王華帥,張彥斌,李閣強(qiáng),周 鑫

(1.河南科技大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，河南 洛陽 471003；2.河南工學(xué)院 機(jī)械工程學(xué)院，河南 新鄉(xiāng) 453003；3.機(jī)械裝備先進(jìn)制造河南省系統(tǒng)創(chuàng)新中心，河南 洛陽 471003)

引言

液壓懸架結(jié)構(gòu)在重型運(yùn)輸車車身載重系統(tǒng)中被廣泛采用，如運(yùn)輸鋼包的自行式框架車、運(yùn)輸船舶節(jié)段的自行式液壓載重車、運(yùn)輸高鐵預(yù)制箱梁的運(yùn)梁車、運(yùn)架一體機(jī)等重型運(yùn)輸車，均采用多軸線液壓懸架結(jié)構(gòu)來均衡車輛載荷，從而使車輛能夠更好地適應(yīng)不平路面，防止單點(diǎn)受力過大，對(duì)車身結(jié)構(gòu)或地面造成破環(huán)[1-2]。各液壓懸架通常采用分組并聯(lián)的方式連接，即將整車液壓懸架分為若干組，每組內(nèi)所有液壓缸油口并聯(lián)，以達(dá)到均衡車輛載荷的作用，從而有效提升車輛對(duì)不同路面的適應(yīng)能力。車輛控制系統(tǒng)通過控制各組懸架的同步升降，實(shí)現(xiàn)整車懸架的升降控制[3]。

重型運(yùn)輸車懸架液壓系統(tǒng)多采用電液比例負(fù)載敏感控制系統(tǒng)進(jìn)行驅(qū)動(dòng)和控制，并配以平衡閥來實(shí)現(xiàn)負(fù)負(fù)載的平衡和調(diào)速，平衡閥既起到平衡負(fù)載又起到節(jié)流的作用。受車身載荷及懸架姿態(tài)變化影響，懸架下降速度常出現(xiàn)不穩(wěn)定、不均勻問題，單組懸架下降速度的不均勻、不穩(wěn)定將引起多組懸架同時(shí)下降時(shí)的不同步，進(jìn)而造成車輛液壓沖擊及偏載現(xiàn)象，嚴(yán)重影響設(shè)備的使用安全，因此有必要對(duì)液壓懸架負(fù)負(fù)載調(diào)速控制進(jìn)行研究。

單組懸架下降速度的控制特性在很大程度上依賴平衡閥的輸出流量特性。部分學(xué)者從優(yōu)化平衡閥結(jié)構(gòu)參數(shù)的角度研究了平衡閥輸出流量特性的優(yōu)化方法，分析了平衡閥閥芯結(jié)構(gòu)、彈簧剛度、彈簧壓縮量、先導(dǎo)比等參數(shù)對(duì)平衡閥輸出流量特性的影響,并指出一組匹配合理的平衡閥參數(shù)對(duì)負(fù)負(fù)載系統(tǒng)的調(diào)速特性非常重要[4-7]。

部分學(xué)者從優(yōu)化平衡閥控制方式的角度對(duì)基于平衡閥液壓系統(tǒng)負(fù)負(fù)載的調(diào)速穩(wěn)定性和節(jié)能性展開了研究：如HANSEN M R等[8]采用外部獨(dú)立油源來穩(wěn)定壓差補(bǔ)償閥的控制腔壓力，從而提高負(fù)載下降時(shí)回路的穩(wěn)定性；ANNALISA等[9]則采用外部獨(dú)立油源來穩(wěn)定平衡閥控制腔壓力以提高系統(tǒng)的調(diào)速穩(wěn)定性，并進(jìn)一步提出利用平衡閥調(diào)節(jié)執(zhí)行器速度的兩種調(diào)速方法：智能平衡閥和智能系統(tǒng)，同時(shí)解決了負(fù)負(fù)載調(diào)速的穩(wěn)定性和節(jié)能性問題，為基于平衡閥的負(fù)負(fù)載調(diào)速控制提供了一種新方法。

部分學(xué)者從電液系統(tǒng)控制策略的角度展開了研究：如針對(duì)多執(zhí)行器同步控制問題，劉芮葭等[10]提出了一種基于模糊相鄰耦合的控制方法，趙靜一等[11]提出了一種基于多點(diǎn)輸出耦合的模糊PID多缸位置同步驅(qū)動(dòng)控制策略，李勝永等[12]提出一種利用誤差反饋的同步控制方案，這些同步控制策略均在一定程度上提高了多執(zhí)行機(jī)構(gòu)的同步控制精度。針對(duì)流量控制元件輸出流量不精確等問題，王灝等[13]提出一種雙線性插值控制方法，左強(qiáng)等[14]提出了一種流量規(guī)劃方法，上述方法均有效提高了流量控制元件輸出流量的精確性。

上述研究分別從平衡閥結(jié)構(gòu)參數(shù)、平衡閥控制方式、控制策略三個(gè)角度對(duì)由基于平衡閥的液壓系統(tǒng)負(fù)負(fù)載調(diào)速性能的優(yōu)化展開了研究。采用優(yōu)化平衡閥結(jié)構(gòu)參數(shù)的方法實(shí)施過程比較繁瑣，且由圖1所示懸架液壓系統(tǒng)原理可知，本研究的懸架液壓系統(tǒng)并未充分利用平衡閥的節(jié)流特性，因此，采用優(yōu)化平衡閥結(jié)構(gòu)參數(shù)的方法作用有限。采用同步控制策略雖然可以在一定程度上提高懸架調(diào)速性能，但控制策略較為復(fù)雜，不易在工程中實(shí)現(xiàn)，且高的同步控制精度很大程度上取決于單執(zhí)行器液壓系統(tǒng)良好的控制特性。而優(yōu)化平衡閥控制方式和提升比例閥和伺服閥輸出流量精度的控制方法為液壓懸架的負(fù)負(fù)載調(diào)速控制提供了一個(gè)全新思路，且具有一定的可實(shí)施性，因此基于此思路并結(jié)合液壓懸架液壓系統(tǒng)自身特點(diǎn)，提出一種基于流量規(guī)劃的液壓懸架負(fù)負(fù)載調(diào)速方案，以提高單組液壓懸架在不同載荷、不同姿態(tài)下的負(fù)負(fù)載下降速度的穩(wěn)定性和均勻性。

1 液壓懸架控制方案

1.1 液壓懸架原控制方案

重型運(yùn)輸車液壓懸架控制系統(tǒng)原控制方案如圖1所示，懸架頂升過程中，油液由變量泵排出后經(jīng)壓差補(bǔ)償閥、比例方向閥、平衡閥進(jìn)入柱塞缸，柱塞伸出，懸架上升。此過程中，油液經(jīng)平衡閥內(nèi)單向閥直接流出，平衡閥沒有節(jié)流作用，懸架上升速度由比例方向閥調(diào)節(jié)。壓差補(bǔ)償閥能夠維持比例方向閥閥口壓差為恒定值，提高了比例方向閥輸出流量的控制精度及穩(wěn)定性，單組懸架頂升或各組懸架同步頂升的速度控制精度均能夠得到有效保證，因此，控制系統(tǒng)可實(shí)現(xiàn)整車懸架頂升速度精確的控制。

圖1 懸架液壓系統(tǒng)原理Fig.1 Hydraulic principle of original hydraulic suspension

然而在懸架下降過程中，油液由變量泵排出后經(jīng)壓差補(bǔ)償閥、比例方向閥、溢流閥后流回油箱，并由溢流閥建立起一定的油液壓力作用在平衡閥控制口3處。當(dāng)平衡閥控制口3處油液壓力達(dá)到平衡閥開啟壓力時(shí)，平衡閥開啟，在負(fù)負(fù)載作用下，柱塞缸油液經(jīng)平衡閥，比例方向閥流回油箱，柱塞縮回，懸架下降。此過程中，由于平衡閥3口處的壓力基本為定值(溢流閥調(diào)定)，平衡閥調(diào)節(jié)流量的功能不能被充分利用，且由于回油未經(jīng)壓差補(bǔ)償閥，比例方向閥也不能穩(wěn)定控制系統(tǒng)回油流量，此時(shí)懸架載荷及姿態(tài)的變化均將影響懸架下降速度，懸架下降速度存在不均勻、不穩(wěn)定問題。

1.2 液壓懸架新控制方案

為解決懸架下降速度不均勻和不穩(wěn)定問題，對(duì)圖1所示回路進(jìn)行了硬件改進(jìn)，在圖1的基礎(chǔ)上增設(shè)方向閥、操作手柄、控制器、傾角傳感器、壓力傳感器等元件，并將溢流閥改為比例溢流閥?；诹髁恳?guī)劃的液壓懸架負(fù)負(fù)載調(diào)速控制方案如圖2所示，平衡閥控制油口3由比例方向閥供油，并由比例溢流閥調(diào)壓，通過調(diào)節(jié)比例溢流閥的電流，實(shí)現(xiàn)平衡閥控制壓力的調(diào)節(jié)，進(jìn)而實(shí)現(xiàn)平衡閥流量的調(diào)節(jié)。平衡閥的出口并聯(lián)1個(gè)方向閥，懸架下降時(shí)，接通方向閥油口，使平衡閥出口2直接與油箱接通，保證平衡閥的進(jìn)出口壓差只與其進(jìn)口壓力有關(guān)，消除比例方向閥對(duì)回油流量的耦合干擾。同時(shí)，在懸架下降過程中，令比例方向閥控制信號(hào)u2為一定值，從而控制比例溢流閥溢流量基本不變，保證比例溢流閥的調(diào)壓穩(wěn)定性。

圖2 液壓懸架負(fù)負(fù)載調(diào)速控制原理Fig.2 Negative-load speed regulation control principle of hydraulic suspension

控制系統(tǒng)的控制原理如下：?jiǎn)谓M懸架在下降過程中，首先，控制器采集手柄指令速度fv和柱塞缸傾角θ，并根據(jù)兩者計(jì)算出平衡閥理論輸出流量q1；其次，控制器采集平衡閥進(jìn)口壓力信號(hào)p1，并根據(jù)流量q1和p1，采取流量規(guī)劃方法實(shí)時(shí)計(jì)算比例溢流閥的控制電流u3；最后，控制器輸出控制電流u2，u3和u4，分別控制比例方向閥、比例溢流閥和方向閥，實(shí)時(shí)調(diào)節(jié)懸架下降速度，使其跟隨指令速度信號(hào)fv，方案控制流程如圖3所示。

1.3 新控制方案數(shù)學(xué)模型

為進(jìn)一步分析新方案控制原理，在此建立控制方案的穩(wěn)態(tài)數(shù)學(xué)模型。本研究旨在介紹方案的控制原理，因此在建立控制方案穩(wěn)態(tài)數(shù)學(xué)模型時(shí)忽略了各液壓元件的動(dòng)態(tài)特性、液動(dòng)力、摩擦力、以及油液壓縮性等參數(shù)的影響。

圖3 系統(tǒng)控制流程圖Fig.3 Flow diagram of system control

比例溢流閥調(diào)定壓力py滿足方程：

py=kyu3

(1)

式中，ky—— 電流-壓力增益

u3—— 控制電流

由圖4所示平衡閥的結(jié)構(gòu)組成可知，平衡閥閥芯位移xi滿足方程：

pyA3+p1A1=kp(xi+x0)

(2)

式中，kp—— 平衡閥彈簧剛度

A1—— 平衡閥進(jìn)油口1油液有效作用面積

A3—— 平衡閥控制腔3油液有效作用面積

x0—— 彈簧初始?jí)嚎s量

通過平衡閥的流量q1滿足方程：

(3)

式中，Cd1—— 流量系數(shù)(常數(shù))

W1—— 平衡閥節(jié)流口面積梯度

ρ—— 油液密度

Δp—— 平衡閥進(jìn)出口壓差，且Δp=p1(取平衡閥回油壓力近似為0)

聯(lián)立式(1)～式(3)得到平衡閥流量q1、平衡閥進(jìn)口壓力p1和比例溢流閥電流u3三者之間的關(guān)系：

(4)

由式(4)表明，在彈簧初始?jí)嚎s量x0一定的條件下，q1僅與u3，p1有關(guān)，將其關(guān)系記為：

q1=f(p1,u3)

(5)

1.進(jìn)油口 2.回油口 3.控制油口圖4 平衡閥結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖Fig.4 Structure schematic of counterbalance valve

懸架下降過程中，油液由比例方向閥流出后經(jīng)比例溢流閥建立起平衡閥開啟所需控制壓力，且壓力大小可由比例溢流閥調(diào)節(jié)，因此比例方向閥輸出流量只需大于滿足比例溢流閥控制需要的最低溢流流量即可，為獲得比例溢流閥最佳調(diào)壓特性同時(shí)兼顧系統(tǒng)的節(jié)能性，選取比例方向閥輸出流量q2為：

q2=2qymin

(6)

式中，qymin—— 比例溢流閥最低溢流流量

比例方向閥輸出流量q2滿足方程：

(7)

式中，Cd2—— 流量系數(shù)(常數(shù))

W2—— 比例方向閥節(jié)流口面積梯度

k2—— 位移-信號(hào)增益

Δp0—— 比例方向閥節(jié)流口壓差

壓差補(bǔ)償閥能使比例方向閥節(jié)流口壓差Δp0維持一定值，則式(7)可以簡(jiǎn)化為：

q2=KBu2

(8)

聯(lián)立式(6)、式(8)可得u2為：

(9)

由圖2可知，懸架柱塞缸受力平衡方程為：

(10)

式中，Az1—— 柱塞缸有效作用面積

m—— 負(fù)載質(zhì)量

根據(jù)圖2所示懸架結(jié)構(gòu)，懸架下降時(shí)，柱塞運(yùn)動(dòng)方程滿足：

(11)

由式(5)、式(11)可建立fv，u3，p1之間的關(guān)系：

(12)

由式(1)、式(12)可知，求解控制電流u3，需解出平衡閥進(jìn)出口壓差Δp、控制壓力py和平衡閥輸出流量q1的關(guān)系方程f0(Δp,py,q1)，為分析方便，將方程記為f0(Δp,p,q)。

2 流量規(guī)劃方法

平衡閥方流量方程f0(Δp,p,q)含有Δp，p和q3個(gè)變量，其具體表達(dá)式求解較為復(fù)雜，且受平衡閥液動(dòng)力、閥芯摩擦等因素影響，其表達(dá)式也不能準(zhǔn)確反映三變量之間的關(guān)系。因此，本研究基于比例方向閥或伺服閥流量規(guī)劃的控制思路[13-14]，結(jié)合懸架系統(tǒng)的控制特點(diǎn)，提出一種基于平衡閥的流量規(guī)劃方法：采用線下實(shí)驗(yàn)方法預(yù)先建立平衡閥的流量映射，得到三變量的一一對(duì)應(yīng)關(guān)系，然后根據(jù)由控制系統(tǒng)采集并計(jì)算求出的Δp和q的大小，進(jìn)行在線查表或插值，實(shí)時(shí)求解出平衡閥控制壓力p。

第一步：對(duì)平衡閥進(jìn)行線下實(shí)驗(yàn)測(cè)試，建立平衡閥流量映射關(guān)系表。即采樣在不同控制壓力pij、不同Δpi下的輸出流量qj，得到采樣點(diǎn)(Δp1,q1,p11)，(Δp1,q2,p12)，…(Δp1,q2,p12)，(Δp2,q2,p22)…。壓差Δpi、流量qj和控制壓力pij存在一一對(duì)應(yīng)的關(guān)系，即pij=f(Δpi,qj)。

第二步：將采樣得到的數(shù)據(jù)點(diǎn)以數(shù)據(jù)表格形式存儲(chǔ)在控制器里，形成1個(gè)三維數(shù)據(jù)表格，將其分別表示為Δp軸、p軸和q軸。

第三步：控制系統(tǒng)在線實(shí)時(shí)查表和插值計(jì)算求解平衡閥控制壓力p。

求解平衡閥壓差為Δpa、流量為qa時(shí)的平衡閥控制壓力pa的方法如下：首先通過在線查表找到與點(diǎn)N(Δpa，qa，pa)相鄰的4個(gè)點(diǎn)N1(Δp1,q1,p11)，N2(Δp1,q2,p12)，N3(Δp2,q1,p21)和N4(Δp2,q2,p22)。

(13)

(14)

最后，沿著q軸，進(jìn)行線性插值，求出pa：

(15)

聯(lián)立式(1)、式(15)即可求出比例溢流閥控制電流u3，即：

(16)

3 試驗(yàn)研究

3.1 試驗(yàn)平臺(tái)

為驗(yàn)證基于流量規(guī)劃的液壓懸架負(fù)負(fù)載調(diào)速方法的可行性，本研究以某型號(hào)運(yùn)梁車為研究對(duì)象進(jìn)行現(xiàn)場(chǎng)實(shí)驗(yàn)研究，該型號(hào)運(yùn)梁車液壓懸架系統(tǒng)基本參數(shù)如表1所示。

表1 運(yùn)梁車液壓懸架系統(tǒng)參數(shù)Tab.1 Parameters of hydraulic suspension system of beam carrier

整車液壓懸架共分為4組，每組懸架液壓系統(tǒng)組成如圖3所示。為研究方便，以其中某1組作為研究對(duì)象，其余3組均采用同樣的控制方式，從而有效防止運(yùn)梁車偏載。同時(shí)，為獲得懸架下降速度參數(shù)，在平衡閥出口2處加裝流量傳感器。懸架控制系統(tǒng)主要元件參數(shù)如表2所示。

以上述元件為基礎(chǔ)，結(jié)合運(yùn)梁車已有的電控系統(tǒng)，設(shè)計(jì)出試驗(yàn)方案如圖5所示。試驗(yàn)中，該方案采用DEWETron數(shù)據(jù)采集儀及DEWE-soft軟件來進(jìn)行數(shù)據(jù)采集和記錄。首先，在原方案控制下，采集并記錄系統(tǒng)在空載和重載工況下，柱塞缸傾角從70°減小至20°過程中的壓力、流量和傾角的變化數(shù)據(jù),如圖6a、圖6b所示；其次，在新方案控制下，同樣采集并記錄系統(tǒng)在50%控制指令時(shí)，空載和重載工況下，柱塞缸傾角從70°減小至20°過程中的壓力、流量和傾角的變化數(shù)據(jù)，如圖6c、圖6d所示。

表2 懸架控制元件主要參數(shù)Tab.2 Main parameters of suspension control components

圖5 實(shí)驗(yàn)原理簡(jiǎn)圖Fig.5 Schematic of experimental principle

3.2 實(shí)驗(yàn)結(jié)果分析

利用圖6所示的流量和傾角等數(shù)據(jù)，依據(jù)式(11)分別計(jì)算出在原方案和新方案控制下，懸架在空載/重載工況下的下降速度。原方案控制下的速度曲線如圖7a所示，新方案控制下的速度曲線如圖7b所示。

為定量分析懸架下降速度的變化，取懸架下降速度變化率來衡量懸架下降速度的均勻性。懸架下降速度變化率為懸架平穩(wěn)下降階段(如圖7a中A1B1、A2B2段或圖7b中B1C1、A2C2段)中某線段兩端點(diǎn)速度之差的絕對(duì)值與該線段初始端點(diǎn)下降速度的比值。

由圖7a可知，原方案控制時(shí)，在空載/重載兩工況下，懸架下降速度隨柱塞缸傾角的變化而變化，空載速度變化率為33%，重載速度變化率為40%，下降速度不均勻。此外，懸架空載/重載最高下降速度相差將近200 mm/min，懸架下降速度受載荷的影響較大，懸架下降速度不穩(wěn)定。因此，懸架下降速度隨懸架姿態(tài)和懸架載荷的變化而變化，速度不均勻、不穩(wěn)定。

但由圖7b可知，新方案控制時(shí)，懸架系統(tǒng)在A2C2區(qū)間內(nèi)，重載懸架下載速度比較均勻，變化率為15%。在B1C1區(qū)間內(nèi)，空載懸架下降速度也較為均勻，變化率為17%，速度均勻性較好。且在上述范圍內(nèi)，空載最大速度與重載最大速度相差僅為10 mm/min，速度穩(wěn)定性也較好。但在B1點(diǎn)處，空載曲線發(fā)生轉(zhuǎn)折，速度隨著角度的減小而快速減小(如A1B1區(qū)間段)，此處轉(zhuǎn)折是由于在B1點(diǎn)處平衡閥流量達(dá)到了飽和，導(dǎo)致懸架下降速度無法繼續(xù)跟隨指令速度。

為了進(jìn)一步驗(yàn)證新方案的有效性，給出在不同指令速度下，懸架空載和重載下降速度對(duì)比曲線如圖8、圖9所示。

由圖8可知，空載工況下，在0%～70%指令范圍內(nèi)，懸架速度隨著指令速度的提升而增加，速度與控制指令成比例，且當(dāng)平衡閥未達(dá)到該指令下的流量飽和點(diǎn)時(shí)，懸架均能基本保持勻速運(yùn)動(dòng)。但通過飽和點(diǎn)后，懸架速度隨著傾角的減小而降低，懸架不再保持勻速運(yùn)動(dòng)。且在懸架下降過程中，平衡閥流量飽和點(diǎn)發(fā)生位置隨控制指令的變化而變化(如圖8中ABCDEF點(diǎn))，控制指令越大，流量飽和點(diǎn)發(fā)生時(shí)的懸掛油缸傾角越大。當(dāng)控制指令大于90%時(shí)，平衡閥流量飽和點(diǎn)移到最大傾角處附近，此時(shí)懸架從下降開始便出現(xiàn)流量飽和，懸架下降速度不再受指令控制。

圖6 不同控制方案下系統(tǒng)參數(shù)對(duì)比曲線Fig.6 Contrast system parameter curves under different control method

圖7 不同方案控制下懸架速度對(duì)比曲線Fig.7 Contrast curve of suspension velocity under different control method

由圖9可知，重載工況下，懸架速度隨著指令速度的增大而增大，且在0%～100%控制指令的范圍內(nèi)，懸架均能基本保持勻速運(yùn)動(dòng)，實(shí)現(xiàn)了懸架下降速度與指令速度成比例的控制。同時(shí)，在整個(gè)控制指令區(qū)間內(nèi)，平衡閥均未出現(xiàn)流量飽和現(xiàn)象，由此可知，在平衡閥未發(fā)生飽和工況下，新方案能夠有效提高懸架下降速度的均勻性和穩(wěn)定性，原懸架系統(tǒng)懸架下降速度的不均勻和不穩(wěn)定性問題得到有效改善。

對(duì)比圖8、圖9可發(fā)現(xiàn)，空載懸架最大可控下降速度為100 mm/min，重載懸架可控最大下降速度為180 mm/min，兩者相差較大，因此，為同時(shí)提高懸架速度的控制精度和懸架下降效率，在后續(xù)控制中，控制系統(tǒng)最大指令速度應(yīng)分模式(空載/重載)設(shè)置。

圖8 不同指令下空載懸架速度曲線Fig.8 No-load suspension velocity curves with different orders

圖9 不同指令下重載懸架速度曲線Fig.9 Heavy-load suspension velocity curves with different orders

4 結(jié)論

針對(duì)液壓懸架負(fù)負(fù)載下降速度受懸架載荷及姿態(tài)影響而出現(xiàn)速度不均勻和不穩(wěn)定問題，提出一種基于流量規(guī)劃的負(fù)負(fù)載調(diào)速方案，建立了控制方案的穩(wěn)態(tài)數(shù)學(xué)模型，并以某型號(hào)運(yùn)梁車為研究對(duì)象進(jìn)行對(duì)比實(shí)驗(yàn)研究，由研究結(jié)果可知：

(1) 新方案能夠?qū)⒖蛰d懸架下降速度變化率從33%降至17%，重載懸架下降速度變化率從40%降至15%，懸架下降速度的均勻性顯著提高；

(2) 在平衡閥流量不飽和情況下，懸架在空載/重載工況下的最大下降速度之差從200 mm/min降至10 mm/min，懸架下降速度的穩(wěn)定性顯著提高；

(3) 基于流量規(guī)劃的液壓懸架負(fù)負(fù)載調(diào)速控制方案能夠?yàn)榛谄胶忾y的負(fù)負(fù)載調(diào)速控制提供一種全新控制思路，具有很重要的工程實(shí)際應(yīng)用意義。

由于懸架平衡閥的流量飽和現(xiàn)象，導(dǎo)致懸架空載下降速度比重載下降速度低，這在某種程度上不能有效滿足實(shí)際工程的效率需求。因此在后續(xù)研究中，懸架平衡閥空載流量飽和問題有待分析和解決，以進(jìn)一步提高懸架空載下降速度。