進出口獨立系統(tǒng)，通過改變閥控單元及泵控單元輸出功率比，探究其對系統(tǒng)特性的影響。仿真結果表明，增大閥控單元輸出功率占比，可提高系統(tǒng)動態(tài)響應，增大泵控單元輸出功率占比，可有效減少系統(tǒng)能耗；

(2) 采用泵控單元閉環(huán)調(diào)控各執(zhí)行器驅(qū)動腔壓力相等，使得輕載執(zhí)行器進油閥保持較大開度下控制液壓缸速度，可消除多執(zhí)行器載荷差異造成的節(jié)流損失。仿真結果表明，與傳統(tǒng)進出口獨立控制系統(tǒng)相比，本系統(tǒng)可減小節(jié)流損失90%，降低系統(tǒng)能耗41%，并改善重載執(zhí)行器響應滯后現(xiàn)象；

(3) 系統(tǒng)閥控單元采用進出口獨立控制，可降低執(zhí)行器起動與制動時的速度及壓力波動，動臂下降時可將動臂無桿腔多余高壓油液輸送給其他執(zhí)行器，實現(xiàn)流量再生；

(4) 系統(tǒng)可推廣應用于液壓挖掘機所有執(zhí)行器，本研究對減少系統(tǒng)能耗、提高能量回收效率和整機系統(tǒng)特性研究奠定了基礎。