李 琦,楊 敬,權(quán) 龍

(太原理工大學(xué) 機(jī)械與運(yùn)載工程學(xué)院,山西 太原 030024)

0 引 言

目前,起重機(jī)的液壓系統(tǒng)一般采用傳統(tǒng)抗流量飽和負(fù)載敏感系統(tǒng)。然而,傳統(tǒng)的抗流量飽和負(fù)載敏感系統(tǒng)存在一些問題,比如響應(yīng)速度慢、穩(wěn)定性差、能耗大等[1]。液壓控制系統(tǒng)中節(jié)流控制的精度高,系統(tǒng)響應(yīng)較快,但容易出現(xiàn)節(jié)流損失和溢流損失,導(dǎo)致系統(tǒng)能耗較大。容積控制不產(chǎn)生節(jié)流損失,系統(tǒng)更高效,但是控制精度較低。如果根據(jù)閥控系統(tǒng)和泵控系統(tǒng)各自的技術(shù)優(yōu)勢進(jìn)行泵閥協(xié)同控制液壓回路,會達(dá)到良好的控制效果和節(jié)能效果[2]。隨著傳感器和控制器功能的開發(fā),使電控和閥口參數(shù)的檢測監(jiān)控功能取代原來的硬件壓力補(bǔ)償功能也得以實現(xiàn)[3]。

已有學(xué)者對電液流量控制系統(tǒng)做出了研究?？讜晕涞热薣4-5]對負(fù)載敏感系統(tǒng)的動態(tài)特性進(jìn)行了研究,分析了反饋管路的參數(shù)對負(fù)載敏感系統(tǒng)動態(tài)特性的影響。劉華等人[6]采用在壓力閉環(huán)上的前饋反饋控制方法,協(xié)調(diào)了泵轉(zhuǎn)速和進(jìn)出口閥口開度,提出了基于泵閥協(xié)調(diào)的電液位置伺服節(jié)能控制系統(tǒng),發(fā)現(xiàn)泵閥協(xié)調(diào)的電液位置伺服節(jié)能控制系統(tǒng)能提高系統(tǒng)能效和壓力控制精度;但該系統(tǒng)使用進(jìn)出口獨(dú)立控制,結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜。劉偉等人[7-8]用壓力傳感器代替管路的壓力反饋,提出了電子壓力補(bǔ)償流量匹配液壓系統(tǒng),該方法提高了系統(tǒng)響應(yīng)速度;但該方法沒有對閥進(jìn)行控制,不能保證流量的控制精度。都佳等人[9]使用泵閥協(xié)同的方法,同時對電液比例泵和比例閥進(jìn)行了控制,實現(xiàn)了流量精準(zhǔn)控制目的,并降低了能耗;但該方法只應(yīng)用于位置開環(huán)系統(tǒng)中,并沒有針對閉環(huán)系統(tǒng)進(jìn)行分析。韓京清等人[10]在閉環(huán)系統(tǒng)中采用PID控制方法,對閉環(huán)系統(tǒng)進(jìn)行了理論與仿真分析,發(fā)現(xiàn)在不同場合,需要用不同的PID值進(jìn)行控制,而且誤差積分的反饋對常值擾動有效果;但在面對無擾動時和隨時變化的擾動時,其誤差積分的反饋會使系統(tǒng)動態(tài)特性變差,需要采用自抗擾控制的方法。

除了采用定轉(zhuǎn)速電機(jī)和變量泵的電液動力源獲得可變流量外,在國內(nèi)外也有大量學(xué)者研究變轉(zhuǎn)速電機(jī)和變量泵的電液動力源。IMAMURA T等人[11]研究了伺服電機(jī)驅(qū)動定量泵與傳統(tǒng)定轉(zhuǎn)速異步電機(jī)驅(qū)動變量泵等不同動力源對注塑機(jī)的液壓系統(tǒng)的作用。張紅娟等人[12-13]對不同動力源組合驅(qū)動注塑機(jī)系統(tǒng)能耗的影響進(jìn)行了研究,實驗證明了伺服電機(jī)與定量泵的組合形式可以最大限度地降低系統(tǒng)能耗。葛磊等人[14]設(shè)計了一種電機(jī)分段轉(zhuǎn)速和液壓泵連續(xù)排量控制的流量控制系統(tǒng),實現(xiàn)了基于動態(tài)和能效優(yōu)化的電液動力源流量控制目的。

基于起重機(jī)閥控系統(tǒng)響應(yīng)快但能耗大,泵控系統(tǒng)效率高但控制精度低的問題,筆者建立一種變轉(zhuǎn)速變排量雙動力源泵閥協(xié)同的多執(zhí)行元件電液系統(tǒng)(新系統(tǒng));然后,利用AMESim和MATLAB仿真軟件建立變轉(zhuǎn)速變排量雙動力源泵閥協(xié)同電液系統(tǒng)聯(lián)合仿真模型,對起重機(jī)變轉(zhuǎn)速變排量系統(tǒng)的不同工況下系統(tǒng)的動態(tài)響應(yīng)、流量控制精度和系統(tǒng)能耗進(jìn)行仿真研究。

1 起重機(jī)泵閥協(xié)同液壓系統(tǒng)

1.1 系統(tǒng)原理

起重機(jī)變轉(zhuǎn)速變排量雙動力源泵閥協(xié)同液壓系統(tǒng)由變頻電機(jī)、電液比例泵、平衡閥、比例多路閥、液壓缸、液壓馬達(dá)等組成。

與已有的定轉(zhuǎn)速變排量泵閥協(xié)同液壓系統(tǒng)(舊系統(tǒng))相比,變轉(zhuǎn)速變排量雙動力源泵閥協(xié)同電液系統(tǒng)采用電子補(bǔ)償法,用電液比例泵取代傳統(tǒng)的負(fù)載敏感泵,采用合流閥將雙聯(lián)泵分開,單獨(dú)泵源驅(qū)動每個執(zhí)行元件。

為了檢測比例多路閥主節(jié)流口的壓差,可以在其前后各安裝壓力傳感器。這樣,控制器可以實時監(jiān)測和控制比例多路閥的開度。同時,各聯(lián)執(zhí)行器的壓力通過壓力傳感器傳送給控制器,控制器會進(jìn)行計算,從而實時控制電液比例泵的擺角和變頻電機(jī)的轉(zhuǎn)速,以達(dá)到控制電液比例泵輸出流量的目標(biāo)。

變轉(zhuǎn)速變排量雙動力源泵閥協(xié)同電液系統(tǒng)分為三種工作模式,分別是單動作微動、單動作快速運(yùn)動和復(fù)合快速運(yùn)動模式。

在單動作微動模式下,由于定轉(zhuǎn)速變排量系統(tǒng)小流量時,液壓泵擺角很小,系統(tǒng)動態(tài)響應(yīng)比較慢。因此,需要進(jìn)行流量分段控制,即小流量時,采用雙變量模式控制系統(tǒng);大流量時,仍然采用定轉(zhuǎn)速變排量系統(tǒng)。其中一個動力源卸荷,單泵驅(qū)動單執(zhí)行元件,壓力傳感器采集電液比例多路閥兩側(cè)的壓力信號,并傳遞給控制器,通過擺角控制器和轉(zhuǎn)速控制器給出電液比例泵控制泵擺角和電機(jī)轉(zhuǎn)速值,同時控制器計算出所需電液比例多路閥的閥芯位移,以確保電液比例閥的進(jìn)出口保持2 MPa的壓差。

在單動作快速運(yùn)動模式下,雙動力源合流驅(qū)動單執(zhí)行元件。為了減少系統(tǒng)的節(jié)流損失,控制器控制電液比例多路閥的閥口全開,通過擺角控制器和轉(zhuǎn)速控制器控制電液動力源參數(shù),以此來補(bǔ)償因負(fù)載變化引起的泵泄漏量。因為負(fù)載變化很大,已有的定轉(zhuǎn)速變排量泵閥協(xié)同液壓系統(tǒng)單純用手柄來控制流量,所以流量變化比較大。變轉(zhuǎn)速變排量雙動力源電液系統(tǒng)在做泄漏補(bǔ)償后,整個系統(tǒng)流量曲線變化會有顯著減小。

在復(fù)合快速運(yùn)動模式下,雙動力源分流驅(qū)動雙執(zhí)行元件,主閥閥口全開,系統(tǒng)處于流量控制模式,其屬于泵控系統(tǒng),節(jié)流損失很小,各聯(lián)的閥口壓差很小,能量損失也很小。已有的定轉(zhuǎn)速變排量泵閥協(xié)同液壓系統(tǒng)雙泵合流,通過控制閥口開度實現(xiàn)系統(tǒng)流量比例分流目的,其屬于閥控系統(tǒng),節(jié)流損失較大,并且泵出口壓力與最大負(fù)載壓力有關(guān)。

負(fù)載壓力較小的那一聯(lián)閥口壓差很大,壓損也很大,能量損失就很大。因此,負(fù)載在相同變化的前提下,新系統(tǒng)比舊系統(tǒng)泵的輸出壓力減小了,能耗也明顯降低了。

起重機(jī)變轉(zhuǎn)速變排量雙動力源泵閥協(xié)同電液系統(tǒng)原理如圖1所示。

圖1 變轉(zhuǎn)速變排量雙動力源雙執(zhí)行元件泵閥協(xié)同液壓系統(tǒng)原理圖

起重機(jī)定轉(zhuǎn)速變排量泵閥協(xié)同電液系統(tǒng)原理如圖2所示。

圖2 定轉(zhuǎn)速變排量泵閥協(xié)同液壓系統(tǒng)原理圖

1.2 總體控制策略

起重機(jī)執(zhí)行器共有3種工作模式,分述如下:

1)在單動作快速運(yùn)動模式下,為減少系統(tǒng)的節(jié)流損失,控制主閥閥口全開,合流閥全開,雙動力源合流驅(qū)動單執(zhí)行元件。筆者通過負(fù)載壓力反饋、泵容積效率和預(yù)設(shè)流量來計算出電液比例泵擺角,得出液壓泵實際輸出流量補(bǔ)償因負(fù)載變化引起的泵泄漏量,使系統(tǒng)流量維持穩(wěn)定。

2)在單動作微動模式中,由于定轉(zhuǎn)速變排量系統(tǒng)小流量時,液壓泵擺角很小,系統(tǒng)動態(tài)響應(yīng)比較慢。因此,系統(tǒng)采用流量分段控制的方法,小流量時,采用雙變量模式控制系統(tǒng);大流量時,仍然采用定轉(zhuǎn)速變排量系統(tǒng)。筆者設(shè)定微動模式下的工作流量范圍在60 L/min～80 L/min,設(shè)定一個流量閾值70 L/min,當(dāng)預(yù)設(shè)流量高于70 L/min時,電機(jī)設(shè)置轉(zhuǎn)速1 500 r/min保持不變,液壓泵通過PID實時調(diào)節(jié)斜盤擺角,實現(xiàn)壓力閉環(huán)控制目的,保持泵出口壓力比最大負(fù)載壓力高2 MPa;當(dāng)預(yù)設(shè)流量低于70 L/min時,根據(jù)設(shè)定流量,按泵80%擺角工作點(diǎn),計算該流量需求下電機(jī)的最小轉(zhuǎn)速點(diǎn),將最小轉(zhuǎn)速點(diǎn)與通過PID控制器所得出的轉(zhuǎn)速相比較取較大值,得出電機(jī)轉(zhuǎn)速;液壓泵通過PID控制實時調(diào)節(jié)擺角大小,實現(xiàn)壓力閉環(huán)控制目的,保持泵出口壓力比最大負(fù)載壓力高2 MPa。

3)在復(fù)合動作模式狀態(tài)下,合流閥關(guān)閉,主閥閥口全開,節(jié)流損失很小,系統(tǒng)處于流量控制模式,其屬于泵控系統(tǒng),雙泵通過合流閥分流,單獨(dú)泵源驅(qū)動每個執(zhí)行元件,各聯(lián)的閥口壓差很小,能量損失也很小。已有的定轉(zhuǎn)速變排量泵閥協(xié)同液壓系統(tǒng)屬于閥控系統(tǒng),節(jié)流損失較大,并且泵出口壓力與最大負(fù)載壓力有關(guān)。因此,負(fù)載壓力較小的那一聯(lián)閥口壓差很大,壓損就很大,能量損失也很大。變轉(zhuǎn)速變排量雙動力源系統(tǒng)通過負(fù)載壓力反饋和泵容積效率計算得出泵的實際所需流量,以此來補(bǔ)償因負(fù)載變化引起的泵泄漏。在此狀態(tài)下,通過調(diào)節(jié)單個動力源的相關(guān)參數(shù)來實時控制各執(zhí)行元件速度,實現(xiàn)系統(tǒng)流量比例分流目的。

2 泵閥協(xié)同電液系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型

2.1 永磁同步電機(jī)數(shù)學(xué)模型

為了減小轉(zhuǎn)子直徑,降低轉(zhuǎn)動慣量以及改善動態(tài)性能,永磁同步電動機(jī)采用了凸型轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)。在假設(shè)磁路未飽和、磁滯和渦流損耗無關(guān)以及空間磁場呈現(xiàn)正弦分布的條件下,采用轉(zhuǎn)子磁鏈定向控制。

永磁同步電動機(jī)在同步旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系下的數(shù)學(xué)模型如下:

1)定子電壓方程:

(1)

(2)

2)電機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩方程:

(3)

3)轉(zhuǎn)矩平衡方程:

(4)

式中:ud,uq為定子電壓,V;id,iq為定子電流,A;R為定子電阻,Ω;L為電感,H;ωrm為轉(zhuǎn)子角速度,rad/s;φr為永磁體產(chǎn)生的磁鏈,Wb;Te為電磁轉(zhuǎn)矩,N·m;TL為負(fù)載轉(zhuǎn)矩,N·m;np為極對數(shù),null;Bf為阻尼系數(shù),N·m·s;J為轉(zhuǎn)慣量,kg·m2。

2.2 泵泄漏數(shù)學(xué)模型

通過電液比例多路閥的流量方程如下:

(5)

(6)

式中:Cd為電液比例多路閥的流量系數(shù),null;w1,w2為電液比例多路閥的面積梯度,m;ρ為液壓油密度,kg/m3;q1,q2為液壓缸兩腔的流量,m3/s;xv為電液比例多路閥閥芯開度,m;P1,P2為液壓缸兩腔的壓力,Pa;Ps為液壓泵出口壓力,Pa。

忽略液壓缸的外部泄漏,可知液壓缸的流量連續(xù)性方程如下式所示:

(7)

(8)

式中:q1,q2為進(jìn)入液壓缸兩腔的流量,m3/s;A1,A2為液壓缸兩腔的作用面積,m2;xp為液壓缸的位移,m;Ctp為液壓缸的內(nèi)泄系數(shù),m3/(s/pa);P1,P2為液壓缸兩腔的壓力,Pa;V1,V2為液壓缸兩腔的容積,m3;βe為液壓油的體積彈性模量,Pa。

電液比例柱塞泵動態(tài)輸出壓力方程如下式所示:

(9)

式中:Ps為液壓泵的出口壓力,Pa;βe為液壓油的體積彈性模量,Pa;n為三相異步電機(jī)的轉(zhuǎn)速,rad/s;D為液壓泵的排量,m3/rad;up為電液比例泵的輸入信號,null;q1為液壓缸無桿腔的輸入流量,m3/s;Q1為電液比例泵的泄漏流量,m3/s。

滑靴與斜盤間泄漏量qs,以及配流盤與缸體配流端面之間的泄漏qv分別為:

(10)

(11)

式中:pc為柱塞泵殼體壓力,Pa;hv為配流副油膜間隙厚度,mm;hs為為滑靴副油膜間隙厚度,mm。

根據(jù)上述式(1)～式(11),筆者搭建了永磁同步電機(jī)、軸向柱塞變量泵和電液比例多路閥的仿真模型[15-19]。

3 電液系統(tǒng)元件模型

筆者以徐工XCT55t汽車起重機(jī)為基礎(chǔ),建立了液壓起重機(jī)變轉(zhuǎn)速變排量雙動力源電液系統(tǒng)的AMESim和Simulink聯(lián)合仿真模型。

該系統(tǒng)由永磁同步電機(jī)、電液比例泵、比例多路閥、液壓缸和變幅機(jī)構(gòu)組成。

3.1 永磁同步電機(jī)模型仿真分析

矢量控制技術(shù)的靈感來自于直流電動機(jī)的電樞電流與勵磁電流相互垂直的特點(diǎn)。筆者在同步旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)d-q中進(jìn)行坐標(biāo)變換,建立了永磁同步電動機(jī)的數(shù)學(xué)模型。在d-q坐標(biāo)系中,可以通過控制電流的大小和方向來實現(xiàn)磁場和轉(zhuǎn)矩的解耦控制目的。通過解耦直軸和正交軸分量,可以獨(dú)立地控制磁場的大小和方向,以及電機(jī)的轉(zhuǎn)矩。這種控制方法使得控制過程更加靈活和可靠,提高了系統(tǒng)的性能和效率,控制性能與直流類似。

筆者比較了轉(zhuǎn)速指令與檢測到的電機(jī)轉(zhuǎn)速,經(jīng)過轉(zhuǎn)速環(huán)PI控制器輸出交軸電流指令,同時將直軸電流設(shè)為零;然后將電流指令與反饋的id和iq進(jìn)行比較,通過電流環(huán)PI控制器得到ud和uq;接著通過反Park變換獲得uα和uβ;最后,采用空間矢量脈寬調(diào)制(space vector pulse width modulation,SVPWM)算法輸出6個脈寬調(diào)制(pulse width modulation,PWM)波來驅(qū)動逆變器,從而產(chǎn)生頻率和振幅可變的三相正弦電壓,用來驅(qū)動電機(jī)旋轉(zhuǎn)。

永磁同步電機(jī)id=0矢量控制原理圖如圖3所示[20-22]。

圖3 永磁同步電機(jī)id=0矢量控制原理圖

筆者在Simulink中搭建了永磁同步電機(jī)的仿真模型,并且使用匯川電機(jī)ESMG1-31D20CD型號的參數(shù)進(jìn)行設(shè)置。

永磁同步電機(jī)主要參數(shù)如表1所示。

表1 永磁同步電機(jī)主要參數(shù)表

筆者在Simulink中搭建的永磁同步電機(jī)仿真模型如圖4所示。

圖4 Simulink中搭建的永磁同步電機(jī)模型

負(fù)載轉(zhuǎn)矩初始設(shè)定為零,電機(jī)空載啟動,0.2 s時,負(fù)載轉(zhuǎn)矩加T=20 N·m;給定轉(zhuǎn)速初始給定為n=1 000 r/min,0.4 s時,加速至n=1 200 r/min。

永磁同步電機(jī)轉(zhuǎn)速、電磁轉(zhuǎn)矩仿真結(jié)果如圖5所示。

圖5 轉(zhuǎn)速、電磁轉(zhuǎn)矩仿真波形

從圖5仿真結(jié)果可以看到:電機(jī)啟動時的定子電流較大,電磁轉(zhuǎn)矩較大,響應(yīng)速度快,電機(jī)能夠快速穩(wěn)定地達(dá)到給定轉(zhuǎn)速,啟動時間為0.06 s,并且存在5.9%的超調(diào),穩(wěn)定后電機(jī)的轉(zhuǎn)速平穩(wěn);在0.2 s時,負(fù)載轉(zhuǎn)矩加至20 Nm,電機(jī)出現(xiàn)小幅度的轉(zhuǎn)速降落,轉(zhuǎn)速降落了27 r/min,即存在2.7%的轉(zhuǎn)速降落,恢復(fù)時間為0.025 s;當(dāng)電機(jī)加速至1 200 r/min時,電機(jī)能夠快速穩(wěn)定地調(diào)整轉(zhuǎn)速至1 200 r/min,系統(tǒng)存在著3.2%超調(diào),調(diào)整時間為0.02 s。

3.2 電液比例泵泄漏模型

當(dāng)負(fù)載變化時,電液比例泵泄漏量不同,泵出口流量不穩(wěn)定,會導(dǎo)致執(zhí)行器速度不穩(wěn)定。

因此,筆者建立電液比例泵泄漏模型,分析電液比例泵泄漏量變化。筆者選擇L11VO115L電液比例柱塞泵作為變轉(zhuǎn)速變排量雙動力源泵閥協(xié)同液壓系統(tǒng)的動力源。該泵的單泵排量為115 mL/r,柱塞數(shù)目為9個,最大轉(zhuǎn)速為2 400 r/min。

電液比例泵的泄漏途徑有缸體和柱塞之間、滑履與斜盤之間、液壓缸和配流端面之間,以及電液比例泵變量機(jī)構(gòu)動作所需的流量。另外,由于液壓系統(tǒng)中有降溫系統(tǒng),則油液溫度波動范圍較小,對泄漏影響可以忽略不計。

單柱塞的泄漏模型如圖6所示。

圖6 電液比例泵單柱塞模型

在圖6中,有兩個固定的節(jié)流口,表示柱塞與缸體之間的泄漏以及柱塞滑履與斜盤之間發(fā)生的泄漏。柱塞與缸體之間的參數(shù)設(shè)置為0.000 185乘以壓差dp;同樣地,滑履與斜盤之間的泄露設(shè)定為為0.000 379乘以dp;在右側(cè)的f(x,y)函數(shù)中,設(shè)定為0.066 5×cos(y×PI/180)×sin(x×PI/180),柱塞的死體積設(shè)置為設(shè)為2 cm3。

圖中有兩個MOD,上面的是出油口,下面的是進(jìn)油口。出油口的信號響應(yīng)的偏移量為:180+360/nbpist,進(jìn)油口為:360/nbpist。信號功能的ASCII文件中定義輸出為ASCII碼,每個柱塞有不同的意義,用于定義每個柱塞在吸油和排油時所轉(zhuǎn)過的角度。筆者將9個單柱塞進(jìn)行封裝,建立包含9個柱塞在內(nèi)的柱塞泵模型。

泵的液壓模型如圖7所示。

圖7 電液比例泵仿真模型

電液比例泵等流量曲線如圖8所示。

圖8 電液比例泵等流量曲線

圖8中的流量是由泵容積效率(電液比例泵的仿真結(jié)果所得出的)、所需實際流量與負(fù)載壓力之間的關(guān)系計算得出。

3.3 比例多路閥模型

筆者采用力士樂M7系列的抗流量飽和比例多路閥作為變轉(zhuǎn)速變排量雙動力源泵閥協(xié)同電液系統(tǒng)的控制閥,M7系列抗流量飽和負(fù)載敏感液壓系統(tǒng)比例多路閥用來控制壓力流量復(fù)合的液壓系統(tǒng)的控制閥。

對M7系列抗流量飽和負(fù)載敏感液壓系統(tǒng)比例多路閥進(jìn)行拆解后,可以發(fā)現(xiàn)液壓油依次通過容積腔、一次節(jié)流口、壓力補(bǔ)償器、二次節(jié)流口,然后通過A口或B口進(jìn)入執(zhí)行機(jī)構(gòu)。如果去掉壓力補(bǔ)償器,可以用一個容積腔來代替壓力補(bǔ)償器部分。

一次節(jié)流口是由6種12個U型槽組成的多級結(jié)構(gòu)。在AMESim中沒有該元件,因此,筆者需要使用BASEN01模塊來計算閥芯位移與過流面積的函數(shù)關(guān)系曲線,并導(dǎo)出data文件;然后,使用生成的data文件,將其導(dǎo)入Bao9元件中,建立一次節(jié)流口模型。

過流面積計算模型如圖9所示。

圖9 過流面積計算模型

一次節(jié)流口過流面積與閥芯位移曲線如圖10所示。

圖10 過流面積與閥芯位移曲線

4 定轉(zhuǎn)速變排量液壓系統(tǒng)仿真模型搭建和試驗

4.1 液壓系統(tǒng)仿真模型搭建

筆者選用AMESim軟件搭建了定轉(zhuǎn)速變排量泵閥協(xié)同液壓系統(tǒng)仿真模型。該系統(tǒng)由比例多路閥、電液比例泵、變幅機(jī)構(gòu)、液壓缸組成。

變轉(zhuǎn)速變排量雙動力源泵閥協(xié)同電液系統(tǒng)系統(tǒng)AMESim模型如圖11所示。

圖11 定轉(zhuǎn)速變排量泵閥協(xié)同液壓系統(tǒng)模型

4.2 液壓系統(tǒng)試驗平臺搭建

定轉(zhuǎn)速變排量泵閥協(xié)同液壓系統(tǒng)主要針對的是起重機(jī)的舉升過程,因此,可以選用比例溢流閥代替變幅機(jī)構(gòu),作為該試驗的加載裝置。

試驗平臺由電液比例泵A11vo115L、三項異步電機(jī)LMP-250M-4、力士樂M7系列比例多路閥(變幅聯(lián))、三通比例減壓閥PPCD05-NG、比例溢流閥、油箱、壓力傳感器M5134-C2501X-050BG、控制器和管路等其他輔助元件組成。

試驗裝置參數(shù)如表2所示。

表2 試驗裝置參數(shù)

筆者在液壓泵型式試驗臺上搭建了定轉(zhuǎn)速變排量泵閥協(xié)同液壓系統(tǒng)試驗平臺,如圖12所示。

圖12 定轉(zhuǎn)速變排量泵閥協(xié)同系統(tǒng)試驗臺

4.3 液壓系統(tǒng)仿真與試驗分析

對于定轉(zhuǎn)速變排量泵閥協(xié)同液壓系統(tǒng),筆者設(shè)置負(fù)載壓力逐漸增大。液壓泵最大出口壓力設(shè)為28 MPa,設(shè)定系統(tǒng)的目標(biāo)流量分別為60 L/min、70 L/min。微動模式分為兩個階段:在第一階段,分別設(shè)定多路閥的閥口開度為4.5 mm、4.75 mm和4.9 mm,電液比例泵設(shè)定為壓力閉環(huán)模式,始終保持泵的出口壓力比負(fù)載壓力高1.5 MPa,實現(xiàn)負(fù)載敏感目的;而后,經(jīng)過10 s后進(jìn)入第二階段,根據(jù)手柄設(shè)定的流量,系統(tǒng)開始用流量補(bǔ)償器進(jìn)行補(bǔ)償,此階段運(yùn)行15 s。

定轉(zhuǎn)速變排量泵閥協(xié)同液壓系統(tǒng)的輸出流量、液壓泵出口壓力和負(fù)載壓力曲線如圖13所示。

圖13 定轉(zhuǎn)速變排量泵閥協(xié)同液壓系統(tǒng)仿真與試驗曲線

對圖13進(jìn)行分析可知:給定不同的目標(biāo)流量,系統(tǒng)最后均可穩(wěn)定到目標(biāo)流量值附近。而且,當(dāng)負(fù)載壓力發(fā)生變化時,電液比例泵通過壓力閉環(huán)的調(diào)節(jié),始終能跟隨負(fù)載壓力的變化而變化,實現(xiàn)負(fù)載敏感目的。同時,通過仿真曲線與試驗曲線的對比,基本驗證了仿真模型的準(zhǔn)確性。

但是從仿真結(jié)果和實驗結(jié)果也可以看出:系統(tǒng)流量波動明顯,60 L/min時系統(tǒng)動態(tài)響應(yīng)較慢。由于定轉(zhuǎn)速變排量系統(tǒng)小流量時,泵擺角響應(yīng)較慢,而泵的動態(tài)響應(yīng)比閥慢,使得泵閥之間協(xié)調(diào)性較低,系統(tǒng)流量控制精度較低;但可以間接驗證后續(xù)模型的正確性。因此,筆者提出變轉(zhuǎn)速變排量雙動力源泵閥協(xié)同液壓系統(tǒng)來進(jìn)一步改善這種情況。

5 變轉(zhuǎn)速變排量電液系統(tǒng)模型

通過對力士樂M7系列多路閥的分析,筆者可以將壓力補(bǔ)償器從多向閥的各個環(huán)節(jié)上拆下。壓力傳感器放置在一次節(jié)流口的前后,以實時檢測前后的壓力;雙聯(lián)電液比例泵應(yīng)更換為雙動力源;合流閥應(yīng)放置在雙動力源的出口處,控制器直接調(diào)節(jié)電液比例泵的旋轉(zhuǎn)角度和同步電機(jī)的轉(zhuǎn)速;然后建立模型。

變轉(zhuǎn)速變排量雙動力源泵閥協(xié)同電液系統(tǒng)AMESim模型如圖14所示。

圖14 變轉(zhuǎn)速變排量雙動力源泵閥協(xié)同電液系統(tǒng)AMESim模型

5.1 單動作微動模式

針對變幅聯(lián)單動作微動模式仿真,筆者設(shè)置起始角度為0°,臂架質(zhì)量為11 500 kg,液壓泵最大出口壓力為28 MPa。此時,合流閥全開,其中一個動力源卸荷,另一個動力源正常工作,系統(tǒng)處于壓力控制模式,流量進(jìn)行分段控制,設(shè)定流量閾值70 L/min。

當(dāng)預(yù)設(shè)流量大于等于70 L//min時,系統(tǒng)設(shè)置為定轉(zhuǎn)速變排量,電機(jī)轉(zhuǎn)速設(shè)置為1 500 r/min,通過PID控制器對泵的擺角進(jìn)行控制,使得泵的出口壓力始終比最高負(fù)載的壓力高出一個固定值2 MPa,以實現(xiàn)對負(fù)載的敏感控制目的;當(dāng)預(yù)設(shè)流量低于70 L/min時,根據(jù)設(shè)定流量,按泵80%擺角工作點(diǎn),計算該流量需求下電機(jī)的最小轉(zhuǎn)速點(diǎn),將最小轉(zhuǎn)速點(diǎn)與通過PID控制器所得出的轉(zhuǎn)速相比較,取較大值,得出電機(jī)轉(zhuǎn)速;液壓泵擺角繼續(xù)用PID控制器作為壓力閉環(huán)控制,泵擺角在80%上下波動。

單動作微動模式下系統(tǒng)輸出流量80 L/min時,流量、閥口壓差對比如圖15所示。

圖15 預(yù)設(shè)流量80 L/min時的新舊系統(tǒng)流量、閥口壓差

從圖15結(jié)果對比分析可知:變轉(zhuǎn)速變排量雙動力源泵閥協(xié)同電液系統(tǒng)的仿真模型曲線與定轉(zhuǎn)速變排量泵閥協(xié)同液壓系統(tǒng)相比,仿真模型流量曲線可以達(dá)到80 L/min的預(yù)設(shè)值,泵出口壓力也可以保持在高于負(fù)載壓力2 MPa,說明該變轉(zhuǎn)速變排量雙動力源泵閥協(xié)同電液系統(tǒng)可以將閥前后壓差保持在預(yù)設(shè)值;并且從仿真結(jié)果可以看出,新系統(tǒng)輸出流量比舊系統(tǒng)輸出流量的控制精度優(yōu)化了4.67%。

單動作微動模式下系統(tǒng)輸出流量60 L/min時,流量、閥口壓差對比如圖16所示。

圖16 預(yù)設(shè)流量60 L/min時新舊系統(tǒng)流量、閥口壓差

從圖16可以看出:采用雙變量控制模式,系統(tǒng)的動態(tài)響應(yīng)、流量分辨率都進(jìn)一步地提高了。由于定轉(zhuǎn)速變排量系統(tǒng)小流量時,液壓泵擺角很小,系統(tǒng)動態(tài)響應(yīng)比較慢。因此,進(jìn)行流量分段控制,小流量時,采用雙變量模式控制系統(tǒng),系統(tǒng)動態(tài)響應(yīng)加快,且泵閥協(xié)調(diào)性提高,流量分辨率上升。

通過結(jié)果對比分析可知:變轉(zhuǎn)速變排量雙動力源泵閥協(xié)同電液系統(tǒng)的仿真模型曲線與定轉(zhuǎn)速變排量泵閥協(xié)同液壓系統(tǒng)相比,仿真模型流量曲線基本可以穩(wěn)定在60 L/min的預(yù)設(shè)值,泵出口壓力也可以保持在高于負(fù)載壓力2 MPa。

以上結(jié)果說明,變轉(zhuǎn)速變排量雙動力源泵閥協(xié)同電液系統(tǒng)可以將閥前后壓差保持在預(yù)設(shè)值;并且從仿真結(jié)果可以看出,新系統(tǒng)輸出流量比舊系統(tǒng)輸出流量的控制精度優(yōu)化了14.76%,系統(tǒng)動態(tài)響應(yīng)時間減少了0.12 s。

5.2 單動作快速運(yùn)動模式

在單動作快速運(yùn)動模式中,筆者設(shè)置變幅聯(lián)2 MPa到20 MPa的階躍信號為模擬負(fù)載,階躍時間為5 s,仿真時間設(shè)置為10 s;控制主閥先導(dǎo)壓力為2 MPa,使主閥閥口全開,液壓泵轉(zhuǎn)速為1 500 r/min。合流閥全開,雙動力源合流控制單執(zhí)行元件;通過控制雙電液動力源參數(shù)來補(bǔ)償因負(fù)載變化引起的泵泄漏量。由于負(fù)載變化很大,舊系統(tǒng)單純用手柄控制流量變化是很大的,泄漏補(bǔ)償后,新系統(tǒng)的整個流量曲線變化是均勻的。

液壓泵輸出流量、泵出口壓力曲線如圖17所示。

圖17 新舊系統(tǒng)輸出流量、泵出口壓力

從圖17可以看出:由于負(fù)載變化很大,舊系統(tǒng)單純用手柄控制流量變化是很大的;而新系統(tǒng)通過控制雙電液動力源參數(shù)來補(bǔ)償因負(fù)載變化引起的泵泄漏量,泄漏補(bǔ)償后,新系統(tǒng)的整個流量曲線變化減小。

液壓泵輸出功率、輸出能量曲線如圖18所示。

圖18 新舊系統(tǒng)輸出功率、輸出能量

從圖18可以看出:由于系統(tǒng)主閥閥口全開,閥口壓差很小,減小了節(jié)流損失,使新系統(tǒng)能耗降低。

由仿真結(jié)果可知:在2 s負(fù)載突變時,新系統(tǒng)比舊系統(tǒng)流量變化減小了6.21%,系統(tǒng)消耗能量降低了13.94 kJ,滿足該執(zhí)行元件快速運(yùn)動時的流量需求。

5.3 復(fù)合快速運(yùn)動模式

對于復(fù)合快速運(yùn)動模式的仿真,筆者設(shè)置變幅聯(lián)2 MPa到20 MPa的階躍信號為模擬負(fù)載,卷揚(yáng)聯(lián)1 MPa到10 MPa的階躍信號為模擬負(fù)載,階躍時間均為5 s,仿真時間為10 s;設(shè)置卷揚(yáng)聯(lián)主閥的先導(dǎo)壓力為2 MPa,變幅聯(lián)主閥的先導(dǎo)壓力為1.9 MPa,使主閥閥口全開,液壓泵轉(zhuǎn)速為1 500 r/min,液壓泵最大出口壓力為28 MPa。

變幅聯(lián)系統(tǒng)的輸出流量、液壓泵出口壓力如圖19所示。

圖19 變幅聯(lián)系統(tǒng)輸出流量、泵出口壓力

卷揚(yáng)聯(lián)系統(tǒng)的輸出流量、液壓泵出口壓力如圖20所示。

圖20 卷揚(yáng)聯(lián)系統(tǒng)輸出流量、泵出口壓力

從圖19、圖20可以看出:由于變幅聯(lián)和卷揚(yáng)聯(lián)負(fù)載變化較大,系統(tǒng)泄漏補(bǔ)償后,新系統(tǒng)的整個流量曲線變化明顯減小。

液壓泵輸出功率、輸出能量曲線如圖21所示。

圖21 新舊系統(tǒng)輸出功率、輸出能量

從圖21可以看出:各聯(lián)的能耗有顯著減小。此時,由于新系統(tǒng)合流閥關(guān)閉,系統(tǒng)處于流量控制模式,其屬于泵控系統(tǒng),雙泵通過合流閥分流實現(xiàn)系統(tǒng)比例分流的目的;單獨(dú)泵源驅(qū)動每個執(zhí)行元件,主閥閥口全開,各聯(lián)的閥口壓差很小,減小了通過閥口開度來實現(xiàn)比例分流帶來的壓力損失,使系統(tǒng)能耗降低。舊系統(tǒng)雙泵合流通過閥口開度來實現(xiàn)比例分流,其屬于閥控系統(tǒng),節(jié)流損失較大,并且泵出口壓力隨著最大負(fù)載壓力變化。因此,負(fù)載壓力較小的那一聯(lián)閥口壓差會很大,節(jié)流損失很大,能量損失也很大。在負(fù)載變化相同的前提下,新系統(tǒng)比舊系統(tǒng)泵的輸出壓力減小了,泄漏量也減小了。

通過仿真結(jié)果表明:在5 s負(fù)載突變時,變幅聯(lián)新系統(tǒng)比舊系統(tǒng)流量變化減小了2.08%,卷揚(yáng)聯(lián)新系統(tǒng)比舊系統(tǒng)流量變化減小了4.49%,新系統(tǒng)消耗能量降低了50.31 kJ,閥口壓差顯著減小。

6 結(jié)束語

筆者以起重機(jī)泵閥協(xié)同壓力流量復(fù)合控制系統(tǒng)為研究對象,搭建了變轉(zhuǎn)速變排量雙動力源泵閥協(xié)同液壓系統(tǒng)仿真模型,并進(jìn)行了仿真分析;通過對定轉(zhuǎn)速變排量泵閥協(xié)同液壓系統(tǒng)試驗結(jié)果的分析,間接驗證了變轉(zhuǎn)速變排量雙動力源泵閥協(xié)同液壓系統(tǒng)仿真模型的正確性,給起重機(jī)的流量控制系統(tǒng)提供了新的參考。

研究結(jié)論如下:

1)相較于泵閥協(xié)同壓力流量復(fù)合控制系統(tǒng),變轉(zhuǎn)速變排量雙動力源液壓系統(tǒng)具有可以實時調(diào)節(jié)轉(zhuǎn)速和排量的特性,使新系統(tǒng)在微動模式下控制精度優(yōu)化了14.76%,動態(tài)響應(yīng)時間價減少了0.12 s;

2)變轉(zhuǎn)速變排量雙動力源液壓系統(tǒng)在單動作快速運(yùn)動模式和復(fù)合快速運(yùn)動模式下,系統(tǒng)處于流量控制模式,其屬于泵控系統(tǒng),閥口全開,減少了節(jié)流損失,利用負(fù)載壓力反饋和泵容積效率,計算出泵實際出口流量,補(bǔ)償了因負(fù)載變化而引起的泵泄漏,使得泵出口流量能夠滿足負(fù)載快速動作時的流量需求。并且在復(fù)合快速運(yùn)動模式下,通過雙動力源分流實現(xiàn)了系統(tǒng)比例分流的目的,減小了通過閥口開度來實現(xiàn)比例分流帶來的壓力損失,使系統(tǒng)能耗降低了約50.31 kJ。

在后續(xù)的研究中,筆者將對變轉(zhuǎn)速變排量泵閥協(xié)同液壓系統(tǒng)進(jìn)行試驗,進(jìn)一步驗證該泵閥協(xié)同液壓系統(tǒng)的有效性。