帶流量前饋與工作腔壓力反饋的電液負載敏感系統節能方法

孫博林，程 敏，丁孺琦

(1.重慶大學機械傳動國家重點實驗室，重慶 400044；2.華東交通大學 載運工具與裝備教育部重點實驗室，江西 南昌 330013)

引言

工程機械可完成挖掘、鏟運、起重、樁工、路面、鑿巖等工作，廣泛應用于建筑、水利、電力、道路、礦山、港口和國防等領域。工程機械高能耗和高排放一直是困擾相關制造商和用戶的難題，隨著近年來綠色環保型工程機械理念逐漸凸顯[1-3]，作為工程機械最主要的驅動與控制系統——液壓控制系統，必將面臨極大的挑戰。對于液壓系統本身來說，節能有助于降低系統裝機功率和發熱量，提高系統可靠性和工作壽命，并為工程機械的最終用戶帶來可觀經濟效益。

工程機械液壓系統核心發展需求在于提高系統效率和操控特性[4-8]，不同于機液負載敏感系統，流量前饋型電液負載敏感系統[9]中泵的輸出流量直接依賴于手柄輸出，而與閥口開度無關，目前國內外研究者普遍采用將控制閥口全開[10]這一方法來減少閥口壓力損失，從而提高系統效率。由于通過流量前饋計算的方式控制泵排量，因此在單執行器或多執行器復合動作時，可通過增大閥口開度來減少閥口壓力損失。然而該方法的問題在于，其僅適用于阻抗負載工況(負載與速度方向相反)，當系統處于超越負載工況(負載與速度方向一致)時，容易引發錯誤動作或操作事故等問題，尤其對于起重機、叉車等需要精細作業的場合。此外，由于執行器加速運動，泵將不能給執行器提供足夠油液，因而導致出現負載腔氣穴和額外噪聲等問題，甚至嚴重影響液壓元件的可靠性與壽命。因此，現有節能方法未綜合考慮執行器的速度控制性能，從而導致了系統不穩定或超越工況下執行器失速等問題，因此亟需探索能兼顧系統效率和操控特性的節能控制方法。

為解決該問題，本研究針對帶閥后壓力補償的電液負載敏感系統，提出了一種適用于該系統的工作腔壓力控制方法，以在提高系統效率的同時保證其在不同負載情況下執行器的操控性能。

1 工作腔壓力控制原理

工作腔壓力控制的基本原理為控制工作腔(與進口阻尼孔相連的容腔)的壓力為一定值(該值略高于零壓)，如圖1所示。

圖1 基于工作腔壓力反饋的單執行器節能方法框圖Fig.1 Block diagram of single actuator energy saving method based on working chamber pressure feedback

其中，A1，A2分別為油缸無桿腔和有桿腔面積；xc為油缸位移；mc為負載質量；kc為油缸外負載彈簧剛度；bc為油缸黏滯阻尼系數；Fe為油缸外負載力；pd為期望控制壓力；V1，V2分別為油缸無桿腔和有桿腔管路容積；p1，p2分別為油缸無桿腔和有桿腔壓力；q1，q2分別為進入油缸無桿腔和流出有桿腔的流量；pp為系統壓力；Vp為電控泵排量；np為原動機轉速；θp為電控泵斜盤擺角；upu為電控泵控制信號。

與現有流量前饋控制方法類似，該方法根據手柄發出的指令信號控制泵的斜盤擺角，然而閥芯位置并不由手柄直接控制，而是由基于油缸工作腔壓力反饋的壓力控制器進行調節。該方法的優點在于通過對閥口進行調節，避免進油腔發生吸空現象，從而解決由氣穴導致的噪聲以及元件損壞問題。

對于單執行器閥后壓力補償系統而言，閥口壓力補償閥保持全開狀態。因此，定義工作腔壓力誤差ep(t)=pd-p1(t)，該工作腔壓力控制器的功能可根據實際負載工況分為以下3個方面，如圖2所示(其中，vc為油缸執行器速度信號，ui為手柄輸入信號)：

(1) 當執行器承受阻抗負載時，如圖2a所示，由于工作腔壓力較高，故壓力誤差ep(t)<0，控制器輸出信號使閥口開度增大以減少背壓腔阻尼孔壓力損失，進而降低工作腔壓力。受負載力、油缸摩擦力以及管路壓降影響，在阻抗負載下即使將比例閥全開，仍滿足ep(t)<0，此時工作腔壓力控制器將維持閥口全開的狀態，從而降低閥口損失，達到了節能的目的；

(2) 當執行器承受較輕的超越負載時，如圖2b所示，即使控制閥口全開，仍滿足ep(t)<0，故此時執行器速度仍然由入口節流閥控制。需要說明的是：由于大多數工程機械回油通道上包括細長管路、接頭、冷卻器、過濾器以及背壓單向閥，系統往往存在一定的背壓作用(尤其對于高背壓的起重機、挖掘機等應用場合)，因此該工況在工程機械中是廣泛存在的；

(3) 當執行器承受較重的超越負載時，如圖2c所示，將控制閥口全開會影響執行器控制特性，即滿足pd(xvm)

圖2 不同工況下工作腔壓力控制器功能示意圖Fig.2 Diagram showing function of working chamber pressure controller under different operating conditions

2 工作腔壓力串級控制器設計

分析系統在節能和動靜態速度控制性能方面的需求可知，工作腔壓力控制器應具有如下特性：

(1) 當阻抗負載轉變為超越負載時，比例閥應迅速響應并減小閥口開度以防止執行器超速下降，故系統在該工況下應有較快的速度響應性能；

(2) 控制目標壓力pd盡量低，以減少超越工況下的系統能耗損失；

(3) 系統在不同工況下(尤其是突變負載工況)具有較好的穩定性能，執行器振蕩盡量小。

根據上述控制要求，設計工作腔壓力串級控制器，其中控制器內環采用執行器速度反饋以提高系統抗干擾性，帶抗積分飽和補償的壓力反饋控制器作為外環以控制工作腔壓力。

內環控制器目的在于提高系統對外干擾的抑制能力，并在阻抗工況下保證速度響應特性且減少系統振蕩。相對于速度反饋補償[11]，基于壓力反饋的阻尼補償[12-13]改變了外負載對速度的傳遞函數，并有可能引發附加的振蕩現象，因此內環控制器采用基于速度反饋的阻尼補償以抑制突變干擾，如圖3所示，從而內環控制器輸出uvp為：

圖3 抗積分飽和補償的工作腔壓力控制器原理框圖Fig.3 Block diagram of working chamber pressure controller with anti-integral saturation compensation

uvp(s)=uv(s)-Gvh(s)vc(s)

(1)

式中，uv—— 比例閥控制信號

Gvh—— 內環控制器的傳遞函數

kvh—— 速度反饋內環補償增益

τvh—— 速度反饋內環時間常數

s—— 拉普拉斯算子

由于基于速度反饋的內環控制器本身具有對執行器速度的預測作用，故可采用比例+積分(PI)控制器對工作腔壓力進行閉環控制，控制器輸出信號uve的表達式為：

(2)

式中，kp和ki分別為PI控制器的比例增益和積分增益。

然而，采用PI控制器的問題在于，當系統長時間處于阻抗負載時，控制器積分環節將一直進行正向積分，因此當系統突然轉變為超越負載時，控制器將不能及時退出積分飽和狀態，從而比例閥響應滯后，不能及時減小閥口開度，進而引發執行器超速下降甚至安全事故等現象，因此需設計抗飽和補償器[14]以解決積分飽和問題。對積分飽和進行補償主要有條件積分法、反計算法[15]等。條件積分法采用非線性結構，其缺點在于系統魯棒性差以及積分限制條件難以選??；而反計算法采用線性控制結構，具有結構簡單、魯棒性好等優點，已經在電機和機器人等領域中得到廣泛應用，因此，本研究沿用該方法來解決積分飽和帶來的響應特性差等問題。設計帶抗積分飽和補償的外環工作腔壓力控制器如圖3所示。

為防止當負向誤差過大時出現比例閥進入死區的現象(閥芯關閉，比例閥輸出流量為0)，對控制信號輸出設置下限閾值umin，故飽和環節輸出信號uv的表達式為：

(3)

式中，umin—— 可越過比例閥死區的控制電壓信號

us—— 抗積分飽和補償的工作腔壓力控制器輸出信號

uvm—— 最大比例閥控制信號

采用反計算法進行抗積分飽和補償的工作腔壓力控制器具有線性結構，其表達式為：

(4)

式中，τa為抗積分飽和補償模塊反計算增益。

當未發生積分飽和時，工作腔壓力控制器可簡化為前饋控制指令ui與PI控制器ep之和，其表達式為：

(5)

3 工作腔壓力控制方法試驗研究

為了驗證工作腔壓力控制方法的有效性，采用搭建的帶閥后壓力補償的2 t挖掘機電液負載敏感系統為試驗平臺[16]，研究不同負載下系統控制性能及效率。試驗臺采用最高轉速1500 r/min的變頻電機驅動型閉環控制電控泵(排量控制范圍0～45.6 mL/r)，并選用帶閥后壓力補償的電液比例多路閥作為主控制閥。控制對象為2 t挖掘機機械臂的動臂、斗桿和鏟斗油缸，采用Simulink Real-time 控制系統對液壓系統進行實時控制，系統采樣時間為0.5 ms，挖掘機機械臂的控制程序在MATLAB/Simulink 環境下編寫。試驗臺中安裝泵擺角、壓力、油液溫度以及油缸位移/速度傳感器以監測系統狀態，并采用Butterworth低通濾波器對系統所采集的壓力、速度信號等進行處理，試驗臺的參數設置如表1所示。

表1 試驗臺參數設置Tab.1 Test bench parameter settings

首先對空載工況下斗桿往復運動進行試驗研究，斗桿經歷“提升—保持—下降”的作業過程，得到系統運動特性曲線如圖4所示。從圖4中可發現在斗桿提升過程中，斗桿油缸均承受斗桿施加的重力阻抗負載，此時工作腔(有桿腔)壓力一直高于設定值，故系統比例控制閥閥口保持全開的狀態；而當斗桿下降時，系統切換成超越負載，采用工作腔壓力控制方法的閥口開度迅速減小以避免執行器超速下降，而采用直接控制方法和閥口全開方法的執行器速度均存在較大超調。從圖4d系統壓力曲線可發現，阻抗工況下系統壓力可降低3.1 MPa，相比直接控制方法(能耗18.0 kJ)，工作腔壓力控制方法(能耗15.0 kJ)以及閥口全開控制方法(能耗14.1 kJ)的節能率分別是16.7%和21.7%。

圖4 斗桿執行器空載往復運動控制特性Fig.4 Arm actuator without load reciprocating motion control characteristics

然后對帶45 kg負載的斗桿往復運動工況進行試驗研究，試驗結果如圖5所示，可發現在斗桿提升全行程范圍內，斗桿油缸均承受斗桿施加的重力阻抗負載，此時工作腔(有桿腔)壓力一直高于設定值，比例控制閥閥口保持全開以降低損失。而系統轉換成超越負載后，采用工作腔壓力控制方法的閥口迅速減小以避免執行器超速下降，因此與其他兩種方法相比，采用工作腔壓力控制方法的執行器速度較接近于期望值，從而提高了系統速度控制特性。圖5b顯示阻抗工況下系統壓力可降低2.8 MPa，直接控制方法、工作腔壓力控制方法和閥口全開控制方法能量消耗分別為14.1，11.9，10.8 kJ，因此相比直接控制方法，工作腔壓力控制方法和閥口全開控制方法可分別降低系統能耗15.6%和23.4%。

圖5 斗桿執行器帶載往復運動控制特性Fig.5 Arm actuator with load reciprocating motion control characteristics

從以上試驗結果可得到如下結論：提出的壓力控制方法能降低閥口壓力損失并提高系統效率，盡管該方法節能率不如閥口全開控制方法，但其能保證執行器的速度控制特性，而采用閥口全開控制方法的系統速度存在較大超調，且負載進油腔發生吸空現象。此外，采用壓力控制方法的系統進油腔壓力基本維持在0.5 MPa 左右，從而避免了進油腔吸空現象以及由此引發的元件損壞或噪聲等問題。

4 結論

本研究針對帶閥后壓力補償的電液負載敏感系統提出了相應的比例閥控制方法，以工作腔壓力反饋控制方法來調節閥口開度。該方法目標為控制工作腔壓力為恒定值(該值略大于零壓)，保證執行器穩態速度由泵輸出流量決定，并相應地研制了一種壓力串級控制器：其中內環采用速度反饋以提高系統阻尼，減少負載干擾對系統速度的影響；外環采用帶抗積分飽和補償模塊的PI控制器以控制工作腔壓力為恒定值。試驗結果表明：通過采用工作腔壓力控制方法，比例閥閥口可基于負載壓力進行自適應調節，保證了速度控制特性與操作員期望性能基本一致，且可降低閥口損失約3 MPa，從而提高系統效率。未來將結合負載口獨立、分布式獨立等系統，進一步拓展本方法在挖掘機等工程機械中的應用。