汽車起重機變轉速電液流量匹配控制研究*

袁 丹,余 聰,王 飛,3*,和進軍,艾 超

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

0 引 言

汽車起重機是裝在普通汽車底盤或特制汽車底盤上的一種起重機。汽車起重機具有機動性好、承載能力強的特點,因而被廣泛應用于水利工程、城市交通、港口、建筑工地等領域中[1]。

目前,起重機液壓系統普遍采用傳統的LS系統,即將負載壓力通過長管道傳輸至變量泵的負載敏感閥,同時通過預設的壓力裕度實現壓力的閉環反饋控制,從而控制負載敏感泵供給系統需要的流量[2]。

負載敏感系統消除了系統的溢流損失,降低了能量損耗,然而系統中依舊存在一定的節流損耗,其節能性有待進一步研究。

隨著全球能源和環境問題的日益突出,如何減少工程機械的能量損耗,提高工程機械的效率成為人們越來越關注的問題[3-5]。為此,國內外相關學者對新的節能系統和節能技術展開了研究[6,7]。

楊華勇等人[8]設計了一種閥前補償的電液流量匹配系統,通過對比例主閥和變量泵的同步控制,提高了系統的節能性和動態性能;但是泵閥之間的流量匹配精度還有待于進一步提高。程敏等人[9]通過流量前饋和壓力反饋復合控制電液負載敏感系統,保證了系統響應性能,同時達到了對供需流量的精確匹配;但是其定轉速變排量的動力源形式限制了系統的流量調節范圍。都佳[10]提出了一種泵閥協同壓力流量復合控制液壓系統,并將其應用到汽車起重機上,提高了整機的節能性;但是該控制液壓系統僅限于起重機3種工作模式,且未能切換工作模式。梁濤等人[11]提出了一種泵閥雙源協同驅動多執行器系統,消除了多執行器負載差異造成的額外壓力損失;但是雙動力源在實現系統節能的同時,也給實際工程機械帶來了較大的成本負擔。丁孺琦等人[12]通過負載口獨立控制的多模式切換,保證了系統運動跟隨精度,同時有效降低了系統的能耗;但是該方法忽略了多種模式切換時的壓力沖擊。LüBBERT J等人[13]通過改進電液進出口獨立控制系統,在保證不同模式切換平穩性的同時,降低了系統的能耗。孫博林等人[14]提出了一種工作腔壓力反饋和流量前饋結合的電液負載敏感系統,在降低了主閥閥口損失的同時,保證了執行機構速度的控制性能;但是該電液負載敏感系統的使用局限于閥后壓力補償的電液系統。

傳統的電液流量匹配系統通過控制器采集電控手柄信號,同步控制多路閥和變量泵,達到系統供需流量匹配的目的[15]。相較于LS系統,電液流量匹配系統以流量前饋替代壓力反饋,且不用預設壓力裕度,降低系統能耗的同時,提高了系統的動態性能。

傳統的電液流量匹配控制系統采用定轉速變排量的動力源形式,電機的優良調速性能難以發揮,且變量泵在排量低時效率低。變轉速定排量的動力源形式流量調節范圍大,且能夠保證在較寬的范圍內保持高效運行[16-19]。

筆者研究變轉速定排量動力源形式的電液流量匹配控制液壓系統在汽車起重機上的節能效果,并針對傳統LS系統變幅伸縮機構復合動作流量飽和工況下的動作不協調問題,提出抗流量飽和控制算法保證系統流量飽和時變幅和伸縮機構的流量根據各聯主閥的開度比例分配,最后通過AMESim仿真軟件對變轉速電液流量匹配系統的節能性和操控性進行驗證。

1 工作原理

1.1 負截敏感(LS)系統

汽車起重機主要應用傳統的LS技術,LS系統如圖1所示。

圖1 LS系統

圖1中,LS系統主要由負載敏感泵、壓力補償多路閥、梭閥及安全溢流閥構成。系統正常工作時,梭閥比較出最大負載壓力,并將其導入負載敏感泵的LS閥,以保證泵的出口壓力與最大負載壓力的壓差恒定;同時,壓力補償閥用來保證各聯主閥的前后壓差保持不變,從而保證各聯執行機構的速度僅與各聯主閥的開度有關,而不受負載的影響。

然而在傳統的LS系統中,當先導手柄控制多路閥閥桿動作時,冗長的液壓管路將最高負載壓力反饋至負載敏感泵的LS閥,LS閥再控制變量機構調整泵輸出的壓力流量,從時域上分析來說,對于泵的控制始終落后于對閥的控制。

因此,該系統的動態響應有待于進一步提高。在該系統中,泵的出口壓力始終大于最大負載壓力一個定值,因而該系統的節能性也有待于進一步提高。

1.2 變轉速電液流量匹配系統

變轉速的電液流量匹配控制系統如圖2所示。

圖2 變轉速電液流量匹配系統

為了降低汽車起重機傳統LS系統的能量損耗,提高系統的動態響應,筆者提出了一種基于變轉速的電液流量匹配控制系統。

系統檢測變幅和伸縮手柄的開度信號,控制器實時計算系統所需流量并同步控制各聯主閥的閥口開度和永磁同步電機轉速,以實現系統流量的供需匹配。其中,主閥開度的調節是通過給定先導油路電比例減壓閥電信號而間接控制的。

對比傳統LS系統,變轉速電液流量匹配系統以流量前饋替代了利用長管道反饋壓力的閉環控制,基本消除了泵閥間的滯后響應。另外,該系統泵的出口壓力自適應流量變化,不需要預設壓力裕度,降低了系統的能量損失。

2 特性分析

2.1 工作特性

變轉速電液流量匹配系統各聯壓力補償閥平衡方程如下所示:

p1AV1=pL1AV1+F1

(1)

p2AV2=pL2AV2+F2

(2)

式中:p1—變幅聯壓力補償閥后壓力,Pa;p2—伸縮聯壓力補償閥后壓力,Pa;AV1—變幅聯壓力補償閥閥芯面積,m2;AV2—伸縮聯壓力補償閥閥芯面積,m2;pL1—變幅機構負載壓力,Pa;pL2—伸縮機構負載壓力,Pa;F1—變幅聯壓力補償閥彈簧力,N;F2—伸縮聯壓力補償閥彈簧力,N。

通過變幅伸縮主閥的流量可表示為:

(3)

(4)

式中:Q1—變幅主閥流量,m3/s;Q2—伸縮主閥流量,m3/s;Cd—流量系數;A1—變幅主閥節流口面積,m2;A2—伸縮主閥節流口面積,m2;ρ—液壓油液密度,kg/m3。

由式(3,4)可以看出,當壓力補償閥彈簧力一定時,各聯主閥通過的流量僅與閥口的開度有關,不隨負載的變化而變化。

變轉速電液流量匹配控制系統采用閥前補償的方式控制主閥前后的壓差不變,傳統LS系統流量飽和問題依舊存在。當泵輸出的流量不能滿足系統需求的流量時[20],即:

Qpmax

(5)

式中:Qpmax—定量泵輸出的最大流量,m3/s。

泵出口壓力和最大負載壓力的壓差減小,大負載聯壓力補償閥節流口變大以維持主閥前、后壓差恒定,當泵出口壓力和最大負載壓力的壓差持續減小時,大負載聯壓力補償閥的閥口開度最大從而失去了壓力補償作用。此時,大負載聯主閥前、后壓差下降,流量減少,執行機構的速度逐漸降低。

因此,當起重機操縱員同時操控變幅手柄和伸縮手柄進行變幅伸縮復合動作作業時,如果此時系統流量飽和,流量會首先進入負載比較小的執行機構,大負載執行機構會因為達不到需求的流量而降低運行速度,變幅機構的動作和伸縮機構的動作會產生嚴重的不協調,即系統流量飽和時,起重機變幅和伸縮的復合動作達不到操縱員預期的操控指令,這嚴重影響著系統的操控性能。

但是電液流量匹配系統在流量飽和時,可以利用控制算法實現根據各聯主閥的開度比例,以此來降低各執行機構所需的流量,提升系統的操控性。

2.2 能耗特性

LS系統通過負載敏感泵的流量閥保證泵出口壓力和最高負載壓力的差值保持恒定。假設變幅機構負載力大于伸縮機構的負載力,且忽略除壓力閉環控制外其他液壓管路的壓力損耗,則系統的壓力裕度為:

pp-pL1=Δpb1+Δpb2+pb

(6)

式中:pp—液壓泵的出口壓力,Pa;Δpb1—變幅聯壓力補償閥壓損,Pa;Δpb2—壓力閉環控制產生的壓損,Pa;pb—變幅聯壓力補償閥預設壓力,Pa。

在電液流量匹配控制液壓系統中,采用流量前饋替代壓力閉環控制,系統的壓力裕度自適應系統流量變化,此時系統的壓力裕度減少了Δpb2部分的壓損,因而系統更加節能。

當電液流量匹配控制液壓系統處于流量未飽和的工作狀態時,變幅和伸縮聯壓力補償閥的壓降和負載壓力的關系為:

Δps1=Δpb1+(pL1-pL2)

(7)

式中:Δps1—伸縮聯壓力補償閥壓損,Pa。

變轉速電液流量匹配控制液壓系統總功率損耗為:

Ploss=(Δpb1+pb)Q1+(Δps1+ps)Q2+Pleak

(8)

式中:Ploss—液壓系統總功率損失,W;ps—伸縮聯壓力補償閥預設壓力,Pa;Pleak—泄漏功率損失,W。

由式(7,8)可以看出,當變幅機構和伸縮機構的負載壓力相差越大,系統的節流壓力損失越大。

3 控制策略

起重機變幅伸縮機構變轉速電液流量匹配控制框圖,如圖3所示。

圖3 電液流量匹配控制框圖

圖3中,通過變幅伸縮電手柄將開度信號α1、α2轉化成電信號,并將其傳輸到控制器中,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Dp一定,即可計算電機的理論輸出轉速nt。

將理論轉速nt與電機所能輸出的最大轉速nmax進行對比可知:

若理論轉速nt小于等于最大轉速nmax,則系統處于流量不飽和狀態,電機的實際輸出轉速nm即為理論轉速nt,實際變幅伸縮主閥的開度X1、X2即為變幅伸縮主閥的理論開度Xt1、Xt2;

若理論轉速nt大于最大轉速nmax,則系統處于流量飽和狀態,電機的實際輸出轉速nm一直保持為最大轉速nmax,實際變幅伸縮主閥的開度X1、X2為變幅伸縮主閥的理論開度Xt1、Xt2與抗流量飽和增益的乘積,流量飽和增益為電機最大轉速nmax與理論輸出轉速nt的比值,從而按比例減少了各聯主閥的閥口開度,對各聯執行機構進行二次流量分配,此時分配到變幅和伸縮油缸的流量大小與負載無關,只與主閥的開度X1、X2有關,從而確保變幅伸縮復合動作的協調性。

4 仿真研究

4.1 液壓系統建模

在AMESim軟件中,筆者利用HYD模塊和HCD模塊搭建出LS系統和變轉速電液流量匹配控制液壓系統仿真模型。

LS系統仿真模型如圖4所示。

圖4 LS系統仿真模型

電液流量匹配控制液壓系統仿真模型如圖5所示。

圖5 電液流量匹配控制系統仿真模型

AMESim仿真模型主要參數如表1所示。

表1 仿真參數表

4.2 節能特性分析

LS系統采用壓力閉環的控制方式,將最高負載壓力引入負載敏感泵的LS閥,保證泵的輸出壓力總是大于最大負載壓力一個恒值。當系統負載發生變化時,泵的壓力裕度始終恒定,多余的能量主要損失在壓力補償閥上。

在筆者的研究中,變幅聯為大負載聯。電液流量匹配系統采用流量前饋的控制方式,泵的出口壓力自適應系統流量變化,減少了在壓力補償閥上的損失。

電液流量匹配系統和LS系統在不同流量下泵的出口壓力和負載壓力,如圖6所示。

圖6 不同流量下系統泵出口壓力和負載壓力曲線

圖6中,當系統流量分別為33 L/min、66 L/min、130 L/min時,電液流量匹配系統泵的出口壓力分別為146.7 bar、147.9 bar、149.7 bar,變幅機構和伸縮機構的負載壓力分別保持在132 bar和99.7 bar不變。

由此可以看出:隨著電液流量匹配系統流量的增大,泵出口的壓力自適應增大,這是因為系統流量越大,壓力補償閥上的壓損越大。LS系統流量增大時,泵出口壓力始終保持在157.4 bar不變。

不同流量下電液流量匹配系統和LS系統的能耗特性曲線如圖7所示。

圖7 不同流量下系統的能耗特性曲線

由圖7可知:當電液流量匹配系統流量分別為33 L/min、66 L/min、130 L/min時,系統執行機構的輸出功率與泵輸出功率的比值分別為0.788、0.782、0.774;隨著系統流量的不斷增大,壓力補償閥和管路的損失也越大,因此,系統的效率逐漸減小。LS系統隨著流量的增大,執行機構的輸出功率與泵輸出功率的比值始終保持在0.736不變。

相比于LS系統可知,電液流量匹配系統流量在33 L/min、66 L/min、130 L/min時,現系統能分別節能7.1%、6.3%、5.2%。

4.3 抗流量飽和特性分析

系統中泵輸出的最大流量為270 L/min,變幅聯和伸縮聯多路閥的最大流量也為270 L/min。變幅聯和伸縮聯的主閥和壓力補償閥設置相同,當各聯主閥的閥口開度相同時,變幅機構和伸縮機構的流量相同。變幅手柄和伸縮手柄的開度α均為-60°～60°,且各聯手柄開度分別與各聯主閥的閥口開度成線性關系。

變幅和伸縮手柄開度信號曲線如圖8所示。

圖8 變幅和伸縮手柄開度信號曲線

圖8中,變幅手柄始終保持在30°,伸縮手柄前2 s保持在15°,2 s后增大到45°保持不變,5 s后增大到60°保持不變。即系統在2.5 s之前處于流量未飽和狀態,2.5 s后系統處于流量飽和狀態,且隨著伸縮手柄開度的增大,系統流量飽和情況越嚴重。

未采用抗流量飽和策略和采用抗流量飽和策略時變幅和伸縮機構的速度變化曲線,如圖9所示。

圖9 變幅和伸縮機構速度變化曲線

未采用抗流量飽和策略和采用抗流量飽和策略時變幅伸縮機構的位移變化曲線,如圖10所示。

圖10 變幅和伸縮機構位移變化曲線

在圖(9,10)中,系統未采用抗流量飽和策略時,在2 s之前,系統處于流量未飽和狀態,變幅機構和伸縮機構的流量按各聯主閥開度的比例分配,各聯執行機構的速度分別為59 mm/s、56 mm/s,2.5 s后系統處于流量飽和狀態,由于伸縮聯的負載較小,系統的流量優先滿足伸縮機構,此時變幅執行機構和伸縮執行機構的速度分別為29.9 mm/s、166.1 mm/s;

在5 s后,隨著伸縮聯主閥全開,系統流量飽和更加嚴重,系統的流量全部用來滿足伸縮聯的流量需求,此時變幅執行機構和伸縮執行機構的速度分別為0 mm/s、222 mm/s,且伸縮執行機構的位移一直增大至8 s時的1.195 m,而變幅執行機構在6 s后一直保持在0.236 m不變。

在圖(9,10)中,系統采用抗流量飽和策略時,2.5 s前,系統流量未飽和,變幅和伸縮機構的速度和位移與未采用抗流量飽和策略時相同;

2.5 s后,系統處于流量飽和狀態,采用抗流量飽和算法后,變幅和伸縮機構的速度分別為45.9 mm/s、136.2 mm/s;

5 s后,隨著伸縮聯主閥閥口全開,變幅和伸縮機構的速度分別為39.7 mm/s、146.8 mm/s,且變幅和伸縮機構的位移一直增加至8 s時的0.385 m、0.924 m。

由此可見,在使用抗流量飽和算法后,流量飽和狀態時變幅伸縮機構的流量仍能按各聯主閥開度比例進行分配,系統的操控性得到了提升。

5 結束語

筆者提出了一種基于變轉速的電液流量匹配控制系統,并將其應用于汽車起重機的控制系統,從理論上分析了系統的工作特性和能耗特性,并設計出了一種抗流量飽和控制策略,最后搭建了AMESim模型,對該控制系統的可靠性進行了仿真分析。

研究結果表明:

(1)變轉速電液流量匹配系統以流量前饋的開環控制替代壓力反饋的閉環控制,泵的壓力裕度自適應系統流量變化,系統的能量損耗降低,相較LS系統節能5%～7%;

(2)針對LS系統流量飽和時對多執行機構復合動作協調性帶來的負面影響,提出了一種抗流量飽和控制策略,在系統流量飽和時,變幅和伸縮機構的流量可根據各聯主閥的開度按比例分配。

汽車起重機主臂落幅時存在大量的重力勢能,筆者本次研究采用變轉速定排量的動力源形式。

在下一步的研究中,筆者將利用永磁同步電機四象限運行特性,對汽車起重機主臂落幅的重力勢能進行回收利用的探討。