電動(dòng)裝載機(jī)雙閥芯電液負(fù)載敏感系統(tǒng)特性研究*

余 聰,閆桂山,張宇航,艾 超,李艷文,陳文婷

(1.燕山大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院,河北 秦皇島 066004;2.中山大學(xué) 智能工程學(xué)院,廣東 廣州 510275)

0 引 言

裝載機(jī)具有作業(yè)靈活、機(jī)動(dòng)性能好等特點(diǎn),因而被廣泛用于港口、礦山、建筑及公路等工程領(lǐng)域的物料鏟裝作業(yè)中,是工程機(jī)械的代表性機(jī)種之一[1]。

目前,裝載機(jī)普遍采用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單的基于三位六通多路閥的定量液壓傳動(dòng)系統(tǒng),在一個(gè)工作周期內(nèi)存在較大的節(jié)流損耗和溢流損耗,并且系統(tǒng)易受外負(fù)載變化的干擾[2]。

隨著全球節(jié)約能源和環(huán)境保護(hù)理念的普及,工程機(jī)械的節(jié)能減排已經(jīng)成為一個(gè)研究熱點(diǎn),國內(nèi)外相關(guān)學(xué)者針對(duì)工程機(jī)械高效液壓傳動(dòng)系統(tǒng)開展了大量研究[3-5]。

夏小松等人[6]將機(jī)液負(fù)載敏感系統(tǒng)同時(shí)用于裝載機(jī)的工作裝置和轉(zhuǎn)向系統(tǒng),可提升整機(jī)效率;但是機(jī)液負(fù)載敏感系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性和能效有待進(jìn)一步提升。曾億山等人[7]提出了一種先導(dǎo)控制負(fù)載敏感系統(tǒng),利用先導(dǎo)壓力控制降低了泵口壓力,提升了負(fù)載敏感系統(tǒng)的能效;但是其增加了先導(dǎo)油路的復(fù)雜性。付勝杰等人[8]在電動(dòng)挖掘機(jī)基礎(chǔ)上,提出了一種壓力反饋調(diào)節(jié)轉(zhuǎn)速的電液負(fù)載敏感系統(tǒng),使系統(tǒng)壓力損耗大大降低;但是壓力反饋調(diào)節(jié)轉(zhuǎn)速的方法動(dòng)態(tài)響應(yīng)性能有待進(jìn)一步提高。

負(fù)載敏感系統(tǒng)在工程機(jī)械的應(yīng)用中基本可以使流量達(dá)到供需匹配,但是負(fù)載敏感系統(tǒng)主閥采用單根閥芯,其進(jìn)出油口結(jié)構(gòu)耦合,難以兼顧進(jìn)油口的流量控制和出油口的背壓控制,在操控性和節(jié)能性上仍存在一定的局限性[9]。

為了解決單閥芯進(jìn)出油口耦合的缺陷,國內(nèi)外學(xué)者開始研究使用兩個(gè)方向閥分別對(duì)進(jìn)出油口進(jìn)行控制,即雙閥芯進(jìn)出口獨(dú)立控制技術(shù)[10-11]。曹曉明等人[12]提出了壓力源兩級(jí)切換的進(jìn)出口獨(dú)立控制系統(tǒng),在保證位置精度的同時(shí)實(shí)現(xiàn)了系統(tǒng)阻滯工況下的能效提升和超越工況下的能量回收的目的;但是并未提及系統(tǒng)切換過程的工作特性。李澤龍等人[13]提出了基于能耗控制和位置控制模式切換的變轉(zhuǎn)速負(fù)載敏感進(jìn)出口獨(dú)立控制系統(tǒng),其控制性能和節(jié)能效果均高于傳統(tǒng)泵控和閥控系統(tǒng);但是泵口壓力控制在多執(zhí)行器復(fù)合動(dòng)作中存在局限性。劉華[14]提出了基于負(fù)載口獨(dú)立控制的負(fù)載敏感系統(tǒng),并使用自抗擾控制方法對(duì)進(jìn)出油口進(jìn)行高性能獨(dú)立控制;但是該研究?jī)H限于對(duì)稱缸系統(tǒng)。LüBBERT J等人[15]針對(duì)挖掘機(jī)提出了一種使用短路路徑實(shí)現(xiàn)不同工作模式平滑切換的進(jìn)出口獨(dú)立控制系統(tǒng);但是比例閥閥組結(jié)構(gòu)復(fù)雜。

隨著工程機(jī)械排放政策愈加嚴(yán)格,純電驅(qū)動(dòng)裝載機(jī)已經(jīng)成為未來的發(fā)展趨勢(shì)[16]。純電驅(qū)動(dòng)裝載機(jī)以蓄電池和伺服電機(jī)取代燃油發(fā)動(dòng)機(jī),具有無污染、效率高和控制性能好等特點(diǎn),為整機(jī)電液控制系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計(jì)帶來更多的可能[17]。以伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)定量泵的動(dòng)力源形式為基礎(chǔ),并結(jié)合高性能的液壓傳動(dòng)系統(tǒng),是實(shí)現(xiàn)裝載機(jī)電動(dòng)化改造的有效途經(jīng)[18-19]。

為了滿足裝載機(jī)節(jié)能化和電動(dòng)化的發(fā)展需求,在伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)定量泵的動(dòng)力源形式基礎(chǔ)上筆者提出基于雙閥芯的電液負(fù)載敏感系統(tǒng),分別設(shè)計(jì)裝載機(jī)動(dòng)臂和鏟斗單獨(dú)動(dòng)作及復(fù)合動(dòng)作的控制策略,最后采用機(jī)電液聯(lián)合仿真的形式驗(yàn)證雙閥芯電液負(fù)載敏感系統(tǒng)在裝載機(jī)上的節(jié)能性和操控性。

1 工作原理

1.1 定量液壓系統(tǒng)

裝載機(jī)的工作裝置普遍采用基于三位六通多路閥的定量液壓系統(tǒng)。

定量液壓系統(tǒng)如圖1所示。

裝載機(jī)定量液壓系統(tǒng)由發(fā)動(dòng)機(jī)、定量泵、三位六通開中心多路閥、先導(dǎo)手柄和液壓缸等元件組成。

在系統(tǒng)工作時(shí),操作員通過調(diào)整液控先導(dǎo)手柄開度來控制動(dòng)臂或鏟斗閥桿進(jìn)行左右位移,油液經(jīng)過多路閥閥口進(jìn)入動(dòng)臂或鏟斗液壓缸以實(shí)現(xiàn)預(yù)期動(dòng)作。其中,動(dòng)臂閥桿和鏟斗閥桿串聯(lián),動(dòng)臂和鏟斗無法同時(shí)進(jìn)行作業(yè)動(dòng)作。系統(tǒng)不工作時(shí),操作員使用液控先導(dǎo)手柄控制多路閥閥桿回到中位,油液通過中位卸荷。動(dòng)臂下落時(shí)利用液控單向閥實(shí)現(xiàn)流量再生的目的。

定量液壓系統(tǒng)由于恒流量的特性,有節(jié)流、溢流及中位卸荷損耗,系統(tǒng)能效低。多路閥兩端由于沒有穩(wěn)壓閥,系統(tǒng)流量易受負(fù)載影響,且系統(tǒng)不能實(shí)現(xiàn)復(fù)合動(dòng)作,操控性能差。因此,傳統(tǒng)裝載機(jī)采用的基于三位六通多路閥的定量液壓系統(tǒng)在能效和操控性能上有很大的提升空間。

1.2 雙閥芯電液負(fù)載敏感系統(tǒng)

雙閥芯電液負(fù)載敏感系統(tǒng)如圖2所示。

圖2 雙閥芯電液負(fù)載敏感系統(tǒng)Fig.2 Electro-hydraulic load sensing system with double spool1為伺服電機(jī);2為定量泵;3為卸荷閥;4為壓力補(bǔ)償閥;5為電磁開關(guān)閥;6為進(jìn)油電液比例閥;7為回油電液比例閥;8為液壓缸。

為了實(shí)現(xiàn)對(duì)傳統(tǒng)裝載機(jī)電動(dòng)化和節(jié)能化的技術(shù)升級(jí),筆者提出一種雙閥芯電液負(fù)載敏感系統(tǒng),其由伺服電機(jī)、定量泵、電液比例閥、壓力補(bǔ)償閥、卸荷閥和液壓缸等元件構(gòu)成。

裝載機(jī)動(dòng)臂舉升或鏟斗收斗時(shí),電磁開關(guān)閥得電,此時(shí),在彈簧力的作用下,壓力補(bǔ)償閥始終保持最大開度而失去補(bǔ)償功能,使用控制伺服電機(jī)轉(zhuǎn)矩來間接控制泵口壓力,從而維持進(jìn)油電液比例閥前后壓差恒定,自適應(yīng)實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)流量匹配。

動(dòng)臂下落或鏟斗翻斗時(shí),利用進(jìn)油和回油電液比例閥實(shí)現(xiàn)無桿腔流量再生至有桿腔,此時(shí)伺服電機(jī)停止轉(zhuǎn)動(dòng),液壓缸靠自重縮回。

動(dòng)臂和鏟斗復(fù)合動(dòng)作時(shí),電磁開關(guān)閥失電,壓力補(bǔ)償閥正常工作維持進(jìn)油電液比例閥前后壓差恒定,消除多執(zhí)行機(jī)構(gòu)負(fù)載的相互影響,此時(shí)利用手柄開度和電機(jī)轉(zhuǎn)速的關(guān)系實(shí)現(xiàn)進(jìn)油電液比例閥和伺服電機(jī)的同步控制,達(dá)到系統(tǒng)流量供需匹配。

系統(tǒng)待機(jī)時(shí),伺服電機(jī)轉(zhuǎn)速降至最低以減小卸荷損失。

因此,雙閥芯電液負(fù)載敏感系統(tǒng)在節(jié)能性和操控性能上相較于傳統(tǒng)裝載機(jī)均有較大的提升。

2 數(shù)學(xué)模型

2.1 工作特性

以液壓缸阻抗伸出工況為例,進(jìn)油、回油電液比例閥的流量壓降特性方程為:

(1)

式中:q1,q2為比例閥通過流量,L/min;Cd為流量系數(shù);xv1,xv2為閥桿位移,m;W為面積梯度;pa,p1,p2,pT為閥前、閥后、有桿腔與油箱壓力,Pa;ρ為液壓油密度,kg/m3。

電液比例閥的頻寬遠(yuǎn)大于液壓系統(tǒng)的固有頻率,其動(dòng)態(tài)響應(yīng)可假設(shè)為比例環(huán)節(jié),此時(shí):

xv=kv·ui

(2)

式中:kv為增益系數(shù);ui為比例閥電信號(hào)。

由式(1)可以看出:當(dāng)閥口壓差保持恒定時(shí),閥口通過流量和閥桿位移呈近似線性關(guān)系,而不受負(fù)載變化的影響。閥口壓差可使用定差壓力補(bǔ)償閥和電子壓力補(bǔ)償兩種方式維持恒定。

壓力補(bǔ)償閥利用內(nèi)部閥芯的機(jī)械平衡來保證閥口壓差恒定,其受力平衡方程如下:

pa·Aa=p1·Aa+Fa

(3)

式中:Aa為閥芯作用面積,m2;Fa為預(yù)設(shè)彈簧力,N。

筆者利用控制伺服電機(jī)轉(zhuǎn)矩可間接控制泵口壓力,實(shí)現(xiàn)閥口前后壓差恒定[20-22]。伺服電機(jī)的運(yùn)動(dòng)方程和液壓泵的轉(zhuǎn)矩方程如下所示:

(4)

式中:Te為電機(jī)電磁轉(zhuǎn)矩,N·m;Tp為液壓泵轉(zhuǎn)矩,N·m;J為電機(jī)和泵轉(zhuǎn)動(dòng)慣量之和,kg·m2;ω為電機(jī)轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)角速度,rad/s;pn為磁極對(duì)數(shù);ps為泵口壓力,Pa;V為液壓泵排量,m3/r;ηm為液壓泵機(jī)械效率。

液壓缸外負(fù)載和液壓力的平衡方程為:

(5)

式中:A1,A2為液壓缸兩腔的作用面積,mm2;mt為活塞桿和負(fù)載總質(zhì)量,kg;Bp為黏性阻尼系數(shù),N·s/m;K為彈簧剛度,N/m;FL為載荷力,N。

假設(shè)進(jìn)油和回油電液比例閥閥桿位移的比值為:

(6)

液壓缸無桿腔和有桿腔作用面積的比值為:

(7)

忽略油箱壓力PT,根據(jù)式(1)和式(6)可分別計(jì)算出無桿腔和有桿腔的壓力為:

(8)

由式(8)可知:液壓缸兩腔的壓力均與進(jìn)出油口過流面積的比值有關(guān),單閥芯方向閥閥口結(jié)構(gòu)耦合,進(jìn)油閥口和出油閥口過流面積的比值恒定。因此,負(fù)載力確定時(shí),液壓缸兩腔的壓力隨之確定。

雙閥芯方向閥實(shí)現(xiàn)進(jìn)出油口的解耦控制,可對(duì)進(jìn)出油口采用不同開度的調(diào)節(jié)以實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)流量壓力的共同控制目的。

2.2 能耗特性

雙閥芯電液負(fù)載敏感系統(tǒng)的壓力和流量分別為:

(9)

式中:Δp1為閥口預(yù)設(shè)壓差,Pa;Δp2為壓力補(bǔ)償閥壓損,Pa;qs為系統(tǒng)輸出流量,L/min;qleak為泄露流量,L/min。

由式(9)可以看出:雙閥芯電液負(fù)載敏感系統(tǒng)匹配輸出負(fù)載需要的壓力流量,相比定量液壓系統(tǒng)始終輸出系統(tǒng)最大壓力流量,其具有更高的節(jié)能性。

另外,采用泵口壓力控制的方式時(shí),可消除壓力補(bǔ)償閥壓損Δp1,并根據(jù)工況改變閥口預(yù)設(shè)壓差Δp2,進(jìn)一步提高系統(tǒng)的節(jié)能性。

針對(duì)系統(tǒng)阻抗伸出工況,筆者根據(jù)式(1)和式(8)可計(jì)算出系統(tǒng)壓力為:

(10)

系統(tǒng)的消耗功率為:

Ps=ps·qs

(11)

由式(10)和式(11)可以看出:在液壓缸兩腔作用面積和外負(fù)載力確定后,系統(tǒng)壓力受兩個(gè)比例閥閥口開啟的大小影響。

傳統(tǒng)單閥芯系統(tǒng)進(jìn)出油口結(jié)構(gòu)耦合,進(jìn)出油口開度不能同時(shí)自由調(diào)節(jié),因此系統(tǒng)壓力難以調(diào)節(jié)。雙閥芯系統(tǒng)可對(duì)進(jìn)出油口進(jìn)行獨(dú)立控制,進(jìn)油電液比例閥在控制系統(tǒng)流量的同時(shí)可以增大回油電液比例閥的閥口開度,以降低系統(tǒng)的壓力ps,進(jìn)而降低系統(tǒng)功率PS的損耗。

同理,雙閥芯系統(tǒng)阻抗縮回、超越伸出和超越縮回工況均可利用調(diào)節(jié)進(jìn)油、回油比例閥的開度,以降低系統(tǒng)的消耗功率。

3 控制策略

電動(dòng)裝載機(jī)的鏟裝作業(yè)一般具有較強(qiáng)的周期性,動(dòng)臂和鏟斗一般遵循鏟斗收斗、動(dòng)臂舉升、鏟斗翻斗、鏟斗收斗和動(dòng)臂下落的循環(huán)動(dòng)作[23]。

另外,根據(jù)不同的作業(yè)場(chǎng)景,裝載機(jī)操作員還會(huì)進(jìn)行動(dòng)臂和鏟斗的復(fù)合作業(yè)動(dòng)作。動(dòng)臂舉升或鏟斗收斗時(shí),液壓缸伸出,且速度和外載荷方向相反,此時(shí)系統(tǒng)為阻抗伸出工況。動(dòng)臂下落或鏟斗翻斗時(shí),液壓缸縮回,且速度和外載荷方向一致,此時(shí)系統(tǒng)為超越縮回工況。

針對(duì)單獨(dú)動(dòng)作和復(fù)合動(dòng)作中的阻抗伸出和超越縮回工況,筆者分別設(shè)計(jì)不同的控制策略,在保證工作裝置系統(tǒng)工作性能的同時(shí),提高系統(tǒng)的節(jié)能性。

3.1 單獨(dú)動(dòng)作

動(dòng)臂舉升或鏟斗收斗時(shí)的控制策略如圖3所示。

圖3 動(dòng)臂舉升或鏟斗收斗控制策略Fig.3 Boomlift or bucket retraction control strategies

當(dāng)動(dòng)臂舉升或鏟斗收斗時(shí),比例閥2全開以降低系統(tǒng)背壓,比例閥1和液壓泵協(xié)同輸出系統(tǒng)所需的流量和壓力。

該方法直接控制伺服電機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩,并間接控制泵口輸出壓力,維持比例閥1進(jìn)出油口預(yù)設(shè)壓差值,并自適應(yīng)匹配系統(tǒng)需要的流量。

動(dòng)臂下落或鏟斗翻斗的控制策略如圖4所示。

圖4 動(dòng)臂下落或鏟斗翻斗控制策略Fig.4 Boomdrop or bucket tipping control strategy

當(dāng)動(dòng)臂下落或鏟斗翻斗時(shí),液壓缸靠自重縮回,無桿腔的流量再生至有桿腔。在該工況下,比例閥2全開以降低系統(tǒng)背壓,比例閥1進(jìn)行流量調(diào)節(jié)以控制液壓缸縮回速度。

3.2 復(fù)合動(dòng)作

動(dòng)臂舉升和鏟斗收斗的復(fù)合作業(yè)控制策略如圖5所示。

圖5 動(dòng)臂舉升和鏟斗收斗的復(fù)合作業(yè)控制策略Fig.5 Compositeoperation control strategy of boom lift and bucket retraction

當(dāng)裝載機(jī)進(jìn)行動(dòng)臂舉升和鏟斗收斗的復(fù)合動(dòng)作時(shí),系統(tǒng)切換至基于閥前補(bǔ)償?shù)牧髁科ヅ淇刂撇呗??？刂破鞑杉瘎?dòng)臂聯(lián)和鏟斗聯(lián)比例閥電壓信號(hào),根據(jù)補(bǔ)償閥預(yù)設(shè)壓差,在線計(jì)算系統(tǒng)需要的流量,并轉(zhuǎn)化輸出伺服電機(jī)轉(zhuǎn)速指令n,實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)流量壓力的供需匹配。

在該工況下,系統(tǒng)的功率損失為:

Ploss=(Δp11+Δp12)·q11+(Δp21+Δp22)·q21+Pleak

(12)

式中:Δp11,Δp21為動(dòng)臂和鏟斗主閥預(yù)設(shè)壓差,Pa;Δp12,Δp22為動(dòng)臂聯(lián)和鏟斗聯(lián)壓力補(bǔ)償閥壓損,Pa。

動(dòng)臂和鏟斗聯(lián)壓力補(bǔ)償閥壓損和無桿腔壓力間的關(guān)系為:

Δp22=Δp12+(p11-p21)

(13)

由式(12)和式(13)可知:動(dòng)臂聯(lián)和鏟斗聯(lián)的無桿腔壓力差異越大,系統(tǒng)功率損耗越大。因此,對(duì)負(fù)載較輕的鏟斗聯(lián)液壓缸差動(dòng)連接,增大鏟斗聯(lián)液壓缸無桿腔壓力,可降低系統(tǒng)的功率損耗。

4 仿真研究

4.1 系統(tǒng)建模

根據(jù)裝載機(jī)實(shí)物測(cè)量各零部件的尺寸參數(shù),筆者利用三維軟件CATIA搭建裝載機(jī)的實(shí)體模型,并在CATIA中將工作裝置繁雜的零件合并成幾個(gè)主要的零部件;在機(jī)械動(dòng)力學(xué)仿真軟件LMS Virtual.Lab Motion中導(dǎo)入裝載機(jī)零部件,并添加相應(yīng)的運(yùn)動(dòng)副和約束實(shí)現(xiàn)整機(jī)的裝配目的。

裝載機(jī)工作裝置機(jī)械動(dòng)力學(xué)仿真模型如圖6所示。

圖6 裝載機(jī)機(jī)械動(dòng)力學(xué)仿真模型Fig.6 Mechanicaldynamics simulation model of loader

在AMEsim軟件中,筆者搭建裝載機(jī)雙閥芯電液負(fù)載敏感系統(tǒng)液壓模型,利用聯(lián)合仿真接口,并采用CoSim的方式進(jìn)行液壓部分與機(jī)械動(dòng)力學(xué)部分的聯(lián)合仿真。

雙閥芯電液負(fù)載敏感系統(tǒng)液壓仿真模型如圖7所示。

圖7 雙閥芯電液負(fù)載敏感系統(tǒng)液壓仿真模型Fig.7 Hydraulicsimulation model of electro-hydraulic load sensing system with double spool

AMESim仿真模型主要參數(shù)如表1所示。

表1 仿真參數(shù)表

4.2 運(yùn)行特性分析

電動(dòng)裝載機(jī)動(dòng)臂或鏟斗液壓缸伸出時(shí),通過直接控制伺服電機(jī)轉(zhuǎn)矩來間接控制泵口壓力,維持主閥(以下主閥均指動(dòng)臂和鏟斗聯(lián)的進(jìn)油電液比例閥)前后壓力的差值不變,達(dá)到了系統(tǒng)負(fù)載敏感的效果。同時(shí),可根據(jù)系統(tǒng)流量大小、能耗和動(dòng)態(tài)響應(yīng)等需求,變化控制主閥前后壓差,其控制指令由預(yù)設(shè)的閥桿位移信號(hào)和主閥前后壓差關(guān)系曲線自動(dòng)給出。

最大閥口開度下動(dòng)臂舉升系統(tǒng)流量壓力如圖8所示。

圖8 最大閥口開度下動(dòng)臂舉升系統(tǒng)流量壓力曲線Fig.8 Flow pressure curve of boom lifting system under maximum port opening

最大閥口開度下鏟斗收斗系統(tǒng)流量壓力如圖9所示。

圖9 最大閥口開度下鏟斗收斗系統(tǒng)流量壓力曲線Fig.9 Flow pressure curve of bucket retraction system under maximum port opening

在圖8和圖9中:動(dòng)臂舉升且主閥維持最大開度時(shí),無桿腔壓力由40 bar逐漸增大至50 bar,泵口壓力跟隨負(fù)載壓力由43 bar逐漸增大至53 bar,動(dòng)臂主閥前后壓差始終維持在3 bar。

鏟斗收斗且主閥維持最大開度時(shí),無桿腔壓力由19 bar逐漸增大至28 bar,泵口壓力跟隨負(fù)載壓力由22 bar逐漸增大至31 bar,鏟斗主閥前后壓差始終維持在3 bar。

動(dòng)臂舉升和鏟斗收斗時(shí),負(fù)載壓力均不斷變化,但是系統(tǒng)輸出的流量始終保持在400 L/min。此時(shí),系統(tǒng)的流量不受負(fù)載變化的影響,僅與主閥閥桿位移信號(hào)有關(guān),具有較好的操控性。

當(dāng)系統(tǒng)壓力達(dá)到預(yù)設(shè)安全壓力時(shí),伺服電機(jī)維持最大扭矩,液壓泵自適應(yīng)無流量輸出,系統(tǒng)無溢流損耗。

筆者預(yù)設(shè)閥桿位移信號(hào)和主閥前后控制壓差的關(guān)系如圖10所示。

圖10 預(yù)設(shè)閥桿位移和主閥前后控制壓差關(guān)系曲線Fig.10 Preset stem displacement and main valve front and rear control pressure differential relationship curve

在圖10中,閥桿位移在0 mm～5 mm處于流量死區(qū),主閥尚未打開。閥桿位移在5 mm～9.7 mm時(shí),主閥處于小開口狀態(tài),系統(tǒng)需求流量較小,閥口前后維持1 bar的小壓差,以降低系統(tǒng)的壓力損耗;閥桿位移在9.7 mm～15 mm,主閥處于大開口狀態(tài),系統(tǒng)流量需求較大,閥口前后維持1 bar～3 bar的大壓差,以匹配系統(tǒng)大流量的響應(yīng)需要。

不同的閥桿位移下,動(dòng)臂和鏟斗主閥前后的壓力如圖11所示。

圖11 不同的閥桿位移下主閥前后的壓力曲線Fig.11 Pressure curve before and after main valve under different stem displacements

圖11中,閥桿位移在0 mm～5 mm內(nèi),主閥尚未打開,系統(tǒng)不輸出流量,動(dòng)臂無桿腔壓力為0 bar,鏟斗無桿腔由于自重保持8.5 bar壓力。鏟斗閥桿位移在5 mm～8.9 mm內(nèi),鏟斗主閥前后壓差維持在1 bar;在8.9 mm～15 mm內(nèi),鏟斗液壓缸達(dá)到位移極限,系統(tǒng)維持最大安全壓力。動(dòng)臂閥桿位移在5 mm～9.7 mm內(nèi),動(dòng)臂主閥前后壓差維持在1 bar;在9.7 mm～14 mm內(nèi),動(dòng)臂主閥前后壓差隨閥桿位移從1 bar～2.7 bar呈線性變化,14 mm后動(dòng)臂液壓缸達(dá)到位移極限,系統(tǒng)維持最大安全壓力。鏟斗和動(dòng)臂主閥前后壓差均能實(shí)現(xiàn)按預(yù)設(shè)和閥桿位移信號(hào)關(guān)系變化控制。

電動(dòng)裝載機(jī)動(dòng)臂靠自重下落,鏟斗靠自重翻斗,系統(tǒng)不需要提供流量輸出,并可以利用主閥實(shí)現(xiàn)流量再生。動(dòng)臂下落和鏟斗翻斗的快慢通過調(diào)整主閥閥口開啟的大小進(jìn)行控制。

動(dòng)臂下落時(shí),系統(tǒng)的流量如圖12所示。

圖12 動(dòng)臂下落系統(tǒng)流量曲線Fig.12 Flow curve of boom drop system

圖12中,0 s～3 s給定動(dòng)臂下落時(shí)無桿腔400 L/min的流量控制指令,3 s～10 s給定200 L/min的流量控制指令。無桿腔的流量均能保持較好的流量響應(yīng)輸出,有桿腔分別實(shí)現(xiàn)了273 L/min和136 L/min的流量再生。

鏟斗翻斗系統(tǒng)流量曲線如圖13所示。

圖13 鏟斗翻斗系統(tǒng)流量曲線Fig.13 Flow curve of bucket tipping system

圖13中,0 s～2.4 s內(nèi)鏟斗靠自重下翻,無桿腔流量較好地控制在200 L/min,并且利用主閥實(shí)現(xiàn)了有桿腔138 L/min的流量再生。

這表明該方法在控制動(dòng)臂下落和鏟斗翻斗速度的同時(shí),可實(shí)現(xiàn)流量再生的可行性。

裝載機(jī)復(fù)合動(dòng)作時(shí)會(huì)切換至機(jī)液壓差補(bǔ)償?shù)哪Ｊ?系統(tǒng)匹配輸出負(fù)載需要的流量。筆者在裝載機(jī)鏟掘物料和動(dòng)臂提升的復(fù)合動(dòng)作中研究所提控制策略的可行性。鏟斗鏟裝物料時(shí),其液壓缸的位移由動(dòng)臂上的限位塊限位,即油缸限位后該復(fù)合動(dòng)作結(jié)束。

動(dòng)臂和鏟斗復(fù)動(dòng)時(shí),液壓缸位移如圖14所示。

圖14 動(dòng)臂和鏟斗復(fù)動(dòng)時(shí)液壓缸位移Fig.14 Hydraulic cylinder displacement when boom and bucket are reactive

動(dòng)臂和鏟斗復(fù)動(dòng)時(shí),系統(tǒng)的壓力如圖15所示。

圖15 動(dòng)臂和鏟斗復(fù)動(dòng)時(shí)系統(tǒng)的壓力曲線Fig.15 Pressure curves of the system when the boom and bucket are remotivated

動(dòng)臂和鏟斗復(fù)動(dòng)時(shí),系統(tǒng)的流量如圖16所示。

圖16 動(dòng)臂和鏟斗復(fù)動(dòng)時(shí)系統(tǒng)的流量曲線Fig.16 Flow curve of the system when boom and bucket are remotivated

圖14、圖15和圖16中,0 s～1.75 s內(nèi)動(dòng)臂液壓缸伸出至0.18 m,鏟斗液壓缸伸出至0.28 m,并由限位塊限位而結(jié)束復(fù)合動(dòng)作。在復(fù)合動(dòng)作的過程中,動(dòng)臂和鏟斗主閥前后壓差由壓力補(bǔ)償閥始終控制在1 bar左右。盡管動(dòng)臂舉升和鏟斗鏟掘時(shí),負(fù)載壓力不斷變化,動(dòng)臂和鏟斗液壓缸始終輸出260 L/min流量不變。

鏟斗聯(lián)作為復(fù)合動(dòng)作的輕載聯(lián),鏟斗油缸差動(dòng)連接,一方面降低輕載聯(lián)的壓損,一方面減少系統(tǒng)的流量輸出,鏟斗缸有桿腔177 L/min流量再生至無桿腔,液壓泵匹配輸出系統(tǒng)需要的343 L/min流量。

4.3 節(jié)能特性分析

傳統(tǒng)燃油裝載機(jī)采用定量液壓系統(tǒng),在一個(gè)工作循環(huán)內(nèi)溢流和節(jié)流損耗嚴(yán)重。筆者在電動(dòng)裝載機(jī)上提出一種雙閥芯電液負(fù)載敏感系統(tǒng),消除溢流損耗,自適應(yīng)匹配輸出系統(tǒng)需要功率,一個(gè)工作循環(huán)內(nèi)系統(tǒng)的能耗大大降低。

一個(gè)作業(yè)周期內(nèi),鏟斗和動(dòng)臂液壓缸位移如圖17所示。

圖17 一個(gè)作業(yè)周期內(nèi)鏟斗和動(dòng)臂液壓缸位移曲線Fig.17 Bucket and boom cylinder displacement curves over a duty cycle

一個(gè)作業(yè)周期內(nèi),兩種系統(tǒng)功率曲線對(duì)比如圖18所示。

圖18 一個(gè)作業(yè)周期內(nèi)新舊系統(tǒng)功率對(duì)比曲線Fig.18 Comparison curve of new and old system power in one operating cycle

在圖17、圖18中,0 s～2 s,鏟斗液壓缸伸出完成收斗動(dòng)作;2 s～8 s,動(dòng)臂液壓缸伸出完成舉升動(dòng)作;8 s～11 s,鏟斗液壓缸縮回完成翻斗動(dòng)作;11 s～11.24 s,鏟斗液壓缸伸出完成收斗動(dòng)作;11.24 s～18 s動(dòng)臂液壓缸縮回完成下落動(dòng)作。

鏟斗收斗和動(dòng)臂舉升過程中,雙閥芯電液負(fù)載敏感系統(tǒng)比定量液壓系統(tǒng)功耗低,鏟斗翻斗和動(dòng)臂下落時(shí)雙閥芯電液負(fù)載敏感系統(tǒng)無功率損耗,定量液壓系統(tǒng)始終輸出功率。另外,系統(tǒng)壓力達(dá)到安全壓力時(shí),定量液壓系統(tǒng)存在溢流損耗;雙閥芯電液負(fù)載敏感系統(tǒng)根據(jù)電機(jī)最大扭矩限制來保證系統(tǒng)的安全壓力,此時(shí)系統(tǒng)溢流閥并不開啟,液壓泵自適應(yīng)地不輸出負(fù)載流量,系統(tǒng)無溢流損耗。

一個(gè)作業(yè)周期內(nèi),兩種系統(tǒng)能耗對(duì)比如圖19所示。

圖19 一個(gè)作業(yè)周期內(nèi)新舊系統(tǒng)能耗對(duì)比Fig.19 Comparison of energy consumption of old and new systems in an operation cycle

圖19中,一個(gè)工作循環(huán)內(nèi)傳統(tǒng)定量液壓系統(tǒng)消耗750.69 kJ能量,雙閥芯電液負(fù)載敏感系統(tǒng)消耗211.19 kJ能量。可見,相比傳統(tǒng)定量液壓系統(tǒng),在一個(gè)工作循環(huán)內(nèi),雙閥芯電液負(fù)載敏感系統(tǒng)能耗降低約71.8%。

5 結(jié)束語

筆者在電動(dòng)裝載機(jī)上提出了一種雙閥芯電液負(fù)載敏感系統(tǒng),分別制定了動(dòng)臂和鏟斗單獨(dú)動(dòng)作和復(fù)合動(dòng)作的控制策略,搭建了AMESim和LMS Virtual.Lab Motion的機(jī)電液聯(lián)合仿真模型,對(duì)該系統(tǒng)的運(yùn)行與能耗特性進(jìn)行了仿真研究。

研究結(jié)果表明:

1)雙閥芯電液負(fù)載敏感系統(tǒng)各主閥獨(dú)立調(diào)節(jié),自由度高,針對(duì)不同的負(fù)載工況可采用不同工作模式的控制策略,并且動(dòng)臂和鏟斗無論是單獨(dú)動(dòng)作,還是復(fù)合動(dòng)作,進(jìn)入液壓缸流量均不受時(shí)變負(fù)載的影響,具有較好的操控性能;

2)雙閥芯電液負(fù)載敏感系統(tǒng)自適應(yīng)匹配輸出負(fù)載需求流量,節(jié)流損耗小,無溢流損耗,并且超越負(fù)載工況下系統(tǒng)不需要提供流量。在一個(gè)工作循環(huán)內(nèi),雙閥芯電液負(fù)載敏感系統(tǒng)的能耗為211.19 kJ,相較于傳統(tǒng)定量液壓系統(tǒng)能耗的750.69 kJ,降低了約71.8%。

筆者在電動(dòng)裝載機(jī)上采用控制伺服電機(jī)轉(zhuǎn)矩的方式來間接控制系統(tǒng)壓力,該種控制方法的動(dòng)靜態(tài)性能有進(jìn)一步提升空間。后續(xù)的工作,筆者將圍繞改善伺服電機(jī)轉(zhuǎn)矩控制系統(tǒng)壓力的性能展開。