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        泵閥雙源協(xié)同驅動非對稱液壓缸系統(tǒng)特性

        2021-12-16 06:14:56濤,磊,權
        液壓與氣動 2021年12期
        關鍵詞:泵閥斗桿雙源

        梁 濤, 葛 磊,權 龍

        (太原理工大學 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)響應快、功率密度大等優(yōu)點,是工程機械應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)響應性差等問題,提出一種基于流量前饋與壓力反饋復合控制的方法,減小了過流匹配造成的能量損失。權龍等[7-8]將進出口獨立控制技術應用于液壓挖掘機,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)在航空航天等領域得到廣泛應用[11]。目前,許多學者對泵控技術在工程機械的應用展開了研究。ZIMMERMAN J等[12]設計了采用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]采用伺服電機驅動單泵控制非對稱液壓缸,并構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)同驅動非對稱液壓缸系統(tǒng),構建多學科聯(lián)合仿真模型,并設計系統(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,當驅動多個執(zhí)行器同時運行時,通過泵控單元調控輕載執(zhí)行器非驅動腔壓力,使各個執(zhí)行器驅動腔壓力相等,并同時使主控閥壓差等于壓力補償器設定壓差,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動功率,由于只設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)行器驅動系統(tǒng)之前,首先對泵閥雙源協(xié)同驅動單執(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)同驅動斗桿系統(tǒng)。

        為了構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)關鍵參數(shù),在多學科聯(lián)合仿真軟件SimulationX環(huán)境中,構建泵閥雙源協(xié)同驅動斗桿系統(tǒng)聯(lián)合仿真模型,如圖2所示。該模型能夠實時計算各執(zhí)行機構質心和轉動慣量變化,并通過機械結構模型和液壓系統(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)合仿真模型的基礎上,保持系統(tǒng)關鍵參數(shù)不變,進一步構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)進一步構建負流量控制系統(tǒng)液壓挖掘機模型,來驗證所構建液壓挖掘機聯(lián)合仿真模型的準確性。如圖3所示,為斗桿內收-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果趨勢基本一致,證明了仿真模型的準確性,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,開關閥8關閉,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,并且泄漏受轉速、壓力等因素的影響,導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)確定電控變量泵設定流量和排量,最終由泵控單元和閥控單元共同驅動斗桿液壓缸伸出。

        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—— 電控變量泵設定流量

        p1—— 液壓缸無桿腔壓力

        V2d—— 電控變量泵設定排量

        n0—— 電控變量泵轉速

        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定輸出流量和伺服電機轉速,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所示內收-外擺一個工作周期,來對比分析閥雙源協(xié)同驅動非對稱缸系統(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??梢钥闯鲈诙窏U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)同驅動斗桿系統(tǒng)運行特性。可以看出斗桿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。

        圖7 泵閥雙源協(xié)同驅動斗桿運行特性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 結論

        (1) 提出一種泵閥雙源協(xié)同驅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。

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