(太原理工大學 機械與運載工程學院，山西 太原 030024)

引言

隨著各類傳感器技術的發(fā)展和進步，起重機的液壓控制系統(tǒng)通過實時測量壓力等參數(shù)對系統(tǒng)進行控制，代替?zhèn)鹘y(tǒng)的機械式壓力補償功能，使得傳統(tǒng)系統(tǒng)對定位精度、操縱穩(wěn)定性、微動特性、動態(tài)特性、能耗特性和安全性等目標的要求得以實現(xiàn)。因為去除了一些原有的機械結構，減少了不必要的液壓系統(tǒng)效率損失，使新系統(tǒng)的能耗更低，控制的穩(wěn)定性、響應速度和控制精度有了進一步的提升，但是模式切換時，容易引起系統(tǒng)的沖擊振動[1-4]。

國內外已經有很多學者對液壓系統(tǒng)的流量控制進行了研究。ERIKSSON B等[5]建立了閥控器主閥和先導閥的動態(tài)數(shù)學模型，通過仿真和試驗驗證了數(shù)學模型的正確性。PRASETIAWAN E A[6]在忽略了先導級動態(tài)特性和油液可壓縮性影響的基礎上，推導出流量控制閥的線性化模型。王灝等[7]提出一種基于雙線性插值的流量補償策略，并通過流量補償器輸出流量校正控制信號，從而實現(xiàn)流量的精確控制。都佳等[8]提出建立以電子壓力補償原理為基礎的起重機泵閥協(xié)同復合控制液壓系統(tǒng)。丁孺琦等[9]提出了采用基于實驗結果的多目標優(yōu)化技術方法來精確辨識液壓傳動系統(tǒng)的各種未知性質和參數(shù)。上述研究都是通過控制單聯(lián)主閥的閥口開度來控制流量，但是單個閥芯無法同時實現(xiàn)快速運動時的低壓損耗和微動時的高控制精度。上述研究也對泵閥協(xié)同壓力流量復合控制液壓系統(tǒng)進行了研究，但沒有提出模式切換點處科學合理的切換技術。

目前起重機泵閥協(xié)同壓力流量復合控制液壓系統(tǒng)在模式切換時，容易造成變幅液壓缸無桿腔內強烈的壓力波動，無法實現(xiàn)模式切換點處變幅液壓缸穩(wěn)定動作和較小壓力沖擊的供液需求。因此，本研究以實際55 t起重機變幅聯(lián)為出發(fā)點，通過對原理的分析，利用AMESim建立了液壓傳動系統(tǒng)模型，利用Simulink軟件建立試驗驗證等方法，提出起重機泵閥協(xié)同壓力流量復合控制液壓系統(tǒng)模式切換的改進控制策略，并利用仿真驗證其有效性。

1 泵閥協(xié)同壓力流量復合控制液壓系統(tǒng)

1.1 系統(tǒng)原理

起重機變幅聯(lián)泵閥協(xié)同壓力流量復合控制液壓系統(tǒng)原理如圖1所示，該系統(tǒng)主要由控制器4、平衡閥6、變幅液壓缸7、電液比例多路閥8和電液比例泵12等組成。液壓缸伸出時，由手柄信號1判斷工作模式，可分為快速運動和微動兩種模式。電液比例泵和電液比例多路閥的模式切換通過控制器給切換器2控制信號實現(xiàn)。微動模式時，壓力傳感器5和9采集電液比例多路閥兩側的壓力信號，并傳遞給壓力控制器3，控制器通過擺角控制器16給出電液比例泵控制機構10～15動作信號，以保證大通徑電液比例閥的進出口保持2 MPa的壓差，同時數(shù)字流量補償器17通過對壓力傳感器傳回的電液比例多路閥進出口處壓力值的讀取，計算出所需電液比例多路閥的閥芯位移?？焖龠\動模式時，為了減少泵閥協(xié)同壓力流量復合系統(tǒng)的節(jié)流損失，控制器控制電液比例多路閥的閥口全開，通過調節(jié)電液比例泵的擺角控制裝置，使電液比例泵出口流量為系統(tǒng)所需的流量。

圖1 起重機變幅聯(lián)泵閥協(xié)同壓力流量復合控制液壓系統(tǒng)原理圖Fig.1 Schematic diagram of hydraulic system of pump-valve cooperative pressure-flow compound control of crane luffing linkage

1.2 起重機變幅聯(lián)模式切換液壓沖擊和流量波動現(xiàn)象分析

將變幅聯(lián)控制器分為上、下2層:上層為電液比例泵和電液比例多路閥工作模式的選擇及切換；下層為電液比例泵和電液比例多路閥的壓力與流量復合控制。

控制器根據(jù)手柄的開度信號與預定閾值的關系，進行工作模式識別。當只考慮起重機變幅機構的液壓缸在伸出運行的過程時，將控制器分為3種工作模式，判別標準如下：

(1) 當1>L>Lth時，為快速運動模式，電液比例閥閥芯位移為最大位移，使其閥口全開，與此同時電液比例泵采用流量控制模式；

(2) 當Lth>L>0時，為微動模式，只使用小通徑電磁比例閥芯控制，采用流量補償器進行流量前饋控制，電液比例泵采用壓力控制模式；

圖2 泵閥協(xié)同壓力流量復合控制系統(tǒng)的模式切換控制流程Fig.2 Mode switching control process of pump-valve cooperative pressure-flow compound control system

(3) 當0>L時，為下降模式。

L為手柄開度，Lth為快速運動模式和微動模式的切換閾值。

泵閥協(xié)同系統(tǒng)由微動模式向快速模式切換時，液壓缸無桿腔內會出現(xiàn)壓力和流量的劇烈波動；泵閥協(xié)同系統(tǒng)由快速模式向微動模式切換時，液壓缸無桿腔內會出現(xiàn)壓力的劇烈波動以及流量的突變。

在微動模式和快速運動模式切換點處，液壓缸無桿腔內的流量波動和壓力沖擊，是電液比例泵和電液比例閥的控制不協(xié)調導致的。由測試所得的電液比例泵的控制結構可簡化為一個二階系統(tǒng)，且其阻尼比為0.7，固有頻率為2 Hz，其調節(jié)速度遠低于電液比例閥的調節(jié)速度。所以在微動模式和快速運動模式切換點處，根據(jù)電液比例泵和電液比例多路閥的特點來改變控制策略，以達到液壓缸無桿腔實際流量曲線對期望流量曲線的跟蹤，同時減少液壓缸位移全程誤差。

2 起重機泵閥協(xié)同壓力流量復合控制液壓系統(tǒng)數(shù)學建模

2.1 系統(tǒng)建模

起重機變幅液壓缸在伸出時，外負載力總是阻礙液壓缸的伸出運行[9]，即外負載力在運行過程中的方向總與伸出方向相反，所以變幅液壓缸伸出時的工況只有阻抗伸出工況。

變幅液壓缸在阻抗伸出工況時的控制原理如圖3所示，p1為液壓缸大腔壓力；p2為小腔壓力；Δp1，Δp2為進油路和回油路壓差；p0為背壓壓力；A1，A2為液壓缸有桿腔、無桿腔的有效作用面積；ps為泵出口壓力；F為負載力。由于比例閥P口和T口的開度具有耦合關系，無法將通過P，T口的流量分開考慮。但分析可知，變幅液壓缸的速度取決于充入無桿腔的流量，因此，可以通過精確控制通入液壓缸無桿腔的流量，來控制液壓缸活塞的速度。

圖3 變幅液壓缸阻抗伸出工況原理Fig.3 Operating principle of impedance extension of variable amplitude cylinder

泵閥協(xié)同壓力流量復合控制系統(tǒng)本質上仍然是閥控非對稱缸系統(tǒng)，參考圖4的建模過程，來建立泵閥協(xié)同壓力流量復合控制系統(tǒng)[10-12]。

依據(jù)四通滑閥內部各處流量和壓力關系建立數(shù)學模型，具體結果如下：

QL=q2-q1=f(xv,pL)

(1)

式中，QL—— 負載流量

pL—— 負載壓力

xv—— 閥芯位移

qi—— 工作液通過液阻的流量，i=1, 2, 3, 4

預計通入比例閥P口的流量為：

(2)

f(xv) —— 換向閥過流面積

圖4 閥控非對稱缸系統(tǒng)原理圖Fig.4 Schematic diagram of valve controlled asymmetric cylinder system

g(Q,Δp)=f(xv)=A

(3)

2.2 AMESim和Simulink模型搭建

使用AMESim軟件所提供的HCD液壓元件庫，建立起重機22通徑電液比例多路閥(已去除壓力補償器)模型，建立單閥泵閥協(xié)同壓力流量復合控制系統(tǒng)，如圖5為該系統(tǒng)AMESim模型。

該模型包含控制單元電液比例泵、變幅液壓缸、平衡閥、典型負載模型和壓力傳感器等。本模型中電液比例多路閥的結構設計和仿真相關技術參數(shù)，是根據(jù)閥芯與閥體的間距大小、閥體尺寸、閥芯移動時與閥套之間的關系和閥芯凸肩上帶有的異形比例節(jié)流槽口的作用特性等確定的。

電液比例多路閥的結構設計和仿真相關技術參數(shù)，如表1所示。

圖5 起重機泵閥協(xié)同壓力流量復合控制系統(tǒng)AMESim模型Fig.5 AMESim model of pump-valve cooperative pressure-flow compound control system for crane

表1 仿真模型參數(shù)Tab.1 Parameters of simulation model

在Simulink軟件中建立起重機泵閥協(xié)同壓力流量復合控制液壓系統(tǒng)的控制算法模型，如圖6所示。通過手柄信號L與模式切換閾值Lth的關系判斷工作模式，控制器對電液比例泵和電液比例多路閥做相應的控制。

2.3 試驗驗證

大通徑電液比例換向閥臺架試驗時，電液比例泵轉速設定為2100 r/min，設定變幅聯(lián)主閥先導壓力為定值，逐漸增大電液比例泵的排量，使泵輸出流量從0 L/min 開始逐漸增大，負載為溢流閥加載，負載壓力設定為1.2 MPa。試驗臺讀取操作信號、泵的出口壓力、負載壓力和流量值并記錄在計算機中。電液比例多路閥的先導壓力先后設定為0.7，0.8，0.9，1.0，1.1，1.2，1.3，1.4，1.5，1.6 MPa。大通徑電液比例換向閥試驗與仿真的壓力損失如圖7所示，試驗現(xiàn)場如圖8所示。

圖6 起重機泵閥協(xié)同壓力流量復合控制系統(tǒng)Simulink模型Fig.6 Simulink model of pump-valve cooperative pressure-flow compound control system for crane

圖7 電液比例多路閥各先導壓力下的壓力流量特性曲線Fig.7 Pressure-flow characteristic curve of electro-hydraulic proportional multi-channel valve under each pilot pressure

圖8 電液比例多路閥試驗平臺的現(xiàn)場照片F(xiàn)ig.8 On-site photo of electro-hydraulic proportional multi-channel valve test platform

由于實際的溢流閥有啟閉特性，所以導致負載壓力并不是一個恒定值。由圖7可以看出，在各個閥口開度下，仿真與試驗的控制特性曲線均能較好的符合。實際中電液比例泵存在開啟壓力沖擊，導致在曲線的開始段，試驗的閥前壓力和閥前后壓差均大于仿真結果；在電液比例泵工作平穩(wěn)后，試驗的閥前、后壓差與仿真結果吻合，證明了大通徑電液比例換向閥AMESim模型的準確性。

圖9 電液比例多路閥閥芯Fig.9 Large-diameter electro-hydraulic proportional valve spool

電液比例泵(力源L11 V)的負載特性試驗解決方案描述如下：將電機的轉速限制設定為1900/min，負載分別由溢流閥設定為1 MPa(空載)和16 MPa，電液比例泵的輸入電流在30 s內由0～700 mA緩慢地增大，再在30 s內由700～0 mA緩慢地降低，記錄電液比例泵的輸入流量及其輸入電流的相應曲線，電液比例泵試驗平臺如圖11所示，試驗及仿真的結果分別如圖12和圖13所示。

圖10 電液比例多路閥流量補償器

圖11 電液比例泵試驗平臺現(xiàn)場照片F(xiàn)ig.11 On-site photo of electro-hydraulic proportional pump test platform

圖12 空載狀態(tài)下電液比例泵輸出流量、負載壓力與輸入電流曲線Fig.12 Curves of output flow, load pressure and input current of electro-hydraulic proportional pump under no-load condition

電液比例泵的階躍特性試驗方案如下：溢流閥給定背壓1 MPa，電液比例泵輸入電流由0 mA階躍增加至500 mA，保持一段時間后，再由500 mA階躍減少至300 mA，之后在300 mA和500 mA之間階躍變化，記錄泵的輸出流量和輸入電流與時間的對應曲線，結果如圖14所示。

由電液比例泵的試驗和仿真結果可知，所顯示仿真與試驗的輸出流量曲線的死區(qū)、滯環(huán)、最大輸出流量、流量的可調范圍均能較好的符合，仿真模型證明了所建立的電液比例泵AMESim模型的準確性。

圖13 負載16 MPa時電液比例泵輸出流量、負載壓力與輸入電流曲線Fig.13 Output flow, load pressure and input current curves of electro-hydraulic proportional pump when load is 16 MPa

圖14 電液比例泵300～500 mA階躍響應特性曲線Fig.14 300～500 mA step response characteristic curves of electro-hydraulic proportional pump

3 抑制沖擊方法研究

模式切換點設置在流量60 L/min，大于60 L/min時為快速模式，否則為微動模式。對于變幅聯(lián)阻抗伸出工況，微動模式聯(lián)合仿真設置如下：設置臂架質量為11000 kg，起始角度為45°，提升重物質量設置為16000 kg，電液比例泵轉速為2100 r/min，電液比例泵最大排量為100 mL/r，泵在壓力控制模式的出口壓力比最大負載壓力高2 MPa。

3.1 由快速模式到微動模式

1) 第一次調整

當實際流量在微小流量控制切換點前，電液比例多路閥全開，電液比例泵控制通入液壓缸無桿腔的流量。電液比例多路閥的閥口在第5秒時由全開瞬間轉變?yōu)閿?shù)字流量補償器控制，電液比例泵在第5秒時瞬間轉變?yōu)閴毫刂颇Ｊ?，此時的液壓缸無桿腔流量曲線出現(xiàn)斷層，且電液比例閥前和電液比例泵出口的壓力均出現(xiàn)較大波動。

第一次調整控制策略如下：延長電液比例泵的流量控制模式至5.25 s，此時通入液壓缸無桿腔內的流量趨于平穩(wěn)，之后電液比例泵轉變?yōu)閴毫刂颇Ｊ健?/p>

第一次調整前、后的結果如圖15～圖17所示。分析可知，調整后流量曲線在第5秒切換完成時的過渡更加平滑，電液比例泵輸入信號百分比c基本一致且液壓缸無桿腔內的壓力波動幅度減少17.98%，流量波動幅度減少37.02%，液壓缸全程跟隨誤差減少2.12%。

圖15 快速模式到微動模式第一次調整后流量曲線和液壓缸位移的誤差曲線Fig.15 Flow curve and cylinder displacement error curve after first adjustment from fast mode to slow mode

圖16 快速模式到微動模式第一次調整后液壓缸無桿腔壓力曲線和電液比例泵輸入信號曲線Fig.16 From fast mode to slow mode, after the first adjustment, cylinder rodless chamber pressure electro-hydraulic curve and proportional pump input signal curve

2) 第二次調整

在第5秒時，由于電液比例多路閥閥口由全開位置突變至數(shù)字流量補償器輸出信號的位置，泵出口壓力有2.5 MPa的突變。

第二次調整控制策略如下：在第一次調整的基礎上，在第4.5秒時，數(shù)字流量補償器開始計算2 MPa壓差下且流量為60 L/min時的電液比例多路閥的閥芯位移輸出值，讓電液比例多路閥的閥芯位移以0.008 mm/s的速度由全開0.011 mm降低至該輸出值。

圖17 快速模式到微動模式第一次調整后泵出口壓力曲線和閥芯位移曲線Fig.17 Pump outlet pressure curve and valve core displacement curve after first adjustment from fast mode to slow mode

圖18 快速模式到微動模式第二次調整后流量和液壓缸位移誤差曲線Fig.18 Flow curve and cylinder displacement error curve after second adjustment from fast mode to slow mode

圖19 快速模式到微動模式第二次調整后液壓缸無桿腔壓力電液和比例泵輸入信號曲線Fig.19 From fast mode to slow mode, after second adjustment, cylinder rodless chamber pressure electro-hydraulic curve and proportional pump input signal curve

圖20 快速模式到微動模式第二次調整后泵出口壓力和閥芯位移曲線Fig.20 Pump outlet pressure curve and valve core displacement curve after second adjustment from fast mode to slow mode

第二次調整前、后的結果如圖18～圖20所示。分析可知，在第一次調整后，電液比例泵輸入信號百分比c基本一致，液壓缸無桿腔內流量良好跟蹤期望流量曲線且流量和壓力波動均較調整前有明顯改善的前提下，第二次調整電液比例多路閥的閥芯控制策略，使泵出口壓力2.5 MPa的壓力突變轉變?yōu)槠交^渡。

3.2 由微動模式到快速模式

設置快速模式流量為300 L/min，微動模式流量為60 L/min，在第5秒時，由液壓缸由微動模式轉為快速模式。在第5秒時，電液比例多路閥的閥前1.6 MPa壓力突變，且液壓缸無桿腔內壓力有較大波動。

做出控制策略調整如下：在第5秒時，數(shù)字流量補償器計算2 MPa壓差下且流量為60 L/min時的電液比例多路閥的閥芯位移輸出值，讓閥芯位移以0.008 mm/s的速度由該輸出值增加至0.011 m。

調整前、后的結果如圖21～圖23所示。分析可知，液壓缸無桿腔內的壓力波動減小30.71%，電液比例多路閥的閥前1.6 MPa壓力突變轉變?yōu)槠交^渡。

圖21 微動模式到快速模式流量和液壓缸位移誤差曲線Fig.21 Flow curve and displacement error curve of oil cylinder from slow mode to fast mode

圖22 微動模式到快速模式液壓缸無桿腔壓力和電液比例泵輸入信號曲線Fig.22 Pressure curve of cylinder rodless chamber and input signal curve of electro-hydraulic proportional pump from slow mode to fast mode

圖23 微動模式到快速模式泵出口壓力和閥芯位移曲線Fig.23 Curve of pump outlet pressure and spool displacement from slow mode to fast mode

調整前后電液比例泵輸入信號百分比c基本一致，液壓缸全程位移誤差減少0.19%，說明在調整控制策略減少泵出口的壓力波動和液壓缸無桿腔內的壓力波動的同時，液壓缸無桿腔內的流量曲線能較好的跟蹤期望流量曲線。

4 結論

(1) 研究并建立了一套泵閥協(xié)同壓力流量復合控制系統(tǒng)AMESim和Simulink的聯(lián)合仿真模型和數(shù)學模型，通過試驗驗證了這套泵閥協(xié)同壓力流量復合控制系統(tǒng)的數(shù)學和仿真模型的準確性，并對實際問題做出了綜合仿真和分析；

(2) 快速模式到微動模式采用新的控制策略后，液壓缸無桿腔內的壓力波動幅度減少17.98%，流量波動幅度減少37.02%，使電液比例多路閥的閥前2.5 MPa 的壓力突變轉變?yōu)槠交^渡，液壓缸位移全程跟隨誤差減少2.12%;

(3) 微動模式到快速模式采用新的控制策略后，液壓缸無桿腔內的壓力波動減小30.71%，電液比例多路閥的閥前1.6 MPa壓力突變轉變?yōu)槠交^渡，液壓缸全程位移誤差減少0.19%。