梁濤,張曉剛,權(quán)龍,趙二輝

(太原理工大學(xué)新型傳感器與智能控制教育部和山西省重點(diǎn)試驗(yàn)室,030024,太原)

液壓控制系統(tǒng)功重比高、輸出力大,廣泛應(yīng)用于液壓挖掘機(jī)、裝載機(jī)、航空飛機(jī)等重大裝備當(dāng)中[1-3],全球各類裝備保有量巨大,僅以工程作業(yè)裝備為例,截至2020年保有量達(dá)900多萬(wàn)臺(tái)。其中,閥控液壓系統(tǒng)采用液壓閥控制執(zhí)行器運(yùn)行,具有功率密度大、操控性好、控制精度高等優(yōu)點(diǎn),已成為應(yīng)用最為廣泛的液壓控制系統(tǒng),典型系統(tǒng)有負(fù)載敏感系統(tǒng)[4]、正流量控制系統(tǒng)[5]、負(fù)流量控制系統(tǒng)等[6]。存在的問(wèn)題是系統(tǒng)能效過(guò)低,大量能量因節(jié)流作用轉(zhuǎn)換為熱能耗散,導(dǎo)致系統(tǒng)平均能效僅為22%[7],并且為防止油液溫度過(guò)高,還需額外添加冷卻裝置進(jìn)行散熱,進(jìn)一步增大了系統(tǒng)裝機(jī)功率和能耗[8]。在全球環(huán)境和能源保護(hù)意識(shí)不斷增強(qiáng)的背景下,亟需提高工程作業(yè)裝備能效。為此,楊華勇等取消傳統(tǒng)負(fù)載敏感系統(tǒng)壓力反饋回路,設(shè)計(jì)了電液流量匹配系統(tǒng),通過(guò)同步控制電比例閥和電比例泵,改善了系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性和能耗特性[9];徐兵等在此基礎(chǔ)上研究了帶旁路壓力補(bǔ)償?shù)碾娨毫髁科ヅ湎到y(tǒng),通過(guò)在泵出口設(shè)置旁通壓力補(bǔ)償閥進(jìn)行卸荷,解決了泵閥不協(xié)同造成的壓力飛升問(wèn)題[10];程敏等通過(guò)設(shè)計(jì)流量/壓力復(fù)合控制策略來(lái)提高流量匹配精度,消除了過(guò)流匹配造成的能量損失[11];Eriksson等則以輪式裝載機(jī)為對(duì)象,對(duì)電液流量匹配系統(tǒng)能效進(jìn)行了研究,較負(fù)載敏感系統(tǒng)節(jié)能8%[12];王翔宇等將電液流量匹配系統(tǒng)應(yīng)用于裝載機(jī)轉(zhuǎn)向系統(tǒng),有效降低了轉(zhuǎn)向過(guò)程中的節(jié)流損失,并消除了待機(jī)能耗[13]。同時(shí),許多學(xué)者嘗試采用進(jìn)出口獨(dú)立控制技術(shù)來(lái)降低工程作業(yè)裝備能耗,權(quán)龍等采用兩個(gè)比例方向閥構(gòu)成進(jìn)出口控制系統(tǒng),將液壓挖掘機(jī)系統(tǒng)能效提高至46.3%[14];姚靜等將進(jìn)出口獨(dú)立控制技術(shù)和多級(jí)壓力源技術(shù)結(jié)合,通過(guò)切換不同等級(jí)壓力源與負(fù)載匹配,進(jìn)一步降低了系統(tǒng)能耗[15];Lübbert等對(duì)進(jìn)出口獨(dú)立控制系統(tǒng)進(jìn)行了改進(jìn),實(shí)現(xiàn)了不同模式平穩(wěn)切換,并較單閥控系統(tǒng)降低能耗36%[16]。

為從根本上消除系統(tǒng)節(jié)流損失,理想的方案是泵控液壓系統(tǒng),采用液壓泵直接控制執(zhí)行器運(yùn)行,相比閥控系統(tǒng)不僅可降低能耗40%[17],而且消除了因節(jié)流作用引起發(fā)熱[18]。鑒于泵控液壓系統(tǒng)在航空航天等領(lǐng)域取得成功應(yīng)用[19],使得在工程作業(yè)裝備的應(yīng)用成為近年來(lái)的研究熱點(diǎn)。Ivantysynova等提出采用液控單向閥補(bǔ)償非對(duì)稱液壓缸不對(duì)稱流量的方案,結(jié)合混合動(dòng)力技術(shù),相比負(fù)載敏感系統(tǒng)挖掘機(jī)減少燃油消耗達(dá)52%[20];Qu等進(jìn)一步在液壓缸兩腔間增設(shè)電比例閥,擴(kuò)大了執(zhí)行器的調(diào)速范圍[21]。葛磊等設(shè)計(jì)了非對(duì)稱液壓泵直接匹配非對(duì)稱液壓缸面積差,并集成執(zhí)行器動(dòng)勢(shì)能回收功能,相比進(jìn)出口獨(dú)立控制系統(tǒng)節(jié)能達(dá)75%[22-23]。Minav等采用伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)雙定量泵對(duì)非對(duì)稱液壓缸兩腔進(jìn)行控制[24],張樹(shù)忠等在此方案上采用低壓蓄能器代替油箱,解決了液壓挖掘機(jī)斗桿四象限運(yùn)行時(shí)的速度波動(dòng)問(wèn)題[25]。

目前,閥控液壓系統(tǒng)雖然有效減小了壓力補(bǔ)償器和控制閥節(jié)流損失,然而對(duì)于多執(zhí)行器系統(tǒng)載荷差異造成的額外節(jié)流損失,始終沒(méi)能找到有效的解決方案。此外,泵控單執(zhí)行器系統(tǒng)研究雖已較為深入,但是泵控多執(zhí)行器系統(tǒng)僅僅是單執(zhí)行器回路的簡(jiǎn)單疊加,各執(zhí)行器動(dòng)力源需按峰值功率配置,嚴(yán)重增加了系統(tǒng)總裝機(jī)功率和成本。為了兼具閥控系統(tǒng)高功率密度和泵控系統(tǒng)高能量密度的優(yōu)點(diǎn),本文提出一種泵閥雙源協(xié)同驅(qū)動(dòng)多執(zhí)行器系統(tǒng),并設(shè)計(jì)了極低壓損控制策略,對(duì)系統(tǒng)的運(yùn)行特性和能量特性進(jìn)行研究分析。

1 系統(tǒng)原理

圖1所示為泵閥雙源協(xié)同驅(qū)動(dòng)多執(zhí)行器系統(tǒng)原理圖,包括電控變量泵、溢流閥、泵控單元、閥控單元、補(bǔ)油單元和非對(duì)稱液壓缸等,其中閥控單元由壓力補(bǔ)償器、主控閥和開(kāi)關(guān)閥組成,泵控單元由伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)定量泵組成,補(bǔ)油單元由小排量定量泵、蓄能器和補(bǔ)油單向閥組成。泵控單元用于控制液壓缸運(yùn)行速度,閥控單元?jiǎng)t用于補(bǔ)償泵控單元所需的不對(duì)稱流量,同時(shí)提升泵控單元驅(qū)動(dòng)功率。由于設(shè)置集中式大功率電控變量泵作為各閥控單元?jiǎng)恿υ?同時(shí)提升了各泵控單元驅(qū)動(dòng)功率,各泵控單元無(wú)需按照?qǐng)?zhí)行器峰值功率進(jìn)行配置,因此相比現(xiàn)有泵控多執(zhí)行器系統(tǒng),大幅降低了系統(tǒng)裝機(jī)功率、安裝體積和成本。當(dāng)多個(gè)液壓缸同時(shí)運(yùn)行并存在負(fù)載差異,采用泵控單元進(jìn)行調(diào)控,使各液壓缸驅(qū)動(dòng)腔壓力相等,減小輕載執(zhí)行器壓力補(bǔ)償器壓損,從而消除載荷差異引起的節(jié)流損失。此外,設(shè)置小流量補(bǔ)油系統(tǒng),補(bǔ)償系統(tǒng)泄漏和泵控與閥控單元之間不匹配流量,同時(shí)對(duì)各個(gè)液壓缸進(jìn)行預(yù)壓緊。

2 系統(tǒng)控制策略及能效對(duì)比分析

2.1 電液流量匹配系統(tǒng)

為了便于對(duì)比研究,給出如圖2所示電液流量匹配系統(tǒng)原理,包括電控變量泵、主控制閥、閥前壓力補(bǔ)償器、非對(duì)稱液壓缸等。

2.1.1 控制策略 如圖2所示,控制器發(fā)出信號(hào)ui同步主控閥和電控變量泵,來(lái)實(shí)現(xiàn)泵閥之間的流量匹配。由于采用帶閥前壓力補(bǔ)償器的主控閥控制執(zhí)行器運(yùn)行,則根據(jù)壓力補(bǔ)償器設(shè)定壓力和主控閥流量特性,主控閥需求流量為

(1)

式中:qi為主控閥i(i=1,2)需求流量;ui為主控閥i控制信號(hào);A(ui)為主控閥i開(kāi)口面積;Cd為流量系數(shù);ρ為油液密度;Δpi為主控閥i進(jìn)油路壓差;pe為壓力補(bǔ)償器設(shè)定壓力。

考慮系統(tǒng)壓力對(duì)液壓泵輸出流量的影響,則通過(guò)流量前饋方式確定電控變量泵排量為

(2)

式中:kl為電控變量泵泄漏系數(shù);n0為電控變量泵轉(zhuǎn)速;ps為電控變量泵出口壓力。

2.1.2 能效分析 假設(shè)液壓缸1為重載執(zhí)行器,液壓缸2為輕載執(zhí)行器,且泵輸出流量未飽和。令補(bǔ)償器1全開(kāi),則補(bǔ)償器2需減小開(kāi)口,才能保持主控閥壓差等于補(bǔ)償器設(shè)定壓力。此時(shí),補(bǔ)償器壓力損失為

Δpc1=pc

(3)

Δpc2=pc+(pA1-pA2)

(4)

式中:Δpc1、Δpc2為壓力補(bǔ)償器1、2壓損;pc為壓力補(bǔ)償器全開(kāi)時(shí)壓損;pA1、pA2為液壓缸1、2無(wú)桿腔壓力。

液壓缸背腔壓力較小忽略不計(jì),則系統(tǒng)因節(jié)流作用造成的功率損失為

Ploss=q1pe+q1pc+q2pe+q2pc+q2(pA1-pA2)

(5)

可以看出由于執(zhí)行器載荷差異導(dǎo)致各驅(qū)動(dòng)腔壓力不同,因此使輕載壓力補(bǔ)償器2壓損和系統(tǒng)節(jié)流損失額外附加了載荷差異相關(guān)項(xiàng)(pA1-pA2)。

忽略在液壓管路造成的沿程壓力損失,則電控變量泵出口壓力為

ps=pA1+pe+Δpc1=pA2+pe+Δpc2

(6)

電液流量匹配系統(tǒng)輸出功率為

Ph=Pv1+Pv2+Ploss=

pA1q1+pA2q2+Ploss

(7)

2.2 泵閥雙源協(xié)同驅(qū)動(dòng)多執(zhí)行器系統(tǒng)

如圖3所示為泵閥雙源協(xié)同驅(qū)動(dòng)多執(zhí)行器極低壓損運(yùn)行原理,相比電液流量匹配系統(tǒng),本質(zhì)區(qū)別為添加了泵控單元,并添加低壓油源補(bǔ)償系統(tǒng)泄漏和改善流量匹配。此時(shí),通過(guò)調(diào)節(jié)泵控單元轉(zhuǎn)速控制各液壓缸運(yùn)行速度,并調(diào)控各液壓缸驅(qū)動(dòng)腔壓力相等,集中式變量泵和主控閥則用于補(bǔ)償液壓缸面積比引起的不對(duì)稱流量。

圖3 泵閥雙源協(xié)同驅(qū)動(dòng)多執(zhí)行器極低壓損運(yùn)行原理Fig.3 Operation principle of valve and pump dual-source collaborative driving multi-actuator with extremely low pressure loss

2.2.1 控制策略

(1)總體控制策略。由于非對(duì)稱液壓缸可以看作由對(duì)稱缸和單作用缸組成,故總體控制策略是:在液壓缸運(yùn)行過(guò)程中(如圖3所示)采用泵控單元控制液壓缸的運(yùn)行方向和速度大小,通過(guò)閥控單元補(bǔ)償泵控單元所需流量。同時(shí),疊加壓力閉環(huán)反饋,通過(guò)泵控單元調(diào)控各液壓缸驅(qū)動(dòng)腔壓力相等,進(jìn)而消除載荷差異帶來(lái)的額外節(jié)流損失。

(2)極低壓損控制策略。圖4所示為泵閥雙源協(xié)同驅(qū)動(dòng)多執(zhí)行器系統(tǒng)極低壓損控制策略,當(dāng)電控手柄發(fā)出指令信號(hào)ui>0,泵控單元控制液壓缸伸出,回油開(kāi)關(guān)閥關(guān)閉。根據(jù)補(bǔ)償器設(shè)定壓力和主控流量特性,則泵控單元流量和轉(zhuǎn)速為

qpi=kqA(ui)

(8)

ni=qpi/Vi

(9)

式中:qpi(i=1,2)為泵控單元i的流量;kq為流量增益;ni泵控單元i的轉(zhuǎn)速;流量Vi為泵控單元i的排量。

采用閥控單元補(bǔ)償泵控單元所需流量,根據(jù)液壓缸兩腔面積比,確定閥控單元流量為

qvi=qpi(αi-1)

(10)

αi=AAi/ABi

(11)

式中:αi為液壓缸i兩腔面積比;AAi為液壓缸i無(wú)桿腔面積;ABi為液壓缸i有桿腔面積。

電控變量泵排量為

(12)

為消除由載荷差異導(dǎo)致的額外壓力損失,根據(jù)式(13)～式(17),采用壓力閉環(huán)反饋對(duì)輕載執(zhí)行器泵控單元轉(zhuǎn)速進(jìn)行補(bǔ)償

pLmax=max(pL1,pL2)=max(pA1,pA2)

(13)

ΔpLi=pLmax-pLi

(14)

式中:pLmax為最大執(zhí)行腔壓力;pL1、pL2為液壓缸1、2執(zhí)行腔壓力;ΔpLi為液壓缸i執(zhí)行腔壓力差值;pLi為液壓缸i執(zhí)行腔壓力。

通過(guò)調(diào)控非驅(qū)動(dòng)腔壓力,使各液壓缸驅(qū)動(dòng)腔壓力相等,此時(shí)輕載執(zhí)行器壓力補(bǔ)償器保持較大開(kāi)口,便可使主控閥壓差等于補(bǔ)償器設(shè)定壓力,進(jìn)而實(shí)現(xiàn)多執(zhí)行器極低壓損控制。

為對(duì)輕載執(zhí)行器泵控單元轉(zhuǎn)速進(jìn)行補(bǔ)償,引入判斷系數(shù)為

(15)

采用壓力閉環(huán)控制確定泵控單元i補(bǔ)償轉(zhuǎn)速為

(16)

式中:kp為控制器比例系數(shù);ki為控制器積分系數(shù)。

最終得到泵控單元i轉(zhuǎn)速為

(17)

當(dāng)電控手柄發(fā)出指令信號(hào)ui<0,泵控單元控制液壓缸縮回,回油開(kāi)關(guān)閥打開(kāi),此時(shí)無(wú)桿腔流量一部分進(jìn)入泵控單元,一部分通過(guò)閥控單元返回油箱。由式(8)和(9)可計(jì)算得到泵控單元流量和轉(zhuǎn)速,此時(shí)電控變量泵不輸出流量。

2.2.2 能效分析 保持與電液流量匹配控制液壓缸相同運(yùn)行速度和負(fù)載大小,假設(shè)兩液壓缸面積相等,則主控閥和泵控單元輸出流量為

(18)

(19)

圖4 極低壓損控制策略Fig.4 Control strategy of extremely low pressure loss

可以看出主控閥保持相同開(kāi)口面積,通過(guò)流量?jī)H為電液流量匹配系統(tǒng)的(1-1/α),為保證壓力補(bǔ)償器可控性,由式(1)和(18)確定補(bǔ)償器設(shè)定壓力為

(20)

同樣設(shè)定液壓缸1為重載執(zhí)行器,液壓缸2為輕載執(zhí)行器。采用圖4所示控制策略,通過(guò)控制泵控單元2轉(zhuǎn)速,調(diào)控液壓缸2無(wú)桿腔壓力等于液壓缸1無(wú)桿腔壓力。根據(jù)調(diào)整前后液壓缸輸出力不變,經(jīng)推導(dǎo)得到液壓缸2有桿腔壓力為

pB2=(pA1-pA2)α

(21)

泵控單元2輸出功率為

Pp2=(pA1-pB2)qp2=pA1qp2-(pA1-pA2)q2

(22)

根據(jù)式(1)和式(18)可得此時(shí)補(bǔ)償器上的壓力損失為

(23)

系統(tǒng)因節(jié)流作用造成的功率損失為

(24)

所提系統(tǒng)采用極低壓損控制策略,相比電液流量匹配系統(tǒng),不僅減小了補(bǔ)償器壓損和系統(tǒng)節(jié)流損失,而且消除了由載荷差異造成的相關(guān)項(xiàng)(pA1-pA2)。

此時(shí)電控變量泵出口壓力為

(25)

液壓系統(tǒng)輸出功率為

Ph=Pv1+Pp1+Pv2+Pp2+Ploss=

PA1(qv1+qp1+qv2+qp2)-(pA1-pA2)q2+Ploss

(26)

通過(guò)上述能效分析,得到如圖5所示電液流量匹配系統(tǒng)和泵閥雙源協(xié)同驅(qū)動(dòng)多執(zhí)行器系統(tǒng)能量分配對(duì)比。在相同負(fù)載工況下,本文所提系統(tǒng)不僅減小了補(bǔ)償器和主控閥節(jié)流損失,并通過(guò)壓力調(diào)控消除了載荷差異造成的額外節(jié)流損失。

圖5 系統(tǒng)能量分配對(duì)比Fig.5 Comparison of system energy distributions

3 多學(xué)科聯(lián)合仿真模型和試驗(yàn)驗(yàn)證

3.1 正流量控制液壓挖掘機(jī)模型構(gòu)建

根據(jù)現(xiàn)有37 t正流量控制液壓挖掘機(jī)系統(tǒng)原理,對(duì)液壓挖掘機(jī)實(shí)際尺寸進(jìn)行測(cè)繪。在多學(xué)科聯(lián)合仿真軟件SimulationX中,構(gòu)建如圖6所示正流量控制系統(tǒng)液壓挖掘機(jī)仿真模型,該模型包括液壓挖掘機(jī)機(jī)械機(jī)構(gòu)、執(zhí)行器液壓缸、正流量液壓泵、動(dòng)臂聯(lián)多路閥、鏟斗聯(lián)多路閥等模型,表1給出了仿真模型主要參數(shù)。在仿真過(guò)程中,該模型通過(guò)實(shí)時(shí)計(jì)算各執(zhí)行機(jī)構(gòu)質(zhì)心和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量變化,能夠真實(shí)反映系統(tǒng)運(yùn)行過(guò)程中施加在執(zhí)行器液壓缸上的等效質(zhì)量和外負(fù)載力。

圖6 正流量控制系統(tǒng)液壓挖掘機(jī)仿真模型Fig.6 Simulation model of hydraulic excavator with positive flow control system

表1 仿真模型主要參數(shù)

3.2 模型試驗(yàn)驗(yàn)證

為驗(yàn)證正流量控制系統(tǒng)液壓挖掘機(jī)仿真模型的準(zhǔn)確性,構(gòu)建如圖7所示37 t液壓挖掘機(jī)試驗(yàn)測(cè)試平臺(tái)。在試驗(yàn)過(guò)程中,采用德國(guó)dSPACE公司生產(chǎn)的硬件在環(huán)控制系統(tǒng)MicroAutobox作為控制器,同時(shí)用于采集動(dòng)臂和鏟斗運(yùn)行過(guò)程中的液壓缸位移和兩腔壓力信號(hào)。

試驗(yàn)時(shí)通過(guò)操作手柄控制動(dòng)臂液壓缸以最大速度伸出,從初始位移690 mm運(yùn)行至最大位移1 530 mm,此時(shí)無(wú)桿腔壓力到達(dá)溢流閥設(shè)定壓力,保持8 s后,控制動(dòng)臂液壓缸以最大速度縮回至初始位置;保持動(dòng)臂相同工況,采用圖6所示正流量控制系統(tǒng)液壓挖掘機(jī)模型控制動(dòng)臂運(yùn)行一個(gè)周期,圖8所示為動(dòng)臂液壓缸位移和壓力。

1—試驗(yàn)無(wú)桿腔壓力;2—仿真無(wú)桿腔壓力;3—試驗(yàn)有桿腔壓力; 4—仿真有桿腔壓力;5—試驗(yàn)液壓缸位移;6—仿真液壓缸位移。圖8 動(dòng)臂液壓缸位移和壓力Fig.8 Displacement and pressure of boom cylinder

隨后通過(guò)操作手柄控制鏟斗液壓缸以最大速度從7 mm伸出至位移1 285 mm,保持4.5 s后,以最大速度縮回初始位置;保持相同工況,采用圖6所示液壓挖掘機(jī)模型控制鏟斗運(yùn)行一個(gè)周期,圖9所示為鏟斗液壓缸位移和壓力。

1—試驗(yàn)無(wú)桿腔壓力;2—仿真無(wú)桿腔壓力;3—試驗(yàn)有桿腔壓力; 4—仿真有桿腔壓力;5—試驗(yàn)液壓缸位移;6—仿真液壓缸位移。圖9 鏟斗液壓缸位移和壓力Fig.9 Displacement and pressure of bucket cylinder

從圖8和圖9可以看出,在動(dòng)臂鏟斗液壓缸位移仿真和試驗(yàn)結(jié)果基本相同的前提下,液壓缸兩腔壓力的仿真和試驗(yàn)結(jié)果趨勢(shì)一致,驗(yàn)證了聯(lián)合仿真模型的準(zhǔn)確性。實(shí)際液壓缸摩擦力和泄漏影響因素較為復(fù)雜,仿真難以完全一致,導(dǎo)致液壓缸壓力仿真和試驗(yàn)結(jié)果存在偏差,但仍在允許范圍內(nèi),可以用于后續(xù)仿真。

3.3 泵閥雙源協(xié)同驅(qū)動(dòng)液壓挖掘機(jī)模型構(gòu)建

在上述正流量控制系統(tǒng)液壓挖掘機(jī)仿真模型的基礎(chǔ)上,保持挖掘機(jī)機(jī)械結(jié)構(gòu)和液壓缸模型不變,根據(jù)泵閥雙源協(xié)同驅(qū)動(dòng)多執(zhí)行器系統(tǒng)原理,構(gòu)建如圖10所示泵閥雙源協(xié)同驅(qū)動(dòng)液壓挖掘機(jī)聯(lián)合仿真模型,包括電控變量泵、多路閥、壓力補(bǔ)償器和伺服電機(jī)模型等,用于后續(xù)研究分析。

隨后去掉上述仿真模型的泵控單元,進(jìn)一步構(gòu)建電液流量匹配系統(tǒng)液壓挖掘機(jī)聯(lián)合仿真模型,來(lái)對(duì)比分析本文所提系統(tǒng)和電液流量匹配系統(tǒng)的運(yùn)行特性和能量特性。

圖10 泵閥雙源協(xié)同驅(qū)動(dòng)液壓挖掘機(jī)仿真模型Fig.10 Simulation model of valve and pump dual-source cooperative driving hydraulic excavator

4 多執(zhí)行器復(fù)合動(dòng)作特性分析

在液壓挖掘機(jī)空載工況下,通過(guò)控制動(dòng)臂和鏟斗以圖11所示運(yùn)動(dòng)軌跡運(yùn)行一個(gè)工作循環(huán),來(lái)對(duì)比分析電液流量匹配系統(tǒng)和本文所提系統(tǒng)的運(yùn)行特性和能量特性。

圖11 動(dòng)臂和鏟斗運(yùn)動(dòng)軌跡Fig.11 Movement trajectory of boom and bucket

4.1 運(yùn)行特性分析

采用圖2所示電液流量匹配系統(tǒng)原理,根據(jù)前述電液流量匹配控制策略控制執(zhí)行器液壓缸運(yùn)行,圖12所示為動(dòng)臂鏟斗復(fù)合動(dòng)作的運(yùn)行特性。當(dāng)手柄發(fā)出信號(hào)控制動(dòng)臂液壓缸和鏟斗液壓缸同時(shí)伸出,鏟斗液壓缸快速響應(yīng)并開(kāi)始伸出,而動(dòng)臂液壓缸在滯后約260 ms才開(kāi)始響應(yīng)動(dòng)作,嚴(yán)重影響駕駛?cè)藛T的操作體驗(yàn)。這是因?yàn)閺膱D12b兩執(zhí)行器液壓缸輸出力可知,鏟斗液壓缸相比動(dòng)臂液壓缸為輕載執(zhí)行器,因此在初始階段電控變量泵輸出流量?jī)?yōu)先流向輕載鏟斗液壓缸,直到泵口建立足夠高壓力,才能夠驅(qū)動(dòng)動(dòng)臂液壓缸伸出;同時(shí),由于泵閥之間流量匹配性差,故動(dòng)臂液壓缸在伸出過(guò)程中存在明顯速度振蕩,并且在經(jīng)歷4次振蕩后仍不能平穩(wěn)運(yùn)行。在動(dòng)臂液壓缸和鏟斗液壓缸縮回階段,動(dòng)臂液壓缸在執(zhí)行機(jī)構(gòu)重力作用下超越縮回,兩執(zhí)行器進(jìn)油腔壓力基本相同,因此動(dòng)臂液壓缸和鏟斗液壓缸均能夠保持平穩(wěn)運(yùn)行。

1—?jiǎng)颖垡簤焊姿俣?2—鏟斗液壓缸速度; 3—?jiǎng)颖垡簤焊孜灰?4—鏟斗液壓缸位移。(a)液壓缸速度和位移

1—?jiǎng)颖垡簤焊谉o(wú)桿腔壓力;2—鏟斗液壓缸無(wú)桿腔壓力; 3—?jiǎng)颖垡簤焊子袟U腔壓力;4—鏟斗液壓缸有桿腔壓力; 5—?jiǎng)颖垡簤焊纵敵隽?6—鏟斗液壓缸輸出力。(b)液壓缸壓力和輸出力圖12 電液流量匹配動(dòng)臂鏟斗復(fù)合動(dòng)作運(yùn)行特性Fig.12 Operation characteristics of electro-hydraulic flow matching controlled boom and bucket compound action

保持與圖12所示相同的動(dòng)臂和鏟斗液壓缸運(yùn)行位移,根據(jù)圖4極低壓損策略控制動(dòng)臂和鏟斗運(yùn)行一個(gè)周期,得到如圖13所示泵閥雙源協(xié)同驅(qū)動(dòng)動(dòng)臂鏟斗復(fù)合動(dòng)作運(yùn)行特性。當(dāng)通過(guò)手柄控制動(dòng)臂和鏟斗液壓缸同時(shí)伸出。由于采用泵控單元對(duì)輕載的鏟斗液壓缸無(wú)桿腔壓力進(jìn)行調(diào)控,可以看出鏟斗液壓缸無(wú)桿腔壓力在動(dòng)作初始階段迅速增加至與動(dòng)臂無(wú)桿腔壓力相等,并且在動(dòng)臂液壓缸和鏟斗液壓缸伸出過(guò)程中,相比電液流量匹配系統(tǒng),兩執(zhí)行器無(wú)桿腔保持相同壓力,動(dòng)臂液壓缸僅在滯后鏟斗液壓缸約60 ms開(kāi)始響應(yīng)動(dòng)作,響應(yīng)時(shí)間縮短了約200 ms,極大改善了駕駛?cè)藛T的操作體驗(yàn);同時(shí),由于改善了動(dòng)臂主控閥和電控變量泵間的流量匹配,因而在動(dòng)臂液壓缸伸出過(guò)程中,速度振蕩幅度大幅減小,超調(diào)量減小約82%,并且僅需振蕩2次便能夠平穩(wěn)運(yùn)行。在動(dòng)臂液壓缸和鏟斗液壓缸縮回過(guò)程中,采用泵控單元控制執(zhí)行器液壓缸運(yùn)行速度,電控變量泵不需要輸出流量,可以看出兩執(zhí)行器均能夠保持平穩(wěn)運(yùn)行。

1—?jiǎng)颖垡簤焊姿俣?2—鏟斗液壓缸速度; 3—?jiǎng)颖垡簤焊孜灰?4—鏟斗液壓缸位移(a)液壓缸速度位移

1—?jiǎng)颖垡簤焊谉o(wú)桿腔壓力;2—鏟斗液壓缸無(wú)桿腔壓力; 3—?jiǎng)颖垡簤焊子袟U腔壓力;4—鏟斗液壓缸有桿腔壓力; 5—?jiǎng)颖垡簤焊纵敵隽?6—鏟斗液壓缸輸出力。(b)液壓缸壓力和輸出力圖13 泵閥雙源協(xié)同驅(qū)動(dòng)動(dòng)臂鏟斗復(fù)合運(yùn)行特性Fig.13 Operation characteristics of valve and pump dual-source cooperative driving boom and bucket compound action

4.2 能量特性分析

電液流量匹配控制動(dòng)臂鏟斗復(fù)合動(dòng)作的能量特性如圖14所示。在動(dòng)臂液壓缸和鏟斗液壓缸伸出時(shí),由上述分析可知因兩執(zhí)行器間存在較大負(fù)載差異,鏟斗壓力補(bǔ)償器需減小開(kāi)口直到主控閥壓差等于補(bǔ)償器設(shè)定壓力,因此鏟斗補(bǔ)償器壓差較大,最大約為11.8 MPa,功率損失最大約為38.5 kW,而動(dòng)臂補(bǔ)償器壓差較小,平均僅為0.4 MPa,功率損失約為3.6 kW。在動(dòng)臂和鏟斗減速停止時(shí),兩個(gè)執(zhí)行器補(bǔ)償器壓差和功率均出現(xiàn)峰值,這是由于電控變量泵和主控閥動(dòng)態(tài)響應(yīng)不一致所致。在動(dòng)臂液壓缸和鏟斗液壓缸縮回階段,兩液壓缸進(jìn)油腔壓力基本相等,因此補(bǔ)償器的壓差和功率損失較低、因通過(guò)主控閥控制動(dòng)臂下降,故節(jié)流損失為138.3 kW。對(duì)系統(tǒng)節(jié)流損失和電控變量泵輸出功率進(jìn)行積分,得到在動(dòng)臂鏟斗復(fù)合動(dòng)作工況下,電液流量匹配系統(tǒng)節(jié)流損失為404.8 kJ,液壓系統(tǒng)能耗為613.5 kJ。

1—?jiǎng)颖垩a(bǔ)償器壓差;2—鏟斗補(bǔ)償器壓差; 3—?jiǎng)颖垩a(bǔ)償器損失;4—鏟斗補(bǔ)償器損失。(a)補(bǔ)償器壓差和功率損失

1—液壓泵輸出功率;2—節(jié)流損失; 3—節(jié)流損失能耗;4—系統(tǒng)能耗。(b)系統(tǒng)功率和能耗圖14 電液流量匹配控制動(dòng)臂鏟斗復(fù)合動(dòng)作能量特性Fig.14 Energy characteristics of electro-hydraulic flow matching controlled boom and bucket compound action

1—?jiǎng)颖垩a(bǔ)償器壓差;2—鏟斗補(bǔ)償器壓差; 3—?jiǎng)颖垩a(bǔ)償器損失;4—鏟斗補(bǔ)償器損失。(a)補(bǔ)償器壓差和功率損失

1—電控變量泵功率;2—?jiǎng)颖郾每貑卧β?3—鏟斗泵控單元 功率;4—系統(tǒng)節(jié)流損失;5—系統(tǒng)能耗;6—制動(dòng)電阻能耗; 7—節(jié)流損失能耗。(b)系統(tǒng)各單元功率和能耗圖15 泵閥雙源協(xié)同驅(qū)動(dòng)動(dòng)臂鏟斗復(fù)合動(dòng)作能量特性Fig.15 Energy characteristics of valve and pump dual-source cooperative driving boom and bucket compound action

泵閥雙源協(xié)同驅(qū)動(dòng)動(dòng)臂鏟斗復(fù)合動(dòng)作的能量特性如圖15所示。在動(dòng)臂液壓缸和鏟斗液壓缸伸出階段,由于采用極低壓損控制策略有效減小了兩液壓缸無(wú)桿腔壓力的差異,保持鏟斗補(bǔ)償器保持較大開(kāi)口,便可使鏟斗主控閥壓差等于補(bǔ)償器設(shè)定壓力,因此鏟斗補(bǔ)償器壓差在平穩(wěn)運(yùn)行階段平均為0.2 MPa,功率損失約為0.5 kW,動(dòng)臂補(bǔ)償器壓差平均約為0.1 MPa,功率損失約為0.4 kW。由此可見(jiàn),本文所提系統(tǒng)有效降低了多執(zhí)行復(fù)合動(dòng)作時(shí)因負(fù)載差異造成的能量損失,此時(shí)鏟斗泵控單元輸出功率為負(fù),通過(guò)伺服電機(jī)制動(dòng)電阻轉(zhuǎn)化為熱能耗散。在動(dòng)臂液壓缸和鏟斗液壓缸縮回階段,由于無(wú)桿腔流量一部分經(jīng)泵控單元流回有桿腔,一部分經(jīng)主控閥返回油箱,因此節(jié)流損失降低至53 kW。對(duì)系統(tǒng)節(jié)流損失和電控變量泵、泵控單元輸出功率進(jìn)行積分,得到在動(dòng)臂鏟斗復(fù)合動(dòng)作工況下,泵閥雙源協(xié)同驅(qū)動(dòng)多執(zhí)行器系統(tǒng)節(jié)流損失為132.6 kJ,液壓系統(tǒng)能耗為369.6 kJ,伺服電機(jī)制動(dòng)電阻能耗為148 kJ。

通過(guò)上述能量特性分析,可以得到在動(dòng)臂和鏟斗復(fù)合運(yùn)行工況下,本文所提泵閥雙源協(xié)同驅(qū)動(dòng)多執(zhí)行器系統(tǒng)節(jié)流損失與電液流量匹配系統(tǒng)相比降低了67.2%,系統(tǒng)能耗降低了39.8%。

5 結(jié) 論

(1)提出一種泵閥雙源協(xié)同驅(qū)動(dòng)多執(zhí)行器系統(tǒng),通過(guò)控制輕載執(zhí)行器壓力補(bǔ)償器保持較大開(kāi)口,消除了執(zhí)行器載荷差異造成的額外壓力損失。研究結(jié)果表明,與電液流量匹配控制多執(zhí)行器系統(tǒng)相比,在動(dòng)臂和鏟斗空載復(fù)合動(dòng)作工況下,本文所提系統(tǒng)可降低系統(tǒng)節(jié)流損失和能耗分別為67.2%和39.8%。

(2)設(shè)計(jì)了極低壓損控制策略,通過(guò)泵控單元快速調(diào)控各執(zhí)行器驅(qū)動(dòng)腔壓力相等,改善了重載執(zhí)行器響應(yīng)滯后現(xiàn)象,并進(jìn)一步提升了系統(tǒng)的運(yùn)行平穩(wěn)性。

(3)系統(tǒng)在運(yùn)行過(guò)程中,泵控單元功率為負(fù)時(shí)伺服電機(jī)發(fā)電,這部分能量通過(guò)制動(dòng)電阻轉(zhuǎn)化為熱能耗散。下一步研究工作將集中在如何對(duì)這部分能量進(jìn)行回收利用,從而進(jìn)一步提高系統(tǒng)能效。