基于泵閥協調控制的電液位置伺服節能控制研究*

劉 華，汪成文,2*，趙 斌,2

(1.太原理工大學 機械與運載工程學院，山西 太原 030024; 2.浙江大學 流體動力與機電系統國家重點實驗室，浙江 杭州 310058)

0 引 言

因具有功率密度大、響應速度快、控制精度高等特點，閥控系統已被廣泛應用于航空航天、兵器、機床、機器人、工程機械等眾多領域[1-4]。傳統閥控系統通過控制閥芯的位移，耦合調節進油口和出油口節流面積，達到控制作動器速度或位置的目的。

雖然傳統閥控系統具有結構簡單、控制方便、魯棒性強等優點，但是進出油口聯動節流也導致閥口存在較大的節流損失，增加了系統能耗。

針對該問題，文獻[5-6]提出了進出口獨立調節技術，利用多個閥組成的進出口獨立閥組，消除了進出油口聯動控制，實現了進出油口的獨立控制。進出口獨立技術增加了控制自由度，使得系統控制更加靈活。文獻[7]使用兩個Valvistor閥實現了作動器速度和壓力的復合控制；文獻[8]使用5個二位二通閥和魯棒自適應算法實現了速度和壓力的復合控制；文獻[9]在進出口獨立調節系統中增加了對泵出口壓力的控制，通過調節比例溢流閥的設定壓力實現了負載敏感功能，降低了進油口節流損失；并且采用了計算流量反饋方法控制作動器的速度，采用了開環控制作動器背壓腔的壓力；文獻[10]通過電比例變排量泵實現了負載敏感功能，進一步減少了系統的溢流損失；并且在壓力環上采用了閉環壓力反饋的控制方式。但上述研究主要集中于速度伺服系統的控制回路和控制方法上。

為了對閥控位置伺服系統進行節能控制，筆者提出協調控制泵的轉速和進出閥開口的節能控制系統，并且在壓力環上設計前饋反饋控制器，以期在保證系統控制效果的前提下，實現閥控位置伺服系統的節能控制。

1 泵閥協調控制系統工作原理

1.1 系統組成

泵閥協調系統原理如圖1所示。

圖1 泵閥協調系統原理圖

圖1中，該系統由進出口獨立控制子系統和泵控子系統組成。其中，進出口獨立控制子系統包括伺服閥1、伺服閥2、作動器、位置傳感器、壓力傳感器；泵控子系統包括伺服電機、定量泵、壓力傳感器。

從職能分工的角度分析，進出口獨立控制子系統通過控制兩個伺服閥的閥芯位移，實現作動的位置和壓力復合控制，降低系統的能耗和提高系統的穩定性；泵控子系統通過控制泵的轉速按需為系統提供流量和壓力。

1.2 節能控制策略

泵閥協調控制系統有3個可控元件，可提高系統的靈活性。因此可以根據作動器所處的工況，選擇相應的控制策略，來提高系統能效和改善系統動態性能。根據作動器負載力方向和運動方向，可以將作動器分為4種工況：阻抗伸出、阻抗縮回、超越伸出、超越縮回。

下面作具體分析：

(1)在阻抗模式下，負載力阻礙作動器運動。為降低閥口節流損失，提高系統能效，此時的控制策略為：調節進油閥閥芯位移，實現作動器位置控制；調節出油閥的閥芯位移，控制出油腔的壓力在較低值，減少出油口節流損失；調節伺服電機的轉速，控制泵出口的壓力，使得泵出口壓力始終比進油腔壓力高一個定值，實現負載敏感功能，減少進油口的節流損失；

(2)在超越模式下，負載協助作動器運動。為降低閥口節流損失以及提高系統穩定性，此時的控制策略為：調節出油閥閥芯位移，控制作動器位移；進油閥全開，最小化進油閥的節流損失；調節泵的轉速直接控制進油腔的壓力在較低值，避免產生氣穴。

4種工況下，控制元件的工作模式分別如表1所示。

表1 控制元件工作模式

1.3 工況判斷

系統實際工作時，首先根據位移指令信號和實際位移信號，就可以判斷執行器是伸出或者縮回；在此基礎上，再比較作動器的兩腔壓力的大小，就可以確定系統的所處工況。

2 泵閥協調控制系統數學模型

作動器輸出力與負載力平衡方程為：

(1)

假設伺服閥的頻率響應遠高于作動器工作頻率，則可以將伺服閥動態簡化成比例環節[11]，即：

xvi=kviui(i=1,2)

(2)

式中：xv1，xv2—伺服閥的閥芯位移；u1，u2—伺服閥的輸入信號；kv1，kv2—伺服閥的增益。

(3)

式中：Cd1，Cd2—伺服閥的流量系數；ω1，ω2—伺服閥的面積梯度；ρ—液壓油密度；Q1，Q2—液壓缸兩腔的流量；Ps，Pr—供油壓力和回油壓力；u1，u2—伺服閥的輸入信號。

忽略作動器的泄漏，則作動器兩腔動態方程可表示為：

(4)

式中：V1，V2—液壓缸兩腔的容積；βe—油液體積彈性模量。

假設電機的頻響遠高于作動器的工作頻率，則可以將電機的動態簡化成比例環節[12]，即：

ωp=kpu3

(5)

式中：u3—伺服電機的輸入信號；kp—電機的轉速增益。

定義Qin=S(xd-xp)Q1+S(xp-xd)Q2，其中：Qin—流入伺服閥的流量。

假設泵控子系統的響遠高于作動器的工作頻率，忽略泵內部機械動態，則泵出口壓力動態方程可表示為：

(6)

式中：Vp—液壓泵的容積；Dp—定量泵的排量；Ql—液壓泵泄漏的流量;Qin—流入伺服閥的流量；u3—伺服電機的的輸入信號。

根據式(1～5)可以得到泵閥協調系統的控制框圖，如圖2所示。

圖2 泵閥協調控制系統方框圖

從圖2中可以看出，泵閥協調控制系統為強耦合的多輸入多輸出系統；其具體表現為：泵輸出的壓力和流入伺服閥流量存在著耦合關系，而且泵兩腔的壓力也和活塞速度耦合在一起。

3 前饋反饋控制

3.1 前饋反饋控制原理

前饋反饋控制是在原有閉環反饋的基礎上加入了前饋控制，即通過前饋控制器來實現擾動的抑制。這種控制的優點是既有前饋控制來補償主要擾動，又有閉環反饋抑制其他的擾動。

另外，閉環反饋的存在也會降低對前饋控制器的要求。

3.2 前饋-反饋控制器設計

3.2.1 阻抗工況控制器設計

由前文的分析可知，阻抗伸出和阻抗縮回時系統采取相同的控制策略，均為進油閥控制作動器的位置，出油閥控制出油腔的壓力，伺服電機控制泵出口壓力，實現負載敏感功能。因此，筆者以阻抗伸出為例，詳述阻抗工況下系統的控制原理，然后直接給出阻抗伸出時的控制律。

阻抗伸出時，左腔進油，右腔回油，伺服閥1工作在左位，控制作動器的位置；伺服閥2工作左位，控制右腔的壓力；伺服電機調節泵的轉速，控制泵出口壓力始終比左腔壓力高一個定值。

阻抗伸出時系統控制原理如圖3所示。

圖3 阻抗伸出時系統控制原理

位置控制器通過位置傳感器，測得實際位移信號和指令位移，實現位置閉環反饋。

(1)伺服閥1的控制信號為：

(7)

式中：ex—負載實際位置和期望位置的誤差。

從式(4)可以看出，右腔壓力控制過程中的主要干擾為活塞速度變化。因此，在壓力閉環反饋的基礎上，筆者增加了速度前饋，來補償速活塞度變化對右腔壓力控制的影響。

(2)伺服閥2的控制信號為：

(8)

式中：ep2—右腔實際壓力和期望壓力的誤差；v—實際位置信號經跟蹤微分器計算得到的速度信號；p2d—右腔壓力指令信號。

從式(6)可以看出，泵出口壓力控制過程的主要干擾為流入伺服閥流量的變化。因此，在閉環壓力反饋的基礎上，筆者增加了流量前饋，來補償閥口流量變化對泵出口壓力控制的影響。

流量信號根據閥1的壓差指令和伺服閥1的輸入信號帶入閥口節流公式計算獲得。

伺服電機的控制律為：

(9)

式中：eps—泵出口實際壓力和期望壓力的誤差；Δpsd—進油口壓差指令信號；u1—伺服閥1輸入信號。

同理，可分別得到阻抗縮回時各控制元件的控制律：

(10)

式中：p1d—左腔壓力指令信號；ep1—左腔實際壓力和期望壓力誤差。

(11)

(12)

3.2.2 超越工況控制器設計

由前文的分析可知，超越伸出和超越縮回時采取相同的控制策略，均為出油閥控制作動器的位置，進油閥全開，伺服電機直接控制進油腔的壓力。因此，筆者以超越縮回為例，詳述超越工況下系統的控制原理，然后直接給出超越伸出時的控制律。

超越縮回時，左腔進油，右桿腔回油，伺服閥1工作在右位，控制作動器的位置；伺服閥2工作右位，最大開口，伺服電機直接控制右腔的壓力。

超越縮回時系統控制原理如圖4所示。

圖4 超越縮回時系統控制原理

位置控制器通過位置傳感器測得實際位移信號和指令位移，實現位置的閉環反饋。

伺服閥1的控制律為：

(13)

在壓力閉環反饋的基礎上，右腔壓力控制增加了速度前饋，來補償速度變化對右桿腔壓力控制的影響。

伺服電機的控制律為：

(14)

同理，可得到超越伸出時各控制原件的控制律：

(15)

(16)

4 聯合仿真分析

筆者利用AMESim和MATLAB聯合仿真平臺進行仿真分析。

筆者在AMESim中完成了液壓模型的搭建，在MATLAB中實現了所提的控制策略。在系統能效方面與較為節能的負載敏感系統進行了對比分析；在控制效果方面，分析了有無前饋對系統控制的影響。

仿真時模擬液壓缸帶動負載豎直升降動作，負載上升時，重力阻礙液壓缸運動為阻抗伸出工況；負載下降時，重力協助液壓缸運動為超越縮回工況。

位置跟蹤指令為：xd=0.05sinπtm，壓差指令為20 bar，右腔壓力指令為15 bar。

泵閥協調控制系統的仿真參數如表2所示。

表2 泵閥協調控制系統仿真參數

4.1 與負載敏感系統對比分析

負載敏感系統和泵閥協調控制系統的兩種節能系統對比分析，如圖5所示。

圖5 兩種節能系統對比分析

從圖5(a)中可以看出，兩種系統跟蹤誤差在-0.004 m～0.006 m范圍內變化,均可以較好地跟蹤指令信號而且跟蹤誤差非常接近；

從圖5(b)中可以看出，在阻抗伸出時，負載敏感系統控制泵輸出的壓力比左腔壓力高20 bar，由于進出油口的聯動節流，右腔的壓力也控制在20 bar。所提的節能控制策略使用了進出口獨立控制技術，因此，可以單獨控制出油腔的壓力15 bar，減少了系統的節流損失。在超越縮回工況下，負載敏感系統中進出油口仍然存在20 bar的壓力損失。所提的節能控制策略調節進油閥閥口全開，泵只需輸出15 bar的壓力，避免產生氣穴，減少了系統的節流損失；

從圖5(c)中可以明顯看出，無論是阻抗伸出工況還是超越縮回工況，泵閥協調控制系統中泵輸出的壓力始終低于負載敏感。

另外，兩種系統中的能量均來自電機，因此，從電機功率曲線可以看出，泵閥協調系統的所需的能量低于負載敏感系統。

4.2 與反饋控制器對比分析

泵閥協調控制系統中壓力控制器的對比分析如圖6所示。

圖6 壓力控制器對比分析

由前文可知，在阻抗伸出時，泵需要控制泵輸出的壓力始終比進油腔高20 bar。從圖6(a)中可以看出，加入流量前饋后，進油口的壓差穩定可以在20 bar左右。由此可以說明，加入流量前饋，可以補償閥口流量變化引起的壓差波動。

由前文還可知，無論是阻抗伸出還是超越縮回，均需控制右腔的壓力在15 bar。從圖6(b)中可以看出，加入速度前饋后右腔的壓力基本可以穩定在15 bar。同樣由此可以說明，加入速度前饋，可以補償作動器速度變化引起的壓力波動。

5 結束語

針對閥控位置伺服系統能效低問題，筆者研究了閥控位置伺服系統的節能控制策略，提出了協調控制泵的轉速和進出閥開口的節能控制策略，并且在建立泵閥協調控制系統數學模型的基礎上，設計了前饋反饋控制器，用于實際的壓力控制。

主要結論如下：

(1)與負載敏感系統相比，在阻抗模式下，泵閥協調控制系統可以控制出油腔壓力在較低值，減少出油口節流損失；在超越模式下，泵閥協調控制系統可以直接控制進油腔的壓力，泵只需輸出較低的壓力，避免進油腔產生氣穴即可，減少了系統節流損失；

(2)與只有壓力閉環反饋控制器相比，調節泵的轉速實現負載敏感控制時，加入流量前饋，可以補償閥口流量變化引起的壓差波動；調節泵的轉速或閥開口控制作動器一腔壓力時，加入速度前饋，可以補償作動器速度變化引起的壓力波動。