于志剛，王亮亮，王小龍，譚 濤

（1.成都工業(yè)職業(yè)技術(shù)學(xué)院汽車工程學(xué)院，四川成都 610218；2.重慶市汽車動(dòng)力系統(tǒng)測(cè)試工程技術(shù)研究中心底盤性能試驗(yàn)室，重慶 401120；3.成都大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，四川成都 610106；4.成都雅駿新能源汽車科技股份有限公司技術(shù)部，四川成都 610100）

電液負(fù)載敏感液壓系統(tǒng)在汽車領(lǐng)域得到廣泛應(yīng)用［1-3］。為克服泵源與負(fù)載之間存在的不匹配問(wèn)題，目前大部分學(xué)者主要利用負(fù)載敏感方法來(lái)實(shí)現(xiàn)優(yōu)化的功能。該方法可以對(duì)泵源流量進(jìn)行靈活調(diào)節(jié)，同時(shí)設(shè)置了可以實(shí)時(shí)檢測(cè)的負(fù)載壓力調(diào)節(jié)泵源，確保輸出功率良好匹配負(fù)載功率，有效降低系統(tǒng)節(jié)流損耗與系統(tǒng)發(fā)熱量，使其達(dá)到更長(zhǎng)使用壽命［2-3］。上述調(diào)節(jié)方式在眾多機(jī)械制造領(lǐng)域都獲得了廣泛應(yīng)用。當(dāng)機(jī)液負(fù)載敏感系統(tǒng)通過(guò)長(zhǎng)管道進(jìn)行壓力反饋時(shí)會(huì)引起反饋過(guò)程出現(xiàn)滯后的情況，導(dǎo)致系統(tǒng)方式穩(wěn)定性下降的結(jié)果［4-5］。針對(duì)以上問(wèn)題，有學(xué)者通過(guò)開發(fā)電液負(fù)載敏感系統(tǒng)來(lái)實(shí)現(xiàn)優(yōu)化，該系統(tǒng)跟常規(guī)控制方式的機(jī)液負(fù)載敏感系統(tǒng)相比存在明顯差異，需根據(jù)壓力參數(shù)的變化來(lái)實(shí)現(xiàn)反饋功能，壓力傳感器具備對(duì)壓力信號(hào)的明顯放大作用，并在系統(tǒng)中配備了專門的機(jī)液負(fù)載敏感泵［6-8］。

為增強(qiáng)負(fù)載敏感系統(tǒng)運(yùn)行穩(wěn)定性，對(duì)控制過(guò)程設(shè)置了電液流量匹配模式，通過(guò)調(diào)節(jié)閥開度大小作為控制條件并對(duì)執(zhí)行器中的介質(zhì)流量進(jìn)行計(jì)算，最終確定電控泵的信號(hào)變化情況，按照以上方式完成電控泵和伺服閥的同步調(diào)節(jié)功能［9-11］。不同于普通泵控系統(tǒng)，負(fù)載敏感系統(tǒng)可以對(duì)負(fù)載狀態(tài)進(jìn)行實(shí)時(shí)監(jiān)測(cè)，并且可以設(shè)置不同的泵源轉(zhuǎn)速、排量達(dá)到與施加的負(fù)載形成良好匹配的效果，使得控制模型、壓力、系統(tǒng)能效等存在較大差異［12-14］。根據(jù)以上分析，本文先對(duì)建立在伺服泵控基礎(chǔ)上的電液負(fù)載敏感系統(tǒng)運(yùn)行原理開展研究，再根據(jù)各部分流量變化方程建立分析模型，之后對(duì)系統(tǒng)控制過(guò)程進(jìn)行了研究，對(duì)設(shè)計(jì)工況下壓力、能效和泵控模式實(shí)施對(duì)比。同時(shí)利用AMESim 構(gòu)建得到建立在伺服泵控基礎(chǔ)上的負(fù)載敏感系統(tǒng)仿真分析模型，對(duì)上述分析過(guò)程準(zhǔn)確性與控制有效性進(jìn)行了分析。

1 系統(tǒng)設(shè)計(jì)

1.1 基于伺服泵控的電液負(fù)載敏感系統(tǒng)原理

采用伺服泵控方式實(shí)現(xiàn)的電液負(fù)載敏感系統(tǒng)工作原理如圖1 所示。此系統(tǒng)包含了泵控壓力子系統(tǒng)以及泵控位置子系統(tǒng)2 個(gè)部分。泵控壓力子系統(tǒng)包含了伺服電機(jī)、壓力傳感器、控制器、定量泵。其中，壓力信號(hào)選擇器是通過(guò)接收到的伺服閥信號(hào)進(jìn)行模型計(jì)算，并判斷系統(tǒng)進(jìn)油腔的壓力狀態(tài)，電機(jī)運(yùn)行過(guò)程的轉(zhuǎn)速則通過(guò)壓力調(diào)節(jié)器來(lái)獲得所需的泵輸出流量，從而在泵出口和進(jìn)油口之間形成一個(gè)恒定的壓力差。

圖1 基于伺服泵控的電液負(fù)載敏感系統(tǒng)原理Fig.1 Principle of electro-hydraulic load sensing system based on servo pump control

泵控位置子系統(tǒng)包含了伺服閥、位置傳感器、液壓缸、位置控制器。其中，位置控制器可以對(duì)閥芯位移進(jìn)行調(diào)整使伺服閥達(dá)到不同的輸出流量，從而完成對(duì)液壓缸位移的控制。根據(jù)各自職能差異，泵控壓力子系統(tǒng)控制泵出口壓力通常會(huì)比進(jìn)油腔壓力高出一個(gè)固定值，具有負(fù)載敏感特性；同時(shí)利用泵控位置子系統(tǒng)進(jìn)行液壓缸運(yùn)動(dòng)控制，達(dá)到高精度與高頻響的控制效果。

1.2 數(shù)學(xué)模型

分別采用伺服泵控制信號(hào)與泵出口壓力作為輸入與輸出，從而為泵控子系統(tǒng)設(shè)置了仿真模型。本次建立的模型方向?yàn)橐簤焊籽赜疑斐龅姆较驗(yàn)檎颍刈笫栈氐姆较驗(yàn)樨?fù)向；左腔油液流入為正向，流出為負(fù)向；右腔出油流量表示正向，進(jìn)油表示負(fù)向。

液壓缸的輸出力和負(fù)載平衡方程如下：

式中：m為負(fù)載質(zhì)量；xp為活塞位置；P1、P2為液壓缸的兩腔壓力；Ap為液壓缸有效面積；B為系統(tǒng)運(yùn)行部件的黏性系數(shù)；f為未建模力與干擾力。

伺服閥流量可通過(guò)下述方程進(jìn)行計(jì)算：

式中：Cd為伺服閥流量系數(shù)；ρ為液壓油密度；w為伺服閥面積梯度；Q1、Q2為液壓缸兩腔流量；xV=kVuV，其中uV為伺服閥輸入信號(hào)，xV為伺服閥閥芯位移，kV為伺服閥增益。

考慮到伺服閥頻率響應(yīng)比系統(tǒng)頻率更快，為簡(jiǎn)化模型，通過(guò)簡(jiǎn)化使伺服閥呈現(xiàn)比例變化特征。通過(guò)簡(jiǎn)化得到以下表達(dá)式：

1.3 控制方法

泵控壓力子系統(tǒng)為閉環(huán)反饋設(shè)置了前饋控制方式，從而達(dá)到抑制擾動(dòng)程度的效果。采用上述控制模式一方面可以通過(guò)前饋控制過(guò)程來(lái)補(bǔ)償擾動(dòng)，同時(shí)也可以利用閉環(huán)反饋來(lái)獲得較高的控制精度。泵控壓力子系統(tǒng)的控制流程如圖2所示。

圖2 壓力環(huán)控制框Fig.2 Pressure ring control block diagram

先由壓力信號(hào)選擇器接收到的閥芯數(shù)據(jù)確定進(jìn)油腔壓力，根據(jù)設(shè)定壓差確定子系統(tǒng)壓力。再通過(guò)泵出口壓力信號(hào)完成伺服電機(jī)轉(zhuǎn)速控制，從而完成泵出口壓力閉環(huán)伺服的調(diào)節(jié)過(guò)程。為了更高效地控制泵控子系統(tǒng)、降低泵源壓力波動(dòng)性，設(shè)置了流量前饋的環(huán)節(jié)來(lái)調(diào)整閥口流量變化引起的變化。

2 仿真分析

在模型參數(shù)中加入了泵源機(jī)械動(dòng)態(tài)條件，設(shè)置了伺服電機(jī)機(jī)定量泵轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、剛度與黏性阻尼。同時(shí)根據(jù)G761-3004B 伺服閥和NCB2-020-1-10 定量泵確定模型參數(shù)，結(jié)果見表1。同時(shí)本文建立了泵控系統(tǒng)仿真模型如圖3 所示。普通泵控系統(tǒng)模型是以定量泵、溢流閥一起搭配組建形成恒壓泵源，將介質(zhì)經(jīng)過(guò)溢流閥產(chǎn)生的溢流壓力設(shè)定在6 MPa，再將其余各參數(shù)按照與負(fù)載敏感系統(tǒng)同樣的條件進(jìn)行設(shè)置。

表1 仿真參數(shù)Tab.1 Simulation parameters

圖3 負(fù)載敏感系統(tǒng)AMESIM 仿真模型Fig.3 AMESIM simulation model of load sensing system

2.1 阻抗工況仿真

為分析阻抗工況對(duì)泵控和負(fù)載敏感系統(tǒng)的影響，將位置指令表示成斜坡信號(hào)，其表達(dá)式為xd=0.05t，控制壓差指令為2 MPa。2 s 時(shí)新增1 kN 階躍力對(duì)活塞運(yùn)動(dòng)進(jìn)行限制。負(fù)載敏感系統(tǒng)中每個(gè)腔的壓力變化曲線如圖4 所示，普通泵控系統(tǒng)的腔體壓力變化情況如圖5所示。

圖5 阻抗工況下泵控系統(tǒng)各腔壓力Fig.5 Pressure in each chamber of pump control system under impedance condition

根據(jù)圖4可知，處于0～2 s時(shí)間段內(nèi)，系統(tǒng)未受到外力作用，左腔與右腔的壓力都保持2 MPa 的穩(wěn)定值，泵源輸出4 MPa的壓力，2個(gè)節(jié)流口壓差設(shè)計(jì)值與實(shí)際壓差都在2 MPa 附近。此時(shí)左腔與右腔相比發(fā)生了壓力的明顯升高，此時(shí)雖未施加外部作用力，但液壓缸依然會(huì)受到黏性摩擦力作用。2～4 s 時(shí)間段中，增加了1 kN 階躍載荷對(duì)液壓缸進(jìn)行限制，使泵源輸出壓力提高1.50 MPa，達(dá)到6 MPa，2個(gè)節(jié)流壓降依然為2 MPa。

圖4 阻抗工況下負(fù)載敏感系統(tǒng)各腔壓力Fig.4 Pressure in each chamber of the load-sensitive system under impedance condition

根據(jù)圖5可知，介于0～2 s范圍內(nèi)，系統(tǒng)中不存在外力，泵源壓力為6 MPa，2 個(gè)節(jié)流口壓差等于2.8 MPa。進(jìn)入2～4 s時(shí)，加入1 kN作用力對(duì)液壓缸位置進(jìn)行限制，使左腔壓力升高0.75 MPa 變?yōu)?.75 MPa，此時(shí)右腔壓力降低0.75 MPa變?yōu)?.25 MPa。

處于阻抗工況下時(shí)，泵控系統(tǒng)泵源一直保持恒定壓力輸出狀態(tài)，逐漸增大活塞運(yùn)動(dòng)阻力后，進(jìn)油腔獲得更高壓力，同時(shí)出油腔壓力發(fā)生降低，起到對(duì)外部作用壓力平衡的效果，同時(shí)形成了更小的流口壓降。負(fù)載敏感系統(tǒng)運(yùn)行過(guò)程中，油腔壓力與2個(gè)節(jié)流口壓降都為指令壓差。此時(shí)獲得了更大的進(jìn)油腔壓力，從而實(shí)現(xiàn)與外力的平衡。處于低負(fù)載阻抗工況下時(shí)，泵控系統(tǒng)節(jié)流損失較高，此時(shí)可以通過(guò)負(fù)載敏感系統(tǒng)調(diào)節(jié)節(jié)流口壓力損失都保持壓差指令值的條件下，確保泵源壓力始終都處于系統(tǒng)所需的最小值狀態(tài)。

2.2 超越工況仿真分析

為了對(duì)上述處于阻抗運(yùn)行環(huán)境中時(shí)泵控和負(fù)載敏感系統(tǒng)控制開展驗(yàn)證，把位置指令表示成斜坡信號(hào)，即xd=0.05t（m），設(shè)定壓差指令為2 MPa。初始外負(fù)載力為0 N，2 s 時(shí)設(shè)置1 kN 外力控制液壓缸運(yùn)動(dòng)。負(fù)載敏感系統(tǒng)與泵控系統(tǒng)的腔體壓力變化曲線如圖6～圖7所示。

圖6 超越工況下負(fù)載敏感系統(tǒng)各腔壓力Fig.6 Pressure in each chamber of the load-sensing system exceeds the working condition

圖7 超越工況下泵控系統(tǒng)各腔壓力Fig.7 Pressure in each cavity of pump control system exceeds the working condition

圖6顯示，介于0～2 s內(nèi)時(shí)，系統(tǒng)未受到外部載荷作用，左、右腔壓力都在2 MPa附近的位置，輸出壓力達(dá)到4 MPa，可以看到此時(shí)節(jié)流口的壓差等于2 MPa，跟設(shè)定壓差一致。左腔相對(duì)右腔的壓力更高，這是由于此時(shí)雖未設(shè)置外力，不過(guò)液壓缸在運(yùn)行過(guò)程中還是需克服黏性摩擦載荷。在2～4 s 時(shí)間內(nèi)，系統(tǒng)中形成1 kN 的階躍力，右腔壓力依然保持2 MPa，2個(gè)節(jié)流壓差也為2 MPa。

對(duì)圖7 進(jìn)行分析可以發(fā)現(xiàn)，時(shí)間介于0～2 s 內(nèi)時(shí)，系統(tǒng)未受到外部載荷影響，此時(shí)形成了6 MPa泵源壓力，左、右腔都形成近3 MPa的壓力。2個(gè)節(jié)流口壓差為3 MPa。2～4 s 內(nèi)為系統(tǒng)設(shè)置1 kN 外力，左腔壓力降低0.75 MPa 變?yōu)?.25 MPa，同時(shí)右腔壓力增大0.75 MPa 變?yōu)?.75 MPa，進(jìn)油口與出油口壓力均為3.75 MPa。

處于超越工況下時(shí)，泵控系統(tǒng)泵源保持恒定壓力，活塞形成更大的運(yùn)動(dòng)助力，節(jié)流壓降也明顯增加，同時(shí)進(jìn)油腔壓力減小，形成了更大出油腔壓力，從而平衡外力。負(fù)載敏感系統(tǒng)的泵輸出壓力降低后，進(jìn)油腔壓力也發(fā)生降低，實(shí)現(xiàn)外力平衡。

3 結(jié)論

（1）為了更高效地控制泵控子系統(tǒng)，降低泵源壓力波動(dòng)性，設(shè)置了流量前饋的環(huán)節(jié)來(lái)調(diào)整閥口流量變化引起的變化。

（2）處于阻抗工況下，泵控系統(tǒng)泵源保持恒定壓力輸出，逐漸增大活塞運(yùn)動(dòng)阻力后，進(jìn)油腔獲得更高壓力，出油腔壓力發(fā)生降低，起到平衡外壓力的作用，節(jié)流口壓降減小。

（3）處于超越工況下時(shí)，泵控系統(tǒng)泵源保持恒定壓力，活塞形成更大的運(yùn)動(dòng)助力，節(jié)流壓降也明顯增加，同時(shí)進(jìn)油腔壓力減小，形成了更大出油腔壓力，從而平衡外力。