王銳

摘 要：該文介紹了汽車起重機工作裝置上廣泛采用的負載敏感液壓系統(tǒng)控制特性，深入分析了其功率載荷控制方法，得到了影響邊界載荷控制的關(guān)鍵因素。以某型汽車起重機為研究對象，從仿真與試驗角度對結(jié)論進行了驗證。研究結(jié)果表明，針對負載敏感液壓系統(tǒng)，泵控增益的非線性與泵扭矩-轉(zhuǎn)速的耦合特性是直接影響功率邊界載荷控制策略實現(xiàn)效果的關(guān)鍵因素。

關(guān)鍵詞：起重機 發(fā)動機 仿真

中圖分類號：TP391.9 文獻標識碼：A 文章編號：1674-098X（2015）12（c）-0106-05

Research on Hydraulic Load Control System for Cranes

Wang Rui

（Unit 91439 Of PLA，Dalian Liaoning，116000，China）

Abstract：This study introduced the control characteristics of hydraulic load-sensing system widely used on mobile cranes，analyzed its control mechanisms，and yielded key factors of the load-sensing system which affect load control. The factors were proved by both simulations and tests on a certain type of mobile crane.The results show that the nonlinearity of I-Q curve and the coupling of torque and rolling speed of pump are the key factors to the performance of load-side control system.

Key Words：Crane；Engine；Simulation

大噸位汽車起重機上車發(fā)動機通常在保證工作效率前提下力求選取較小的額定功率來提高經(jīng)濟性與節(jié)能性，這就要求采用適當?shù)目刂撇呗詠韺崿F(xiàn)發(fā)動機-液壓系統(tǒng)功率匹配。目前廣泛采用的方法是通過CAN總線實時獲取發(fā)動機載荷狀態(tài)，如發(fā)動機實時轉(zhuǎn)速[1]或負載-扭矩百分比，利用電比例指令信號控制液壓系統(tǒng)的吸收功率，保證發(fā)動機-液壓系統(tǒng)的功率匹配[2-5]，尤其是在極限載荷下的功率匹配[6]。

不同類型液壓系統(tǒng)的控制特性存在較大差異，在進行功率邊界載荷控制時，要求控制策略必須能適用相應(yīng)液壓系統(tǒng)，以實現(xiàn)功率匹配的“穩(wěn)、準、快”。然而，在實際使用過程中，因液壓系統(tǒng)控制特性的非線性，尤其在功率極限載荷工況下，常出現(xiàn)控制策略與液壓系統(tǒng)匹配不佳的現(xiàn)象，導(dǎo)致發(fā)動機在低轉(zhuǎn)速下容易出現(xiàn)熄火現(xiàn)象，極大影響了主機操控性與可靠性。

文章介紹了在汽車起重機工作裝置上廣泛采用的負載敏感液壓系統(tǒng)控制特性，深入分析了其功率載荷控制方法，分析得出了影響邊界載荷控制的兩個關(guān)鍵因素，并以某型汽車起重機為研究對象，從仿真與試驗角度進行了驗證。此文的研究成果可為發(fā)動機-液壓系統(tǒng)功率載荷控制策略的設(shè)計與實現(xiàn)提供有益參考。

1 功率邊界載荷控制原理

如圖1所示，功率邊界載荷控制涉及關(guān)鍵零部件包括：手柄、控制器、發(fā)動機、液壓泵與主閥?？刂破鲗崟r監(jiān)測發(fā)動機轉(zhuǎn)速與負載扭矩百分比，以判斷發(fā)動機所處載荷狀態(tài)。當其接收到手柄給予的指令信號時，控制器依據(jù)不同的載荷狀態(tài)發(fā)出電流比例調(diào)節(jié)液壓泵與主閥，進而調(diào)節(jié)液壓系統(tǒng)對發(fā)動機的功率需求，實現(xiàn)各工況下發(fā)動機-液壓系統(tǒng)功率匹配，特別在發(fā)動機功率邊界載荷工況下，保障其不發(fā)生熄火。

功率邊界載荷控制策略的主要控制對象為液壓泵與主閥。調(diào)節(jié)液壓泵電流與主閥閥口開度均可以改變液壓系統(tǒng)從發(fā)動機處的吸收扭矩，但因液壓泵直接承擔機械能向液壓能的轉(zhuǎn)換，無論何種途徑，最終均是通過改變泵排量來實現(xiàn)改變吸收扭矩，因此發(fā)動機-液壓系統(tǒng)功率邊界載荷控制以泵控為主，而以閥控為輔。

2 液壓系統(tǒng)控制特性分析

如圖2所示，閥前補償負載敏感系統(tǒng)由電比例變量泵和負載敏感閥組成。其中，電比例變量泵由變量泵2、變量缸3、LS閥、比例減壓閥5組成。負載敏感閥由壓力補償器6、主閥桿7和梭閥8等組成。它是現(xiàn)今汽車起重機工作裝置廣泛采用的一種液壓系統(tǒng)。其功率邊界載荷控制主要以調(diào)節(jié)變量泵減壓閥電流來匹配發(fā)動機輸出扭矩，防止發(fā)動機熄火。研究發(fā)現(xiàn)，控制策略的實現(xiàn)效果與被控液壓系統(tǒng)特性緊密相關(guān)，泵控增益的非線性與泵扭矩-發(fā)動機轉(zhuǎn)速的耦合是影響控制策略的關(guān)鍵因素，下面分別對此進行論證。

2.1 泵控增益的非線性

調(diào)節(jié)變量泵減壓閥電流可以改變主泵工作流量，從而改變泵排量，實現(xiàn)扭矩變化。由于閥前補償系統(tǒng)特性，使得這種泵控方式的流量增益具有很大的非線性。下面以單聯(lián)工作為例進行說明。

首先，泵減壓閥（見圖2）因比例電磁鐵、復(fù)位彈簧及減壓閥閥芯摩擦等因素，導(dǎo)致其輸出特性本身就存在電流死區(qū)，即：

I

I≥Id時：Pr=Ki（I-Id） （2）

其中：I為泵減壓閥電流；Id為死區(qū)電流；Pr為減壓閥輸出壓力。

其次，閥前補償負載敏感系統(tǒng)因補償閥的存在，也會導(dǎo)致非線性，推導(dǎo)如下。

如圖3所示，變量泵可實現(xiàn)泵壓力P隨負載壓力PLS變化。忽略泵-閥之間的管路沿程損失，有：

P-PLS=Pf1-Kr·Pr （3）

其中：Pf1為泵LS閥彈簧設(shè)定壓力；Kr為減壓閥壓力增益。

單聯(lián)工作時有：PLS=PL （4）

閥前壓力補償器（見圖4）用于實現(xiàn)主閥節(jié)流口兩端壓差Pm-PL恒定，當P-PLS≥Pf2時，有：

Pm-PL=Pf2+Ks·x （5）

（6）

（7）

（6）（7）對應(yīng)的增量表達式為：

（8）

（9）

其中：Pf2為補償器閥彈簧設(shè)定壓力；Ks為補償器彈簧剛度；Cd1為主閥流量系數(shù)；Cd2為補償器流量系數(shù)；A1為主閥節(jié)流面積；A2（x）為補償器節(jié)流面積函數(shù)；Q為工作流量；ρ為油液密度；Kx為壓力補償器位移-流量增益；KP2為壓力補償器壓力-流量增益；KP1為主節(jié)流孔壓力-流量增益。

在負載壓力PL恒定且主閥開口不變情況下，將式（2）～（5）變型為增量表達式，聯(lián)立（8）（9）后有：

當P-PLS

（10）

壓力補償器零位移對應(yīng)的節(jié)流面積最大，隨著壓力補償器位移的增加，對應(yīng)的節(jié)流面積會減小，有Kx<0，因此，K2>K1>0。

理想壓力補償器可保證主閥節(jié)流口兩端壓差不變，即KS=0，此時有K1=0。換而言之，當P-PLS≥Pf2時，P的減小不影響理想壓力補償器后壓力Pm，調(diào)節(jié)泵減壓閥不會改變工作流量；實際應(yīng)用的壓力補償器要求補償器后端壓力Pm盡量不受泵出口壓力P影響，即負載一定時，△P≥△Pm。聯(lián)立（5）（8）（9）式有：

當補償閥全開后，一般有KP2≥KP1，從而有KP2≥KP1/（KP2+KP1）≈KP1，這樣K2≥K1。

綜上所述，泵控增益存在非線性，表現(xiàn)為：

I<時：泵減壓閥輸出壓力為零。泵流量不隨泵電流變化，見圖5。

Id

Id+（Pf1-Pf2）/KrKi

實際上，調(diào)節(jié)泵減壓閥電流只能改變主泵的設(shè)定壓差P-LS，并不能直接引起主節(jié)流口兩端壓差的變化。理想情況下，僅當泵控電流足夠大，使得補償器全開，泵控電流的變化才會明顯地影響主閥節(jié)流口兩端壓差，從而影響工作流量。

泵控增益的非線性要求邊界載荷控制必須在低靈敏區(qū)的過渡時間盡量短，保證泵流量能跟隨泵控電流快速變化。試驗表明，將泵預(yù)設(shè)電流設(shè)定在Id+（Pf1-Pf2）/KrKi附近有利于實現(xiàn)極限載荷控制。

2.2 泵扭矩-轉(zhuǎn)速的耦合

當變量泵未達到滿排量時，負載敏感系統(tǒng)的工作流量僅受主閥開度影響，而基本不受發(fā)動機轉(zhuǎn)速變化影響。即：

Q=nq/1000=C

泵吸收扭矩滿足關(guān)系式：T=pq/62.8

其中：n為發(fā)動機轉(zhuǎn)速r/min；q為泵排量ml/r；Q為泵輸出流量L/min；P為泵工作壓力bar；C為常數(shù)L/min；

聯(lián)立上述關(guān)系式有：T=15.9PC/n

可見，泵吸收扭矩會隨著發(fā)動機轉(zhuǎn)速下降而上升，直到泵滿排量時，泵吸收扭矩達到最大。這主要是由于負載敏感系統(tǒng)流量由主閥開口和泵減壓閥電流共同決定，而與發(fā)動機轉(zhuǎn)速無關(guān)。當發(fā)動機轉(zhuǎn)速降低時，泵排量會自動增加，以維持工作流量不變，從而引起泵吸收扭矩上升。

泵扭矩-轉(zhuǎn)速的這種耦合效果要求邊界載荷過程中泵控電流調(diào)節(jié)形成的流量下降百分比大于失速率，從而保證泵排量的減小，限制泵吸收扭矩。

3 負載敏感系統(tǒng)的功率邊界載荷控制

下面以某型汽車起重機為研究對象，對基于負載敏感液壓系統(tǒng)的發(fā)動機-液壓系統(tǒng)功率邊界載荷控制進行仿真和試驗研究。

3.1 仿真研究

文章基于AMESim平臺，搭建邊界載荷控制系統(tǒng)模型。具體建模過程如下。

3.1.1 發(fā)動機模型

利用IFP庫搭建發(fā)動機模型，如圖6。分別設(shè)置文件“torque”“LagEngSpeed”“FMEP”“BMEPAtmomax”和“conshot”來定義發(fā)動機外特性、動態(tài)響應(yīng)特性、摩擦扭矩和油耗特性。

3.1.2 工作機構(gòu)模型

工作機構(gòu)利用PLM庫搭建，用于模擬起重機卷揚、變幅和伸縮工況，并可實現(xiàn)變倍率。（見圖7）

3.2 試驗研究

對配置閥前補償負載敏感液壓系統(tǒng)的某型汽車起重機進行了試驗研究。

圖8所示的曲線可見，在邊界載荷下，泵電流-工作流量的實測曲線與仿真曲線誤差在10%以內(nèi)，表明仿真模型具有合理性與準確性；實測曲線與仿真曲線一致，也明顯存在有死區(qū)、弱靈敏區(qū)與強靈敏區(qū)，即說明了泵控具有較強的非線性，驗證了前述結(jié)論。

圖9為典型的發(fā)動機熄火工況曲線。BC段為閥開口逐漸增大引起泵扭矩上升；CD段為發(fā)動機過載熄火過程，此時發(fā)動機有明顯失速現(xiàn)象，泵擺角和扭矩因發(fā)動機失速而上升。各狀態(tài)量的變化基本與仿真曲線所描述的一致。

4 結(jié)語

文章介紹了廣泛應(yīng)用的汽車起重機工作裝置負載敏感液壓系統(tǒng)控制特性，以某型汽車起重機的閥前補償負載敏感系統(tǒng)為例，詳細研究了其液壓系統(tǒng)特性，并得出以下結(jié)論。

（1）通過理論、仿真和試驗，指出“泵控增益非線性”和“泵吸收扭矩-轉(zhuǎn)速的耦合”是影響邊界載荷控制實現(xiàn)效果的關(guān)鍵因素。

（2）所建立的模型與測試結(jié)果吻合度較高，可用于快速得出邊界載荷控制特性以及控制策略效果的驗證。

（3）針對兩個影響因素，在功率載荷控制策略制定中，建議變量泵預(yù)設(shè)起調(diào)電流盡量接近強敏感區(qū)，保證泵流量跟隨泵電流迅速變化。同時，在發(fā)動機出現(xiàn)失速時，要求泵流量下降率大于發(fā)動機失速率，以避免出現(xiàn)泵排量和扭矩隨轉(zhuǎn)速下降而上升的情況。

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