汽車起重機變轉速泵閥復合控制研究*

袁 丹，王 飛，張 誠，和進軍，艾 超

（1.三一汽車起重機械有限公司，長沙 410600；2.新疆工程學院機電工程學院，烏魯木齊 830023；3.燕山大學機械工程學院，河北 秦皇島 066004）

0 引言

汽車起重機作為現代社會非常重要的一種工程機械，由于其具有機動性能好、承載能力大、起重范圍廣、適應性強等特點，廣泛應用于建筑、橋梁、大型設備安裝、鐵路等多個工程領域[1]。隨著起重機的發展需要，負載敏感技術在起重機領域得到了充分發展和廣泛應用。負載敏感系統能夠將負載所需要的壓力流量與負載敏感泵所輸出的壓力流量進行匹配，從而降低系統的溢流損失，提高系統的效率[2-3]。在現有汽車起重機的LS 系統中，當系統處于怠機工況時，電機仍以較高的轉速來保證系統控制油壓，多余的流量均溢流損失掉。變幅伸縮機構單獨動作時由于負載銘感泵有預設壓力裕度，導致這部分壓力均損失在壓力補償閥和換向主閥上，系統能量效率低[4]。復合動作系統最大負載壓力通過液壓管道傳輸至負載敏感泵實現壓力閉環控制，信號傳輸慢，動態響應速度不高[5]。

為了解決起重機存在的能源浪費嚴重問題，許多學者展開了相應研究。葉彥鵬、趙秋霞等[6-7]設計出一款新型負載敏感的平衡閥，使汽車起重機在空載情況下系統節能94.7%。QUAN 和SUGIMURA 等[8-9]提出采用伺服泵控技術對系統的執行元件進行直接控制，提升了整機能源的利用率。王新等[10]設計一種可應用于起重機起升機構的閉式能量可再生液壓系統，使能量回收系統的節能效率達到43.3%。張國泰等[11]提出一種帶閥后壓差補償功能的負載口獨立控制集成閥，并對節能特性進行了AMESim-MATLAB 的聯合仿真。王菊敏等[12]設計新型閥后補償多路閥，并建立仿真模型，結果表明該閥能夠有效降低閥口壓力損失，減少能量損耗。劉春桐等[13]對起重機吊重進行了動態特性分析，設計了基于模糊自適應控制的PID 控制器，并通過仿真和實驗驗證了該控制器具有較好的動態特性。侯文禮等[14]建立起重機回轉機構動力學模型，并通過仿真分析總結出回轉機構平穩運行的特性規律。秦仙榮等[15]利用移動載荷法和移動質量法對起重機主梁建立了動力學方程，通過有限元模擬分析其動態響應。

本文針對汽車起重機變幅伸縮機構傳統LS系統存在的固有缺陷，基于單獨和復合動作的運動特性，提出采用變轉速泵閥復合控制方案：怠機工況通過電機扭矩限幅降低電機的轉速；單動工況采用電機泵組直接控制變幅伸縮機構運動速度，減小補償閥和主閥的節流損失；復動工況通過泵口及負載壓力反饋，電機扭矩閉環實現電控負載敏感功能，信號傳輸快，動態特性高。最后基于AMESim 軟件平臺對泵閥復合控制方案進行仿真分析，驗證了該方案的節能性和高動態特性。

1 起重機變幅伸縮液壓原理簡介

1.1 LS系統

汽車起重機變幅機構的作用是調整起重臂的舉升角度，伸縮機構的作用是調節起重臂的伸出長度。現有的變幅伸縮LS系統主要由負載敏感泵、液控主閥、閥前壓力補償器、平衡閥及溢流閥等組成，LS 系統液壓原理如圖1所示。

圖1 LS系統液壓原理Fig.1 Hydraulic principle of LS system.

變幅和伸縮機構的運動原理基本相同，因此以伸縮機構為例講解系統工作原理。伸縮機構伸出時液控主閥向左位移動，油液從液壓泵的出口流經閥前壓力補償器、液控主閥以及平衡閥進入到伸縮缸的無桿腔，進而帶動伸縮臂伸出，伸縮機構縮回時液控主閥向右位移動，高壓油將平衡閥打開，同時進入有桿腔帶動起重臂回縮，通過控制主閥的開度控制執行機構的運動速度。梭閥將負載最大壓力經過管道引入負載敏感泵控制口，通過實時調節泵排量大小保證泵的輸出壓力比最大負載壓力多出一定的壓差值，實現泵輸出流量與負載所需流量的匹配。

1.2 變轉速泵閥復合控制系統

變轉速泵閥復合控制方案液壓原理如圖2所示。

通過采集變幅伸縮電控手柄的開度信號，判斷起重機的工作狀態，壓力傳感器采集泵出口以及負載的最大壓力反饋到控制器中，控制器進而控制永磁同步電機轉速調節定量泵輸出流量，控制先導比例閥輸出的控制油壓調節液控主閥開度，最終實現定量泵——主閥——液壓缸的流量匹配。

2 控制方案

起重機變幅伸縮機構在工作過程中主要分為怠機、單動及復動3 種工況，以下基于變轉速泵閥復合控制系統分別對這3種工況的控制方案進行闡述。

2.1 怠機工況

當變幅伸縮機構不動作時，系統處于怠機工況，怠機時需要電機泵組向系統提供3 MPa 的控制油壓，輔助卷揚和回轉機構制動。在傳統LS系統中，電機只是模擬了發動機按擋位調速的功能，怠速時一直保持800 r/min，轉速較高，增加了電機和液壓系統的功率損耗。針對LS系統怠機能耗高的問題，提出電機扭矩限幅控制策略，當系統檢測到變幅、伸縮機構的控制手柄處于中位時，即可判斷整個液壓系統處于怠機狀態。電機帶動定量泵產生的壓力扭矩方程為：

式中：T為定量泵的輸入扭矩，N·m；pp為定量泵出口壓力，MPa；Dp為定量泵排量，mL/r；η為定量泵總效率。

由式（3）可知，由于定量泵的排量不變，即可通過限制電機輸出扭矩的方式，將定量泵的出口壓力限制在3 MPa，此時電機工作在較低的轉速，輸出的油液只維持液壓泵和系統的泄漏，不存在溢流損失，從而降低了系統的能量損耗。其怠機工況的控制邏輯如圖3所示。

圖3 待機工況控制框圖Fig.3 Standby condition control block diagram

2.2 變幅伸縮機構單動

起重機泵閥復合控制系統中變幅伸縮機構單獨動作時采用變轉速泵控方案。液壓缸伸出時手柄開度0＜α≤αmax，縮回時-αmax≤α＜0，手柄開度范圍對應電機的轉速的范圍nmin≤n≤nmax，進而給定電機相應的轉速值。同時控制器根據手柄的開度方向判斷液壓缸處于伸出還是縮回狀態，進而給定主閥最大開度信號以及開度方向信號，使其閥口全開。變幅伸縮機構單獨動作控制框架如圖4所示。

圖4 單獨動作控制構架Fig.4 Individual motion control architecture

變轉速泵控方案液壓泵提供的流量即為系統所需的流量，雖然主油路仍然經過壓力補償器，但由于主閥一直處于全開狀態，液壓泵的輸出流量小于主閥的理論通過流量，系統處于流量飽和狀態，此時壓力補償器基本不起減壓作用，主閥壓差損失小，相較于LS系統減小了大量的節流損失，提高了能量利用率。

2.3 變幅伸縮機構復動

（1）電機泵組控制方案

起重機變幅伸縮機構復合動作時通過電信號泵口及負載壓力反饋，電機扭矩閉環來保證電機泵組提供系統所需的基礎流量。其控制的原理為：壓力傳感器分別檢測液壓泵出口壓力pp以及變幅伸縮機構負載腔最大壓力pLmax，并將壓力信號傳輸至控制器中，控制器將最大負載壓力加上節流口壓降Δp作為目標信號與泵出口壓力反饋信號進行對比并計算偏差，通過PID 控制器運算，輸出信號轉換變為電機的目標轉矩值T并傳輸至電機驅動器中，由電機驅動器控制電機的輸出扭矩，使泵口壓力逐漸逼近目標值，最終保證定量泵輸出壓力隨負載壓力時變，從而提供系統所需的基礎流量，復合動作電機泵組閉環控制架構如圖5所示。

圖5 復合動作電機泵組壓力閉環控制構架Fig.5 Pressure closed loop control framework of compound action motor pump group

永磁同步電機的動態特性可描述為：

式中：us為定子軸系電壓矢量，V；Rs為定子電阻，Ω；Rr為轉子電阻，Ω；p為微分算子，d/dt；Lm為互感，H；Lr為轉子電感，H；Ls為定子電感，H；is為定子電流，A；ir為轉子電流，A；ω為電角速度，rad/s。

永磁同步電機的電磁轉矩方程為：

式中：Te為內部電磁轉矩，N·m；Pn為極對數；ψf為永磁體磁鏈，H；id、iq為定子電流d-q軸分量，A；Lq、Ld為定子電感d-q軸等效電感，H。

運動方程為：

式中：Te為內部電磁轉矩，N·m；TL為對應負載轉矩，N·m；JL為等效轉動慣量，kg·m2；ωm為電機機械角速度，rad/s；D為電機阻尼系數。

永磁同步電機通過轉矩估算、磁鏈估算、轉子位置估算、轉矩調節器和磁鏈調節器等模塊實現對電機轉矩的控制。

（2）液控主閥控制方案

起重機變幅伸縮機構復合動作液控主閥根據定量泵流量飽和狀態進行調控，其控制架構如圖6 所示。當檢測到變幅伸縮手柄均不在中位，此時起重機處于復合動作工況。電手柄將開度信號α1、α2轉化成電信號并傳輸到控制器中，控制器根據電信號大小計算出變幅伸縮主閥理論開度大小Xt1、Xt2，進而得到通過變幅伸縮主閥的理論輸出流量Qt1、Qt2，再加上先導控制油耗Qpilot和泄漏油耗Qleak，最終匹配得到液壓泵所需要提供的理論流量Qtp，由于泵的排量一定，即可計算電機的理論輸出轉速nt。

圖6 液控主閥控制構架Fig.6 Hydraulic control main valve control frame

當理論轉速小于或等于電機的最大輸出轉速nmax時，系統處于流量不飽和狀態，主閥的實際開度等于理論計算的開度值，當理論轉速大于電機的最大輸出轉速時，系統處于流量飽和狀態，實際變幅伸縮主閥的開度為其理論開度Xt1、Xt2與電機最大轉速和理論轉速比值nmax/nt的乘積，按照比例降低各個負載所需的流量，從而有效避免了流量飽和時油液優先流入小負載執行機構的問題。

3 AMESim仿真研究

3.1 仿真模型

起重機變幅伸縮機構LS系統AMESim模型如圖7所示。

圖7 LS系統仿真模型Fig.7 LS system simulation model

起重機變幅伸縮機構變轉速泵閥復合控制系統單獨動作和復合動作AMESim仿真模型分別如圖8、圖9所示。

圖8 泵閥復合控制系統單獨動作仿真模型Fig.8 Single action simulation model of pump and valve compound control system

圖9 泵閥復合控制系統復合動作仿真模型Fig.9 Compound action simulation model of pump and valve compound control system

LS系統及泵閥復合控制系統仿真參數如表1所示。

表1 仿真參數表Tab.1 Simulation parameter table

3.2 仿真模型驗證

變幅伸縮泵閥復合控制系統單獨動作時以伸縮回路為研究對象，設置電手柄在0～2 s 勻速從0°增加到60°，2～4 s保持穩定，4～6 s勻速從60°減小到-60°，6～8 s保持穩定，8～10 s勻速返回中位。仿真得到手柄開度、主閥兩側先導油壓以及電機轉速曲線如圖10 所示。由圖可知，電機轉速與手柄開度成正相關；在電手柄開度為正時，主閥伸出側先導壓力迅速增加到30 bar（1 bar=0.1 MPa）并保持恒定，縮回側先導壓力為0；在電手柄開度為負時，主閥縮回側先導壓力迅速增加到30 bar并保持恒定，伸出側先導壓力為0，因此在單獨動作時主閥只起到換向作用，閥口開度最大，通過調節電機轉速進而控制單獨動作時的運動速度，進而驗證了單獨動作仿真模型的正確性。

圖10 單獨動作仿真曲線Fig.10 Individual action simulation curve

在變幅伸縮泵閥復合控制系統復合動作時，設置變幅回路在0～10 s 內外負載力由0 增加到800 kN，伸縮回路在0～10 s 內外負載力由0 增加到200 kN，兩個回路的電控手柄開度均為30°不變，即兩個回路主閥閥口開度均為50%，各回路負載力和流量的仿真結果如圖11、圖12所示。

圖11 變幅回路負載力及流量曲線Fig.11 Amplitude loop load and flow curve

圖12 伸縮回路負載力及流量曲線Fig.12 Load and flow curve of expansion loop

由圖11 可知，變幅機構外負載力在10 s 增加到800 kN，支路流量約在1 s達到最大流量128.5 L/min，并保持恒定；由圖12 可知，伸縮回路外負載力在10 s 增加到200 kN，支路流量也在1 s 左右達到最大流量133.8 L/min，并保持恒定，兩條回路流量基本相同。比較兩條回路可知，系統支路的流量變化和外負載力無關，只和閥口開度有關，進而驗證了復合動作仿真模型的正確性。

3.3 節能仿真分析

（1）怠機工況

設置變幅、伸縮手柄的開度都為0°仿真時間為8 s，分別對LS系統和泵閥復合系統在待機工況時的功率損失進行仿真，仿真結果如圖13 所示。由圖可知，仿真曲線在0.5 s以后基本達到穩定狀態，LS系統功率損失穩定在3.4 kW，泵閥復合控制系統功率損失穩定在2.7 kW，功率損失減小了約20%，證明了通過電機扭矩限幅能夠有效降低系統在待機工況時的能量損失。

圖13 LS系統待機工況功率損耗Fig.13 Power loss diagram of LS system in standby mode

（2）單動工況

在泵閥復合控制系統中，單獨動作時主閥閥口全開，處于流量不飽和狀態，主閥以及壓力補償閥上的節流損失小。以伸縮機構為例，電控手柄開度為30°保持不變，工作負載為恒定200 kN，設置仿真時間為10 s，分別對LS系統和泵閥復合控制系統在壓力補償器和主閥的功率損失進行仿真，結果如圖14 所示。由圖可知，仿真曲線在0.5 s 以后基本達到穩定狀態，穩定時通過主閥的流量為134.9 L/min，LS 系統功率損失穩定在5.6 kW，泵閥復合控制系統功率損失穩定在1.13 kW，功率損失減小了80%，證明了在單獨動作時，通過電機泵組直接控制執行機構的運動速度，能夠有效降低系統在壓力補償器和主閥上的能量損失。

圖14 LS及泵閥復合控制系統功率損耗Fig.14 Power loss diagram of LS and pump-valve compound control system

3.4 動態特性分析

變幅伸縮機構復合動作時，通過泵口和負載電信號壓力反饋，電機扭矩閉環的控制方式實現負載敏感功能，通過仿真對其動態特性進行分析。設置變幅和伸縮機構的負載力分別為500 kN 和200 kN，變幅和伸縮主閥的閥口開度在0 s 時均階躍到30°并保持不變。仿真得到泵出口壓力和變幅機構運行速度分別如圖15、圖16所示。由圖可知，在達到目標壓力和流量時，LS 系統相較于泵閥復合控制系統泵口壓力滯后約0.2 s，變幅機構速度滯后約0.4 s。泵閥復合控制系統能夠更快的建立目標壓力和流量，動態響應特性更好。這是因為新系統采用變轉速控制技術，永磁同步電機的響應時間要優于負載敏感泵。同時LS 系統的負載壓力是通過液壓管道傳輸至負載敏感泵進行控制，信號傳輸慢，而泵閥復合控制系統通過傳感器采集泵口和負載壓力，并以電信號的形式反饋至控制器中對電機進行控制，信號傳輸快。因此通過仿真分析驗證了復合動作泵閥復合控制系統的響應性能更優越。

圖15 泵口壓力仿真曲線Fig.15 Pump mouth pressure simulation curve

圖16 變幅機構速度仿真曲線Fig.16 Velocity simulation curve of luffing mechanism

4 結束語

針對起重機變幅伸縮機構，提出一種變轉速泵閥復合控制方案，對怠機、單動和復動3 種工況分別設計了相應的控制策略。

（1）怠機工況通過電機扭矩限幅的方式保證系統控制油壓，減小電機轉速，能量損耗降低20%。

（2）單動工況通過電機變轉速直接控制輸入到執行機構的流量，減小了壓力補償器和主閥的節流損失，能量損耗降低80%。

（3）復動工況通過電信號壓力反饋，電機扭矩閉環實現電控負載敏感功能，信號傳輸快，電機響應好，動態特性優于LS系統。