閉式泵控三腔液壓缸驅動裝載機舉升裝置特性研究

張曉剛 王翔宇 張紅娟 權 龍

(太原理工大學新型傳感器與智能控制教育部重點實驗室， 太原 030024)

0 引言

裝載機作為一種保有量較高的工程機械，在其工作過程中動臂裝置存在頻繁的裝載和卸載動作。現有裝載機普遍采用的閥控液壓舉升裝置，存在功耗大、能量損耗多、電氣化應用程度低等問題[1]，該閥控舉升裝置液壓系統在裝載和卸載作業中產生較多的溢流和節流能量損失[2]，且存在大量的可被回收利用的重力勢能。因此，降低液壓舉升裝置的能量損耗，并實現動臂重力勢能的高效回收利用是裝載機節能減排的重點研究方向。

文獻[3-4]為提高裝載機舉升裝置定量泵供油液壓系統的能量效率提供了設計依據。文獻[5-6]通過優化裝載機的運行軌跡，可提高裝載機的柴油利用率15%。文獻[7]采用負載敏感系統控制裝載機動臂，相較于傳統定量泵供油系統，可降低油耗7%～15%。為進一步降低動臂舉升裝置液壓系統的能量損耗，文獻[8-9]提出了一種進出口獨立控制系統，采用分段速度和連續排量控制的匹配方法控制電機轉速，顯著提高了系統的響應特性，并且在部分負載工況下可節約能耗33%。文獻[10-12]采用無節流損失的閉式泵控技術，通過改變泵轉速或泵排量，使泵輸出流量與需求流量相匹配，系統具有能量效率高、結構緊湊和成本低等優勢。

混合動力技術具有油耗低、排放小等優點，文獻[13-15]采用油電液混合驅動方式減小裝載機液壓系統的能量損耗，并分析了串聯、并聯和混聯3種混合驅動策略，為裝載機等工程車輛的節能減排提供了有效途徑。基于串聯式混合驅動液壓系統，文獻[16]采用液壓蓄能器作為輔助動力源，設計了分層式節能控制策略，協調調節主液壓泵與蓄能器，減小系統節流損失，裝載機舉升裝置液壓系統效率由12.1%提高至23.4%。文獻[17]基于并聯式混合驅動液壓系統，對裝載機的制動動能進行了回收利用，并優化了混合動力液壓系統的匹配關系，顯著提高了裝載機的能量效率。文獻[18-19]對串聯和并聯油電混合驅動的液壓系統進行了研究，與傳統裝載機液壓系統相比，并聯式系統節油約16.6%，串聯式系統節油約7.8%，顯著改善了裝載機動力系統的燃油經濟性。

回收利用舉升裝置和負載的重力勢能也可提高裝載機舉升裝置液壓系統的能量效率。文獻[20]采用永磁發電機-液壓泵/電動機驅動動臂，以電能的形式回收動臂勢能。文獻[21-23]設計了一種三腔液壓缸，采用與液壓缸第三腔相連的液壓蓄能器，直接回收利用舉升裝置和負載的動力勢能，重力勢能回收利用率達68%。文獻[24]對采用三腔液壓缸的泵控挖掘機方案進行了仿真分析，結果表明，三腔缸系統可將發動機最大輸出功率減小44%。文獻[25-26]基于閉式液壓系統提出了一種液壓挖掘機節能驅動系統參數匹配方法，對系統中液壓蓄能器等主要元件參數進行了匹配優化，使蓄能器壓力波動滿足各種工況需求，在實現無節流損失的同時，回收利用重力勢能，可節能55%。在提高能效的基礎上，文獻[27]采用速度-位置復合閉環控制方法，提高了液壓閉環控制系統速度、位置控制精度及跟蹤特性，并改善了系統的運行平穩性。

為降低裝載機動臂舉升裝置液壓系統能量損耗，現有方案大多采用進出油口獨立控制、混合動力驅動、閉式泵控等節能型液壓系統，而對回收利用裝載機動臂重力勢能的研究較少。本文提出一種閉式泵控三腔液壓缸的裝載機舉升裝置，以1.6 t液壓裝載機為研究對象，構建該裝置的機電液聯合仿真模型與試驗測試平臺，驗證其可行性。

1 閉式泵控三腔液壓缸工作原理

閉式泵控三腔液壓缸驅動的裝載機舉升裝置的工作原理如圖1所示，裝置主要由動臂、動臂三腔液壓缸、定量泵、蓄能器、伺服電機及其驅動器和硬件在環系統dSPACE等構成。

圖1 閉式泵控三腔液壓缸舉升裝置原理圖Fig.1 Principle diagram of closed pump-controlled three-chamber hydraulic cylinder lifting device1.三腔液壓缸 2.蓄能器 3.補油蓄能器 4.定排量液壓泵 5.伺服電機 6.伺服電機驅動器 7.壓力傳感器 8.位移傳感器 9.裝載機 10.動臂

在舉升裝置中，伺服電機直接驅動定排量液壓泵，液壓泵直接為液壓缸供油。通過控制伺服電機的轉速來控制液壓泵的輸出流量，實時匹配裝載機動臂液壓缸需求流量與液壓泵供給流量，消除了閥控液壓系統中的節流和溢流損失。

由于裝載機動臂、鏟斗和連桿等舉升裝置在工作過程中存在頻繁的舉升和下降，且多為負載較大的裝載和卸載過程，在下降過程中，工作裝置具有大量的重力勢能。故增添液壓蓄能器與重力勢能回收腔連接，與原有有桿腔和柱塞腔構成具有3個容腔的液壓缸，其結構如圖1所示。柱塞腔與有桿腔面積比為1∶1，與傳統閉式泵控非對稱缸系統相比，可顯著降低補油系統功率，大幅降低補油系統造成的能量損失，進一步提高系統的能量效率。舉升裝置下降過程中，重力勢能回收腔和柱塞腔共同輸出力平衡工作裝置和貨物重力，重力勢能回收腔的油液被壓入蓄能器中，蓄能器存儲能增加；舉升裝置上升過程中，蓄能器中的高壓油進入重力勢能回收腔，重力勢能回收腔輸出力輔助液壓泵共同驅動動臂。在舉升裝置上升和下降過程中，裝載機舉升裝置的重力勢能由液壓缸轉換為液壓能，再經蓄能器轉換為氣體勢能，直接回收利用。由于液壓缸和蓄能器的能量轉換效率極高，且沒有其他能量轉換元件參與能量回收利用過程，因此，裝載機動臂舉升裝置重力勢能可被高效回收與利用。

為提高所設計系統三腔液壓缸的伸出和縮回精度、響應速度及穩定性，采用速度位置復合控制策略，通過位移反饋和速度前饋閉環控制伺服電機轉速，設計了一種速度-位移曲線生成器生成不同位置下的伺服電機轉速。每輸入一個液壓缸位置信號，該生成器會生成相應的伺服電機轉速曲線，使由電機驅動的定量泵輸出相應的油液到液壓缸中，從而實現液壓缸活塞桿按所設定的位移較為平穩迅速的運動。

2 理論分析及控制策略

2.1 數學模型

為明確所提舉升裝置的負載及動態特性，建立了該系統的數學模型。對裝載機動臂舉升裝置在舉升工況中各個機械元件的受力狀態進行分析，結果如圖2所示。

圖2 裝載機動臂舉升裝置受力分析Fig.2 Force analysis of lifting device of wheel loader

圖2中，以動臂的回轉中心為坐標原點O，建立坐標系xOy；動臂三腔液壓缸與車架的鉸接點為A，與動臂的鉸接點為B；動臂與連桿和鏟斗的鉸接點分別為C、D；取整個動臂舉升裝置的重心為G；動臂順時針運動為正方向。

動臂動力學方程為

(1)

三腔液壓缸動力學方程為

(2)

(3)

其中2A1=2A2=A3

式中F1——動臂所受合力

FG1——動臂舉升裝置的重力

T1——動臂轉動時所受的阻礙轉矩

J——動臂舉升裝置相對于O點的轉動慣量

α——動臂三腔缸的輸出力與x軸的夾角

β——OG與x軸的夾角

γ——OB與x軸的夾角

LAB——A點與B點的距離

LOG——O點與G點的距離

p1——動臂三腔缸柱塞腔的壓力

p2——動臂三腔缸有桿腔的壓力

p3——動臂三腔缸重力勢能回收腔的壓力

A1——動臂三腔缸柱塞腔的截面積

A2——動臂三腔缸有桿腔的截面積

A3——動臂三腔缸重力勢能回收腔的截面積

b——動臂三腔缸的阻尼系數

Ff——動臂三腔缸的摩擦阻力

FL——動臂三腔缸所受到的負載阻力

m1——動臂舉升裝置的總質量

三腔液壓缸柱塞腔流量連續性方程為

(4)

三腔液壓缸有桿腔流量連續性方程為

(5)

三腔液壓缸重力勢能回收腔流量連續性方程為

(6)

其中q1=q2q3=2q1V3?V2≈V1

式中q1——閉式系統為三腔液壓缸柱塞腔提供的流量

q2——三腔液壓缸有桿腔流入閉式系統的流量

q3——蓄能器為重力勢能回收腔提供的流量

Cip——動臂三腔液壓缸內泄漏系數

Cep——整個動臂三腔液壓缸外泄漏系數(為簡化計算設動臂舉升裝置的泄漏系數相等)

β——有效體積彈性模量

V1——三腔液壓缸柱塞腔容積

V2——三腔液壓缸有桿腔容積

V3——三腔液壓重力勢能回收腔容積

蓄能器提供壓力為

(7)

蓄能器釋放能量為

(8)

式中pg——蓄能器預充壓力

Va——蓄能器預充油液體積

Vg——蓄能器預充氣體體積

n——多變指數，取1.4

定排量液壓泵輸出液壓油連續性方程為

(9)

定排量液壓泵輸出轉矩平衡方程為

(10)

式中Vp——液壓泵出油口體積

pp——液壓泵出油口壓力

qp——液壓泵輸出流量

ωp——液壓泵角速度

Cp——液壓泵泄漏系數

Dp——液壓泵排量

Jp——液壓泵轉動慣量

Bp——粘性阻力系數

Tm——伺服電機輸出總轉矩

伺服電機輸出總轉矩為

(11)

伺服電機電壓方程為

(12)

式中Jm——伺服電機轉動慣量

ωm——伺服電機角速度(ωn=ωm)

km——伺服電機轉矩常數

iq——伺服電機電樞電流

TL——伺服電機負載轉矩

um——伺服電機輸入信號

L——伺服電機等效電感

R——伺服電機等效電阻

km——伺服電機反電勢常數

由式(1)可知動臂運行軌跡與外負載和三腔缸輸出力的關系。聯立式(2)～(12)，簡化并經過拉氏變換后可得

(13)

式中C——液壓系統泄漏系數

由式(13)可得所設計裝置的固有頻率和阻尼比為

(14)

(15)

由式(14)、(15)可知，為提高動臂舉升裝置的穩定性，應盡量提高系統的固有頻率和阻尼比。增大液壓缸柱塞腔面積雖能提高系統的固有頻率，但降低了系統的阻尼比；增大蓄能器容積雖能提高系統的阻尼比，但降低了系統的固有頻率；并且液壓缸的柱塞腔面積與蓄能器容積增大會增加系統成本。故考慮所提系統的穩定性、控制性、響應性、質量和成本等因素，合理并盡可能小的選擇液壓缸尺寸和蓄能器容積。

2.2 動臂舉升裝置控制策略

對伺服電機的轉矩方程(11)和電壓方程(12)進行拉氏變換，結合式(13)可得圖3所示的伺服電機驅動閉式泵控三腔液壓缸系統的傳遞函數框圖。

圖3 閉式泵控三腔液壓缸舉升裝置傳遞函數框圖Fig.3 Transfer function block diagram of closed pump-controlled three-chamber hydraulic cylinder lifting device

由圖3可知，負載轉矩TL影響電機角速度ωm，負載力FL影響液壓缸位移LAB。故為提高液壓缸位移的控制精度和整個動臂舉升裝置的穩定性，采用基于液壓缸位置閉環的速度-位置控制器調節液壓缸位移。如圖4所示，根據設定的液壓缸位移信號LAB，控制器中的速度-位置曲線生成器會輸出液壓缸的速度控制信號v1和位移控制信號L1，位移控制信號L1與實時反饋的液壓缸位移Lr構成位移反饋閉環，然后對兩者的差值采用PID控制器進行調節，使系統在產生位移誤差后，迅速平穩的進行閉環控制，最后得到伺服電機反饋閉環控制轉速n2。采用由液壓缸線速度v1轉換的電機轉速n1對經PID控制器調整的伺服電機轉速n2進行前饋補償，從而進一步提高液壓系統的控制精度。最終得到伺服電機的轉速n3，經轉換后得到伺服電機的轉速控制信號Um。

圖4 速度-位置控制器流程圖Fig.4 Flowchart of speed-position controller

3 仿真

圖5 閉式泵控三腔液壓缸舉升裝置多學科聯合仿真模型Fig.5 Multidisciplinary joint simulation model of closed pump-controlled three-chamber hydraulic cylinder lifting device

由于裝載機裝載和卸載時，負載質量是工作裝置質量的1～2倍[3]，且負載呈周期性變化，為此設計重力勢能回收腔面積為柱塞腔面積的兩倍。并且，為解決泵控單出桿液壓缸流量匹配和減少補油回路的補油量，設計的三腔液壓缸柱塞腔面積等于有桿腔面積。并將蓄能器初始壓力設定值等效于1.5倍工作裝置重力。參考裝載機原動臂舉升裝置的工作特性及液壓缸參數[2-4]，經計算后系統的具體參數設置如下：伺服電機額定功率8 kW，三腔液壓缸缸徑90 mm、活塞桿直徑75 mm、大腔柱塞直徑50 mm、行程500 mm，蓄能器容積10 L。由于實驗室裝載機動臂舉升裝置凈質量1 t，半載工況負載為0.8 t，為平衡工作裝置和負載重力將蓄能器的初始壓力設為5 MPa。為驗證所提舉升裝置的可行性及動態特性，并分析舉升裝置的穩定性和響應特性，根據舉升裝置的工作原理、數學模型、控制策略及確定的元件參數，在多學科仿真軟件SimulationX中構建該裝置的機電液聯合仿真模型，所搭建的仿真模型如圖5所示。

由圖5可知，機電液聯合仿真模型主要由裝載機三維模型、輪胎車架模型、鏟斗模型、轉向模型、控制信號和三腔缸動臂舉升裝置模型等構成。為便于分析液壓缸位移及各個腔室的壓力，將舉升裝載工況和下降卸載工況合為一個測試過程，對舉升裝置的不同PID控制參數下的閉環系統、閉環控制帶能量回收、開環控制帶能量回收和閉環控制無能量回收4種工況進行仿真，得到三腔液壓缸的壓力和位移曲線如圖6所示。

圖6 閉式泵控三腔液壓缸舉升裝置仿真結果Fig.6 Simulation results of closed pump-controlled three-chamber hydraulic cylinder lifting device

圖6a為當P=1.5、P=1.2和P=1.0時的三腔液壓缸位移曲線。由圖可知，當P=1.2時，在給定位移信號后，所得到的液壓缸實際位移的誤差最小、穩定性最高、響應最快，故在仿真中采用P=1.2作為PID控制器的控制參數。按照此種方法得出i=0.003，d=0.001。

圖6b為閉環控制帶能量回收時的三腔液壓缸位移和各個腔壓力曲線。由圖可知，0～6 s為裝載機重載舉升階段，三腔缸柱塞腔和重力勢能回收腔共同提供舉升力，隨三腔液壓缸伸出位移的增加，柱塞腔壓力p1由2 MPa升至8 MPa，三腔缸有桿腔壓力p2由7 MPa降為2 MPa，重力勢能回收腔壓力p3由5 MPa降為2 MPa。11～17 s為裝載機重載下降階段，為使動臂按照設定的卸載速度運動，三腔缸有桿腔為動臂系統提供卸載動力，重力勢能回收腔將動臂下降過程中的動臂系統的重力勢能轉換為液壓能存儲到液壓蓄能器中，三腔缸柱塞腔壓力p1由6 MPa降為2 MPa，三腔缸有桿腔壓力p2由2 MPa升為12 MPa，重力勢能回收腔壓力p3由2 MPa升為6 MPa。采用閉環控制，三腔液壓缸實際位移能很好跟隨設定位移變化，滯后、誤差較小。

圖6c為開環控制帶能量回收時的三腔液壓缸位移和各個腔壓力曲線。舉升階段與上述工況相同，在舉升、靜止和下降3個階段中p1、p2和p3的變化趨勢與圖6b中的類似。由于控制系統開環，無位移反饋，故實際位移與設定位移相差63.4 mm；在舉升和下降的過程液壓缸存在明顯的滯后，下降過程中位移滯后約1 s。

圖6d為閉環控制無能量回收，重力勢能回收腔不參與工作的三腔液壓缸位移和各個腔壓力曲線。三腔液壓缸工作工況與圖6b中的保持一致，由于沒有蓄能器的參與，在舉升初始階段三腔缸柱塞腔壓力p1由2 MPa突然升至12 MPa，靜止過程中的壓力由圖6c中7 MPa增至12 MPa，三腔缸有桿腔壓力p2在舉升、靜止和下降3個階段為2 MPa。

由仿真可知，速度-位置復合控制閉環系統可以顯著提高動臂的位移跟蹤和定位精度。蓄能器連接三腔液壓缸的重力勢能回收腔，可顯著降低系統壓力等級；而且，采用該方式，重力勢能和蓄能器氣體勢能經液壓能相互轉換，能量回收與利用過程幾乎不存在能量損失。

4 試驗驗證

4.1 工作特性

為驗證所提裝置在裝載機實際工作中的動態運行及能耗特性。根據系統原理及仿真所得的部分參數，對實驗室1.6 t裝載機進行改造，采用三腔液壓缸代替原有液壓缸，通過伺服電機驅動定量液壓泵為三腔液壓缸提供液壓油，采用蓄能器與三腔液壓缸相連回收舉升裝置的重力勢能。所搭建的試驗樣機如圖7所示，試驗樣機關鍵元件參數如表1所示。

圖7 閉式泵控三腔液壓缸舉升裝置試驗樣機Fig.7 Test prototype of closed pump-controlled three-chamber hydraulic cylinder lifting device1.三腔液壓缸 2.蓄能器 3.控制系統 4.功率儀 5.驅動器 6.液壓泵 7.伺服電機 8.位移傳感器 9.壓力傳感器

試驗工況與仿真相同，對所提裝置的運行特性及能耗特性進行試驗測試，所得試驗結果如圖8所示。

圖8a為三腔液壓缸位移曲線。由圖可知，當P=1.3時，由于試驗中相較于仿真中的工況較為復雜，故PID控制參數在P=1.3時整機控制系統誤差較小、穩定性較高、響應較快。

表1 關鍵元件參數Tab.1 Key parameters of device

圖8 閉式泵控三腔液壓缸舉升裝置試驗結果Fig.8 Test results of closed pump-controlled three-chamber hydraulic cylinder lifting device

圖8b為閉環控制帶能量回收時，三腔液壓缸位移和各個腔壓力曲線。由圖8b可知，動臂舉升過程中液壓缸實際位移約有0.3 s滯后；動臂下降過程中液壓缸實際位移隨著設定位移下降，約有0.2 s滯后。與仿真中的圖6b對比可知，由于試驗工況較仿真工況復雜，故三腔液壓缸柱塞腔試驗中的壓力(最大12 MPa)大于仿真值(最大9 MPa)；三腔液壓缸各個腔室的變化趨勢與仿真過程中的相同。

圖8c為開環控制帶能量回收時，三腔液壓缸位移和各個腔壓力曲線。試驗過程中的三腔液壓缸的壓力和位移變化規律與仿真曲線相似。由于開環控制舉升系統，實際位移與設定位移之間存在較大的滯后，定位誤差約為70 mm。圖8d為閉環控制無能量回收時，三腔液壓缸位移和各個腔壓力曲線。三腔液壓缸勢能回收腔直接與油箱相連，三腔液壓缸柱塞腔壓力維持在8～12 MPa之間。動臂在運動過程中實際位移與設定位移之間存在較小的滯后和較為準確的定位精度。

由試驗結果可知，采用閉環控制，可使所提舉升裝置實現較為精確的位移控制，三腔液壓缸位移偏差由開環的63.4 mm減至5 mm，響應時間由開環的1 s減為0.3 s；采用蓄能器輔助舉升，可將所提舉升裝置舉升和下降過程中的平均壓力由10 MPa降為6 MPa。

4.2 能量特性

裝載機在閉環控制、有蓄能器、無蓄能器及不同負載工況下的舉升和下降過程中伺服電機的功率消耗如圖9所示。

圖9a為裝載機舉升裝置在圖8所示工況下的伺服電機功率曲線。由圖可知，在閉環無能量回收工況，裝載機在動臂舉升階段的伺服電機功率最高，平均功率為3.96 kW，峰值功率可達4.76 kW，在下降階段舉升裝置的重力勢能經液壓泵和伺服電機轉換為電能，伺服電機發電，其功率為負值，電能經制動電阻轉換為熱能，耗散到環境中，造成了能量浪費；在閉環帶能量回收工況，舉升階段伺服電機平均功率為2.42 kW，較無能量回收工況降低38.9%，峰值功率為3.31 kW，降低30.5%，在下降階段舉升裝置的重力勢能和伺服電機的電能存儲到蓄能器中，為下一次舉升裝置的舉升提供輔助動力，實現了舉升裝置重力勢能的回收與利用。

圖9 閉式泵控三腔液壓缸舉升裝置伺服電機功率曲線Fig.9 Output power curves of servomotor in closed pump-controlled three-chamber hydraulic cylinder lifting device

圖9b為所提舉升裝置在滿載、半載和空載3種負載工況下的伺服電機功率曲線，設定3種工況中的速度和位移與圖8a中的一致，滿載工況為鏟斗裝載1.6 t散裝物料，舉升工況伺服電機平均功率為3.34 kW和下降工況為1.58 kW；半載工況為鏟斗裝載0.8 t散裝物料，舉升工況伺服電機平均功率為1.84 kW和下降工況為0.68 kW；空載工況為鏟斗不裝載物料，舉升工況電機平均功率為1.08 kW和下降工況為0.82 kW。對伺服電機在不同負載工況的輸出功率進行積分，可得舉升裝置完成舉升和下降過程中所消耗能量。所提三腔液壓缸裝置及原有裝載機閥控非對稱液壓缸舉升裝置在相同工況下所消耗能量如表2所示。

表2 不同工況和不同液壓系統下舉升裝置的能量消耗Tab.2 Energy consumption of lifting device under different working conditions and hydraulic systems kJ

由表2可知，較無能量回收裝置，半載工況下帶能量回收的舉升裝置可降低伺服電機能耗21.2%；裝載機原有閥控非對稱液壓缸動臂舉升裝置在完成與本試驗相同工況時，所消耗能量明顯比所提三腔液壓缸舉升裝置多，所提出的閉式泵控三腔缸舉升裝置空載時可降低系統能耗22.7%，半載降低20.9%，滿載降低21.5%。三腔液壓缸舉升裝置采用電機直接驅動和蓄能器輔助驅動減少了燃油的消耗和廢氣的排放，回收利用了舉升裝置的重力勢能，提升了裝載機舉升裝置的控制精度及裝載機整體的電氣化、智能化程度。

5 結論

(1)與無蓄能器的閉式泵控兩腔液壓缸驅動舉升裝置相比，采用所提舉升裝置，可將舉升裝置平均工作壓力由10 MPa降為6 MPa，伺服電機的峰值功率由4.76 kW降為3.31 kW，降低整個過程中的能量消耗21.2%。

(2)采用速度-位置復合控制策略，動臂舉升裝置可按照設定曲線舉升和下降，將三腔液壓缸的位移偏差由開環控制的63.4 mm降至5 mm，響應時間由開環控制的1 s減為0.3 s，提高了動臂的響應速度和控制精度。

(3)與原有的閥控非對稱液壓缸動臂舉升裝置相比，在相同舉升和下降的工況下，采用所提裝置，空載時可降低能耗22.7%，半載時可降低能耗20.9%，滿載時可降低能耗21.5%。