泵閥雙源協同驅動非對稱液壓缸系統特性

梁 濤， 葛 磊，權 龍

(太原理工大學 新型傳感器與智能控制教育部與山西省重點試驗室，山西 太原 030024)

引言

閥控液壓系統具有操控性好、動態響應快、功率密度大等優點，是工程機械應用最為廣泛的液壓系統。典型系統有負載敏感系統[1]、負流量控制系統等[2]、正流量控制系統[3-4]，不足之處是節流損失嚴重，不僅降低了系統能效，而且引起大量發熱。隨著全球能源危機和環境污染等問題日益凸顯，對工程機械能效提出了更高要求。為此，楊華勇等[5]對傳統負載敏感系統進行改進，設計了電液流量匹配控制系統，使泵口壓力自動和最高負載壓力相匹配，減小了系統壓力裕度。程敏等[6]針對電液負載敏感系統響應性差等問題，提出一種基于流量前饋與壓力反饋復合控制的方法，減小了過流匹配造成的能量損失。權龍等[7-8]將進出口獨立控制技術應用于液壓挖掘機，采用2個比例方向閥單獨控制液壓執行器兩腔流量和壓力，有效降低了系統節流損失。劉凱磊等[9]對由5個比例閥構成的進出口控制液壓挖掘機展開研究，節能效率提高14.47%。上述方案均采用液壓閥控制執行器運行，不可避免地存在節流損失，節能效果有限，尤其對于多執行器控制系統，執行器載荷差異會造成更大的節流損失。

泵控液壓系統采用液壓泵直接控制執行器運行，可以從根本上消除節流損失，較閥控系統節能達40%[10]，已經在航空航天等領域得到廣泛應用[11]。目前，許多學者對泵控技術在工程機械的應用展開了研究。ZIMMERMAN J等[12]設計了采用2個液控單向閥和蓄能器組合平衡非對稱液壓缸不對稱流量的方案，并開發全泵控小型液壓挖掘機，與負載敏感系統相比，降低整機燃油消耗達40%。葛磊等[13-14]提出一種三配油窗口非對稱軸向柱塞泵原理，并用于控制挖掘機動臂和斗桿，取得了良好了節能效果。馬艷斌等[15]采用定量和變量泵結合控制單出桿液壓缸運行，并與單泵和非對稱泵控單出桿液壓缸系統進行了對比分析。MINAV T等[16]采用伺服電機同軸驅動雙泵分別控制非對稱液壓缸兩腔，并在液壓缸有桿腔增設低壓蓄能器，補償系統泄漏和泵排量誤差。張樹忠等[17]采用伺服電機驅動單泵控制非對稱液壓缸，并構成液壓挖掘機整機方案。然而現有泵控系統的研究主要針對單個執行器，即使用于多執行器系統也是單執行器回路的簡單疊加，嚴重增加了系統的總裝機功率和成本。

為了兼具閥控系統高功率密度、低裝機功率和泵控系統高能效的優點，本研究提出一種泵閥雙源協同驅動非對稱液壓缸系統，構建多學科聯合仿真模型，并設計系統控制策略，仿真分析系統的運行特性和能耗特性。

1 系統原理

如圖1所示為所提出泵閥雙源協同驅動非對稱液壓缸系統原理圖。該系統包括電動機、電控變量泵、溢流閥、閥控單元、泵控單元、非對稱液壓缸和超級電容等，其中泵控單元由伺服電機驅動定量泵組成。采用泵控單元控制液壓缸的運行方向和速度大小，閥控單元控制電控變量泵的輸出流量，用于補償液壓缸面積差引起的不對稱流量。當系統處于能量回收階段，采用泵控單元將執行器動勢能轉化為電能，經雙向DC/DC變換器儲存到超級電容中，并在泵控單元驅動執行器運行時，通過DC/DC控制超級電容釋放存儲的電能。此外，當驅動多個執行器同時運行時，通過泵控單元調控輕載執行器非驅動腔壓力，使各個執行器驅動腔壓力相等，并同時使主控閥壓差等于壓力補償器設定壓差，壓力補償器全開，從而消除載荷差異引起的壓力補償器節流損失；并且通過閥控單元提升每個泵控單元的驅動功率，由于只設置單一大功率電控變量泵作為各閥控單元動力源，因此相比現有泵控多執行器系統，顯著降低了系統總裝機功率。

1.電動機 2.電控變量泵 3.溢流閥 4.單向閥 5.閥控單元6.泵控單元 7.非對稱液壓缸 8.開關閥 9.逆變器10.PWM整流器 11.雙向DC/DC變換器 12.超級電容圖1 泵閥雙源協同驅動非對稱液壓缸系統原理圖Fig.1 Schematic diagram of valve control and pump control dual source cooperative drive differential cylinder system

2 仿真模型

在研究多執行器驅動系統之前，首先對泵閥雙源協同驅動單執行器系統工作特性展開研究分析。以某大型液壓挖掘機斗桿為研究對象，采用圖1所示原理建立泵閥雙源協同驅動斗桿系統。

為了構建能夠真實反映液壓挖掘機斗桿運行特性的仿真模型，依據液壓挖掘機實際測繪尺寸和表1所示液壓系統關鍵參數，在多學科聯合仿真軟件SimulationX環境中，構建泵閥雙源協同驅動斗桿系統聯合仿真模型，如圖2所示。該模型能夠實時計算各執行機構質心和轉動慣量變化，并通過機械結構模型和液壓系統模型無縫連接，進而真實反映系統運行過程中施加在斗桿液壓缸上的等效質量和外負載力。

1.機械部分 2.液壓部分 3.電氣部分 4.控制部分圖2 泵閥雙源協同驅動斗桿系統聯合仿真模型Fig.2 Co-simulation model of valve control and pump control dual source cooperative drive arm system

表1 系統主要參數Tab.1 Main parameters of the system

在上述聯合仿真模型的基礎上，保持系統關鍵參數不變，進一步構建電液流量匹配控制斗桿系統聯合仿真模型，來對比分析本研究所提系統和電液流量匹配控制系統的運行特性和能耗特性。

根據液壓挖掘機實際使用系統進一步構建負流量控制系統液壓挖掘機模型，來驗證所構建液壓挖掘機聯合仿真模型的準確性。如圖3所示，為斗桿內收-外擺運行一個周期，斗桿液壓缸位移和兩腔壓力的仿真試驗結果?？梢钥闯鲈谝簤焊孜灰魄€基本吻合的前提下，液壓缸兩腔壓力的仿真和試驗結果趨勢基本一致，證明了仿真模型的準確性，可以用于后續仿真。

圖3 斗桿系統仿真試驗對比Fig.3 Comparison of simulation and test results of arm system

3 控制策略

對于泵閥雙源協同驅動非對稱液壓缸系統，可將其等效成由面積為A2的對稱缸和面積為A1-A2的單作用缸組成，因此采用泵控單元控制斗桿液壓缸運行方向和速度大小，閥控單元補償面積差引起的不對稱流量，如圖4所示為斗桿驅動系統控制策略。

圖4 控制策略Fig.4 Control strategy

3.1 液壓缸伸出策略

電控手柄發出指令信號ui>0，控制斗桿液壓缸伸出，泵控單元和閥控單元輸出流量進入液壓缸無桿腔，開關閥8關閉，有桿腔流量進入泵控單元。根據閥控單元主控制閥閥口過流面積曲線，則泵控單元設定流量Q1d為：

Q1d=Kqf(ui)

(1)

式中，Kq—— 流量增益

f(ui) —— 閥控單元主控制閥閥口過流面積曲線函數

泵控單元定量泵排量為V1，則伺服電機轉速n1d為:

n1d=Q1d/V1

(2)

根據泵控單元輸出流量和液壓缸兩腔面積比，可以確定液壓缸伸出時所需補償的不對稱流量。然而由于2個液壓泵在工作過程中均存在泄漏，并且泄漏受轉速、壓力等因素的影響，導致閥控單元和泵控單元輸出流量匹配性變差，液壓缸兩腔出現壓力飛升或者吸空現象。為了避免此類現象發生，提高控制精度，引入泄漏補償系數β對電控變量泵輸出流量進行補償，根據式(3)～式(5)確定電控變量泵設定流量和排量，最終由泵控單元和閥控單元共同驅動斗桿液壓缸伸出。

α=A1/A2

(3)

Q2d=Q1d(α-1)+p1β

(4)

V2d=Q2d/n0

(5)

式中，α—— 液壓缸兩腔面積比

A1—— 液壓缸無桿腔面積

A2—— 液壓缸有桿腔面積

Q2d—— 電控變量泵設定流量

p1—— 液壓缸無桿腔壓力

V2d—— 電控變量泵設定排量

n0—— 電控變量泵轉速

3.2 液壓缸縮回策略

電控手柄發出指令信號ui<0，控制斗桿液壓缸縮回，泵控單元輸出流量進入液壓缸有桿腔，開關閥8打開，無桿腔流量一部分進入泵控單元，一部分通過閥控單元返回油箱。由式(1)和式(2)可計算得到泵控單元設定輸出流量和伺服電機轉速，此時液壓泵不輸出流量。

4 仿真分析

在斗桿空載工況下，控制斗桿以圖5所示內收-外擺一個工作周期，來對比分析閥雙源協同驅動非對稱缸系統與電液流量匹配控制系統的運行特性和能耗特性。

圖5 斗桿工作循環Fig.5 Working cycle of arm

4.1 運行特性分析

對于電液流量匹配控制系統，采用流量前饋[18]方式計算電控變量泵排量。設定斗桿液壓缸運行速度460 mm/s，位移1514 mm，仿真得到如圖6所示的電液流量匹配控制斗桿系統運行特性?？梢钥闯鲈诙窏U液壓缸伸出初始階段，速度出現波動，無桿腔伴隨出現吸空現象，需要通過補油閥進行補油；隨后兩腔壓力不斷升高。同時在斗桿液壓缸縮回制動階段，速度和兩腔壓力存在較大波動。

圖6 電液流量匹配控制斗桿運行特性Fig.6 Operation characteristics of electro hydraulic flow matching control arm

斗桿運行一個周期，圖6b液壓缸輸出力經歷多次正負變換，可知斗桿液壓缸共經歷：①超越伸出、②阻抗伸出、③超越縮回和④阻抗縮回4種工況，其中液壓缸輸出力Fhyd如式(6)所示：

Fhyd=p1A1-p2A2

(6)

式中，p2為液壓缸有桿腔壓力。

保持斗桿液壓缸相同設定速度和位移，采用圖4所示控制策略，仿真得到如圖7所示泵閥雙源協同驅動斗桿系統運行特性?？梢钥闯龆窏U液壓缸在伸出和縮回階段均保持運行平穩，起動和停止過程中均沒有出現明顯波動和超調。

圖7 泵閥雙源協同驅動斗桿運行特性Fig.7 Operation characteristics of valve control and pump control dual source cooperative drive arm

在①階段1～3.8 s，斗桿液壓缸輸出力為負值，液壓缸在斗桿等執行機構重力扭矩作用下超越伸出，隨著重力扭矩逐漸減小，有桿腔壓力隨之逐漸減小，無桿腔壓力保持較小值1.1 MPa，防止吸空；

在②階段3.8～5.5 s，斗桿液壓缸輸出力為正值，液壓缸在泵控單元和閥控單元共同驅動下阻抗伸出，在減速階段輸出力為負，加快減速過程；

在③階段7～7.9 s，斗桿液壓缸輸出力從正值快速變為負值，這主要是因為摩擦力的存在，斗桿液壓缸超越縮回外負載力較小，為快速提升液壓缸縮回速度，采用泵控單元驅動液壓缸縮回，因此有桿腔壓力增大；

在④階段7.9～11.5 s，斗桿液壓缸輸出力為負值，泵控單元驅動液壓缸阻抗縮回，無桿腔壓力保持較小值防止吸空，有桿腔壓力隨著重力扭矩增大而逐漸增大。

4.2 能耗特性分析

電液流量匹配控制斗桿系統功率和能量曲線如圖8所示。在斗桿液壓缸伸出階段，液壓泵輸出功率Ph較大，最大值為65.6 kW；同時采用液壓閥控制液壓缸運行，因此在液壓閥上產生較大的節流損失功率Ploss，平均約為46 kW。斗桿液壓缸縮回階段，液壓泵輸出功率隨著斗桿的外擺不斷增大，最大為47.5 kW。對液壓泵輸出功率和節流損失功率進行積分可以得到，斗桿運行一個周期，液壓系統輸出能量Eh為236 kJ，節流損失Eloss為172 kJ。

圖8 電液流量匹配控制斗桿系統功率和能量Fig.8 Energy characteristics of electro hydraulic flow matching control arm system

泵閥雙源協同驅動斗桿系統功率和能量曲線如圖9所示。斗桿液壓缸伸出過程：在①階段處于超越伸出工況，此時泵控單元定量泵輸出功率P1為負值，最大為-29.4 kW，采用泵控單元吸收斗桿等執行器重力勢能，并通過伺服電機制動電阻以熱能形式耗散，電控變量泵輸出功率P2保持較小值8 kW，補償液壓缸不對稱流量，其中節流損失功率減小至2.5 kW；在②階段阻抗伸出工況，由于初始階段液壓缸有桿腔壓力大于無桿腔壓力，因此定量泵輸出功率短暫為負值，隨后泵控單元和閥控單元共同驅動斗桿液壓缸伸出。斗桿液壓缸縮回過程中，定量泵輸出功率隨，斗桿外擺不斷增大，最大為35 kW；進一步計算得到斗桿運行一個周期，液壓系統輸出能量Eh為86.5 kJ，節流損失Eloss為11.8 kJ，通過伺服電機制動電阻消耗的能量Er為48.9 kJ。

圖9 泵閥雙源協同驅動斗桿系統功率和能量Fig.9 Energy characteristics of valve control and pump control dual source cooperative drive arm system

采用電液流量匹配控制系統和本研究所提系統對斗桿進行控制，兩種系統能耗特性對比如表2所示。斗桿運行一個周期，泵閥雙源協同驅動非對稱液壓缸系統相比電液流量匹配控制系統，系統能耗降低63.3%，系統節流損失降低93.1%。

表2 兩種系統能耗特性對比Tab.2 Comparison of energy consumption characteristics of two systems

5 結論

(1) 提出一種泵閥雙源協同驅動非對稱液壓缸系統，采用泵控單元控制液壓缸速度方向和大小，閥控單元補償不對稱流量，有效降低了系統節流損失。仿真結果表明，與電液流量匹配控制系統相比，泵閥雙源協同驅動非對稱液壓缸系統可以降低能耗達63.3%，并具備能量回收潛力；

(2) 相比于電液流量匹配控制系統，采用泵閥雙源協同驅動非對稱液壓缸系統，有效降低了液壓缸兩腔壓力，進一步改善了系統運行平穩性；

(3) 本研究主要對泵閥雙源協同驅動單執行器系統展開了研究，為進一步能量回收利用和多執行器系統特性研究奠定了基礎。