電動裝載機雙閥芯電液負載敏感系統特性研究*

余 聰,閆桂山,張宇航,艾 超,李艷文,陳文婷

(1.燕山大學 機械工程學院,河北 秦皇島 066004;2.中山大學 智能工程學院,廣東 廣州 510275)

0 引 言

裝載機具有作業靈活、機動性能好等特點,因而被廣泛用于港口、礦山、建筑及公路等工程領域的物料鏟裝作業中,是工程機械的代表性機種之一[1]。

目前,裝載機普遍采用結構簡單的基于三位六通多路閥的定量液壓傳動系統,在一個工作周期內存在較大的節流損耗和溢流損耗,并且系統易受外負載變化的干擾[2]。

隨著全球節約能源和環境保護理念的普及,工程機械的節能減排已經成為一個研究熱點,國內外相關學者針對工程機械高效液壓傳動系統開展了大量研究[3-5]。

夏小松等人[6]將機液負載敏感系統同時用于裝載機的工作裝置和轉向系統,可提升整機效率;但是機液負載敏感系統的動態特性和能效有待進一步提升。曾億山等人[7]提出了一種先導控制負載敏感系統,利用先導壓力控制降低了泵口壓力,提升了負載敏感系統的能效;但是其增加了先導油路的復雜性。付勝杰等人[8]在電動挖掘機基礎上,提出了一種壓力反饋調節轉速的電液負載敏感系統,使系統壓力損耗大大降低;但是壓力反饋調節轉速的方法動態響應性能有待進一步提高。

負載敏感系統在工程機械的應用中基本可以使流量達到供需匹配,但是負載敏感系統主閥采用單根閥芯,其進出油口結構耦合,難以兼顧進油口的流量控制和出油口的背壓控制,在操控性和節能性上仍存在一定的局限性[9]。

為了解決單閥芯進出油口耦合的缺陷,國內外學者開始研究使用兩個方向閥分別對進出油口進行控制,即雙閥芯進出口獨立控制技術[10-11]。曹曉明等人[12]提出了壓力源兩級切換的進出口獨立控制系統,在保證位置精度的同時實現了系統阻滯工況下的能效提升和超越工況下的能量回收的目的;但是并未提及系統切換過程的工作特性。李澤龍等人[13]提出了基于能耗控制和位置控制模式切換的變轉速負載敏感進出口獨立控制系統,其控制性能和節能效果均高于傳統泵控和閥控系統;但是泵口壓力控制在多執行器復合動作中存在局限性。劉華[14]提出了基于負載口獨立控制的負載敏感系統,并使用自抗擾控制方法對進出油口進行高性能獨立控制;但是該研究僅限于對稱缸系統。LüBBERT J等人[15]針對挖掘機提出了一種使用短路路徑實現不同工作模式平滑切換的進出口獨立控制系統;但是比例閥閥組結構復雜。

隨著工程機械排放政策愈加嚴格,純電驅動裝載機已經成為未來的發展趨勢[16]。純電驅動裝載機以蓄電池和伺服電機取代燃油發動機,具有無污染、效率高和控制性能好等特點,為整機電液控制系統的優化設計帶來更多的可能[17]。以伺服電機驅動定量泵的動力源形式為基礎,并結合高性能的液壓傳動系統,是實現裝載機電動化改造的有效途經[18-19]。

為了滿足裝載機節能化和電動化的發展需求,在伺服電機驅動定量泵的動力源形式基礎上筆者提出基于雙閥芯的電液負載敏感系統,分別設計裝載機動臂和鏟斗單獨動作及復合動作的控制策略,最后采用機電液聯合仿真的形式驗證雙閥芯電液負載敏感系統在裝載機上的節能性和操控性。

1 工作原理

1.1 定量液壓系統

裝載機的工作裝置普遍采用基于三位六通多路閥的定量液壓系統。

定量液壓系統如圖1所示。

裝載機定量液壓系統由發動機、定量泵、三位六通開中心多路閥、先導手柄和液壓缸等元件組成。

在系統工作時,操作員通過調整液控先導手柄開度來控制動臂或鏟斗閥桿進行左右位移,油液經過多路閥閥口進入動臂或鏟斗液壓缸以實現預期動作。其中,動臂閥桿和鏟斗閥桿串聯,動臂和鏟斗無法同時進行作業動作。系統不工作時,操作員使用液控先導手柄控制多路閥閥桿回到中位,油液通過中位卸荷。動臂下落時利用液控單向閥實現流量再生的目的。

定量液壓系統由于恒流量的特性,有節流、溢流及中位卸荷損耗,系統能效低。多路閥兩端由于沒有穩壓閥,系統流量易受負載影響,且系統不能實現復合動作,操控性能差。因此,傳統裝載機采用的基于三位六通多路閥的定量液壓系統在能效和操控性能上有很大的提升空間。

1.2 雙閥芯電液負載敏感系統

雙閥芯電液負載敏感系統如圖2所示。

圖2 雙閥芯電液負載敏感系統Fig.2 Electro-hydraulic load sensing system with double spool1為伺服電機;2為定量泵;3為卸荷閥;4為壓力補償閥;5為電磁開關閥;6為進油電液比例閥;7為回油電液比例閥;8為液壓缸。

為了實現對傳統裝載機電動化和節能化的技術升級,筆者提出一種雙閥芯電液負載敏感系統,其由伺服電機、定量泵、電液比例閥、壓力補償閥、卸荷閥和液壓缸等元件構成。

裝載機動臂舉升或鏟斗收斗時,電磁開關閥得電,此時,在彈簧力的作用下,壓力補償閥始終保持最大開度而失去補償功能,使用控制伺服電機轉矩來間接控制泵口壓力,從而維持進油電液比例閥前后壓差恒定,自適應實現系統流量匹配。

動臂下落或鏟斗翻斗時,利用進油和回油電液比例閥實現無桿腔流量再生至有桿腔,此時伺服電機停止轉動,液壓缸靠自重縮回。

動臂和鏟斗復合動作時,電磁開關閥失電,壓力補償閥正常工作維持進油電液比例閥前后壓差恒定,消除多執行機構負載的相互影響,此時利用手柄開度和電機轉速的關系實現進油電液比例閥和伺服電機的同步控制,達到系統流量供需匹配。

系統待機時,伺服電機轉速降至最低以減小卸荷損失。

因此,雙閥芯電液負載敏感系統在節能性和操控性能上相較于傳統裝載機均有較大的提升。

2 數學模型

2.1 工作特性

以液壓缸阻抗伸出工況為例,進油、回油電液比例閥的流量壓降特性方程為:

(1)

式中:q1,q2為比例閥通過流量,L/min;Cd為流量系數;xv1,xv2為閥桿位移,m;W為面積梯度;pa,p1,p2,pT為閥前、閥后、有桿腔與油箱壓力,Pa;ρ為液壓油密度,kg/m3。

電液比例閥的頻寬遠大于液壓系統的固有頻率,其動態響應可假設為比例環節,此時:

xv=kv·ui

(2)

式中:kv為增益系數;ui為比例閥電信號。

由式(1)可以看出:當閥口壓差保持恒定時,閥口通過流量和閥桿位移呈近似線性關系,而不受負載變化的影響。閥口壓差可使用定差壓力補償閥和電子壓力補償兩種方式維持恒定。

壓力補償閥利用內部閥芯的機械平衡來保證閥口壓差恒定,其受力平衡方程如下:

pa·Aa=p1·Aa+Fa

(3)

式中:Aa為閥芯作用面積,m2;Fa為預設彈簧力,N。

筆者利用控制伺服電機轉矩可間接控制泵口壓力,實現閥口前后壓差恒定[20-22]。伺服電機的運動方程和液壓泵的轉矩方程如下所示:

(4)

式中:Te為電機電磁轉矩,N·m;Tp為液壓泵轉矩,N·m;J為電機和泵轉動慣量之和,kg·m2;ω為電機轉子旋轉角速度,rad/s;pn為磁極對數;ps為泵口壓力,Pa;V為液壓泵排量,m3/r;ηm為液壓泵機械效率。

液壓缸外負載和液壓力的平衡方程為:

(5)

式中:A1,A2為液壓缸兩腔的作用面積,mm2;mt為活塞桿和負載總質量,kg;Bp為黏性阻尼系數,N·s/m;K為彈簧剛度,N/m;FL為載荷力,N。

假設進油和回油電液比例閥閥桿位移的比值為:

(6)

液壓缸無桿腔和有桿腔作用面積的比值為:

(7)

忽略油箱壓力PT,根據式(1)和式(6)可分別計算出無桿腔和有桿腔的壓力為:

(8)

由式(8)可知:液壓缸兩腔的壓力均與進出油口過流面積的比值有關,單閥芯方向閥閥口結構耦合,進油閥口和出油閥口過流面積的比值恒定。因此,負載力確定時,液壓缸兩腔的壓力隨之確定。

雙閥芯方向閥實現進出油口的解耦控制,可對進出油口采用不同開度的調節以實現系統流量壓力的共同控制目的。

2.2 能耗特性

雙閥芯電液負載敏感系統的壓力和流量分別為:

(9)

式中:Δp1為閥口預設壓差,Pa;Δp2為壓力補償閥壓損,Pa;qs為系統輸出流量,L/min;qleak為泄露流量,L/min。

由式(9)可以看出:雙閥芯電液負載敏感系統匹配輸出負載需要的壓力流量,相比定量液壓系統始終輸出系統最大壓力流量,其具有更高的節能性。

另外,采用泵口壓力控制的方式時,可消除壓力補償閥壓損Δp1,并根據工況改變閥口預設壓差Δp2,進一步提高系統的節能性。

針對系統阻抗伸出工況,筆者根據式(1)和式(8)可計算出系統壓力為:

(10)

系統的消耗功率為:

Ps=ps·qs

(11)

由式(10)和式(11)可以看出:在液壓缸兩腔作用面積和外負載力確定后,系統壓力受兩個比例閥閥口開啟的大小影響。

傳統單閥芯系統進出油口結構耦合,進出油口開度不能同時自由調節,因此系統壓力難以調節。雙閥芯系統可對進出油口進行獨立控制,進油電液比例閥在控制系統流量的同時可以增大回油電液比例閥的閥口開度,以降低系統的壓力ps,進而降低系統功率PS的損耗。

同理,雙閥芯系統阻抗縮回、超越伸出和超越縮回工況均可利用調節進油、回油比例閥的開度,以降低系統的消耗功率。

3 控制策略

電動裝載機的鏟裝作業一般具有較強的周期性,動臂和鏟斗一般遵循鏟斗收斗、動臂舉升、鏟斗翻斗、鏟斗收斗和動臂下落的循環動作[23]。

另外,根據不同的作業場景,裝載機操作員還會進行動臂和鏟斗的復合作業動作。動臂舉升或鏟斗收斗時,液壓缸伸出,且速度和外載荷方向相反,此時系統為阻抗伸出工況。動臂下落或鏟斗翻斗時,液壓缸縮回,且速度和外載荷方向一致,此時系統為超越縮回工況。

針對單獨動作和復合動作中的阻抗伸出和超越縮回工況,筆者分別設計不同的控制策略,在保證工作裝置系統工作性能的同時,提高系統的節能性。

3.1 單獨動作

動臂舉升或鏟斗收斗時的控制策略如圖3所示。

圖3 動臂舉升或鏟斗收斗控制策略Fig.3 Boomlift or bucket retraction control strategies

當動臂舉升或鏟斗收斗時,比例閥2全開以降低系統背壓,比例閥1和液壓泵協同輸出系統所需的流量和壓力。

該方法直接控制伺服電機輸出轉矩,并間接控制泵口輸出壓力,維持比例閥1進出油口預設壓差值,并自適應匹配系統需要的流量。

動臂下落或鏟斗翻斗的控制策略如圖4所示。

圖4 動臂下落或鏟斗翻斗控制策略Fig.4 Boomdrop or bucket tipping control strategy

當動臂下落或鏟斗翻斗時,液壓缸靠自重縮回,無桿腔的流量再生至有桿腔。在該工況下,比例閥2全開以降低系統背壓,比例閥1進行流量調節以控制液壓缸縮回速度。

3.2 復合動作

動臂舉升和鏟斗收斗的復合作業控制策略如圖5所示。

圖5 動臂舉升和鏟斗收斗的復合作業控制策略Fig.5 Compositeoperation control strategy of boom lift and bucket retraction

當裝載機進行動臂舉升和鏟斗收斗的復合動作時,系統切換至基于閥前補償的流量匹配控制策略?？刂破鞑杉瘎颖勐摵顽P斗聯比例閥電壓信號,根據補償閥預設壓差,在線計算系統需要的流量,并轉化輸出伺服電機轉速指令n,實現系統流量壓力的供需匹配。

在該工況下,系統的功率損失為:

Ploss=(Δp11+Δp12)·q11+(Δp21+Δp22)·q21+Pleak

(12)

式中:Δp11,Δp21為動臂和鏟斗主閥預設壓差,Pa;Δp12,Δp22為動臂聯和鏟斗聯壓力補償閥壓損,Pa。

動臂和鏟斗聯壓力補償閥壓損和無桿腔壓力間的關系為:

Δp22=Δp12+(p11-p21)

(13)

由式(12)和式(13)可知:動臂聯和鏟斗聯的無桿腔壓力差異越大,系統功率損耗越大。因此,對負載較輕的鏟斗聯液壓缸差動連接,增大鏟斗聯液壓缸無桿腔壓力,可降低系統的功率損耗。

4 仿真研究

4.1 系統建模

根據裝載機實物測量各零部件的尺寸參數,筆者利用三維軟件CATIA搭建裝載機的實體模型,并在CATIA中將工作裝置繁雜的零件合并成幾個主要的零部件;在機械動力學仿真軟件LMS Virtual.Lab Motion中導入裝載機零部件,并添加相應的運動副和約束實現整機的裝配目的。

裝載機工作裝置機械動力學仿真模型如圖6所示。

圖6 裝載機機械動力學仿真模型Fig.6 Mechanicaldynamics simulation model of loader

在AMEsim軟件中,筆者搭建裝載機雙閥芯電液負載敏感系統液壓模型,利用聯合仿真接口,并采用CoSim的方式進行液壓部分與機械動力學部分的聯合仿真。

雙閥芯電液負載敏感系統液壓仿真模型如圖7所示。

圖7 雙閥芯電液負載敏感系統液壓仿真模型Fig.7 Hydraulicsimulation model of electro-hydraulic load sensing system with double spool

AMESim仿真模型主要參數如表1所示。

表1 仿真參數表

4.2 運行特性分析

電動裝載機動臂或鏟斗液壓缸伸出時,通過直接控制伺服電機轉矩來間接控制泵口壓力,維持主閥(以下主閥均指動臂和鏟斗聯的進油電液比例閥)前后壓力的差值不變,達到了系統負載敏感的效果。同時,可根據系統流量大小、能耗和動態響應等需求,變化控制主閥前后壓差,其控制指令由預設的閥桿位移信號和主閥前后壓差關系曲線自動給出。

最大閥口開度下動臂舉升系統流量壓力如圖8所示。

圖8 最大閥口開度下動臂舉升系統流量壓力曲線Fig.8 Flow pressure curve of boom lifting system under maximum port opening

最大閥口開度下鏟斗收斗系統流量壓力如圖9所示。

圖9 最大閥口開度下鏟斗收斗系統流量壓力曲線Fig.9 Flow pressure curve of bucket retraction system under maximum port opening

在圖8和圖9中:動臂舉升且主閥維持最大開度時,無桿腔壓力由40 bar逐漸增大至50 bar,泵口壓力跟隨負載壓力由43 bar逐漸增大至53 bar,動臂主閥前后壓差始終維持在3 bar。

鏟斗收斗且主閥維持最大開度時,無桿腔壓力由19 bar逐漸增大至28 bar,泵口壓力跟隨負載壓力由22 bar逐漸增大至31 bar,鏟斗主閥前后壓差始終維持在3 bar。

動臂舉升和鏟斗收斗時,負載壓力均不斷變化,但是系統輸出的流量始終保持在400 L/min。此時,系統的流量不受負載變化的影響,僅與主閥閥桿位移信號有關,具有較好的操控性。

當系統壓力達到預設安全壓力時,伺服電機維持最大扭矩,液壓泵自適應無流量輸出,系統無溢流損耗。

筆者預設閥桿位移信號和主閥前后控制壓差的關系如圖10所示。

圖10 預設閥桿位移和主閥前后控制壓差關系曲線Fig.10 Preset stem displacement and main valve front and rear control pressure differential relationship curve

在圖10中,閥桿位移在0 mm～5 mm處于流量死區,主閥尚未打開。閥桿位移在5 mm～9.7 mm時,主閥處于小開口狀態,系統需求流量較小,閥口前后維持1 bar的小壓差,以降低系統的壓力損耗;閥桿位移在9.7 mm～15 mm,主閥處于大開口狀態,系統流量需求較大,閥口前后維持1 bar～3 bar的大壓差,以匹配系統大流量的響應需要。

不同的閥桿位移下,動臂和鏟斗主閥前后的壓力如圖11所示。

圖11 不同的閥桿位移下主閥前后的壓力曲線Fig.11 Pressure curve before and after main valve under different stem displacements

圖11中,閥桿位移在0 mm～5 mm內,主閥尚未打開,系統不輸出流量,動臂無桿腔壓力為0 bar,鏟斗無桿腔由于自重保持8.5 bar壓力。鏟斗閥桿位移在5 mm～8.9 mm內,鏟斗主閥前后壓差維持在1 bar;在8.9 mm～15 mm內,鏟斗液壓缸達到位移極限,系統維持最大安全壓力。動臂閥桿位移在5 mm～9.7 mm內,動臂主閥前后壓差維持在1 bar;在9.7 mm～14 mm內,動臂主閥前后壓差隨閥桿位移從1 bar～2.7 bar呈線性變化,14 mm后動臂液壓缸達到位移極限,系統維持最大安全壓力。鏟斗和動臂主閥前后壓差均能實現按預設和閥桿位移信號關系變化控制。

電動裝載機動臂靠自重下落,鏟斗靠自重翻斗,系統不需要提供流量輸出,并可以利用主閥實現流量再生。動臂下落和鏟斗翻斗的快慢通過調整主閥閥口開啟的大小進行控制。

動臂下落時,系統的流量如圖12所示。

圖12 動臂下落系統流量曲線Fig.12 Flow curve of boom drop system

圖12中,0 s～3 s給定動臂下落時無桿腔400 L/min的流量控制指令,3 s～10 s給定200 L/min的流量控制指令。無桿腔的流量均能保持較好的流量響應輸出,有桿腔分別實現了273 L/min和136 L/min的流量再生。

鏟斗翻斗系統流量曲線如圖13所示。

圖13 鏟斗翻斗系統流量曲線Fig.13 Flow curve of bucket tipping system

圖13中,0 s～2.4 s內鏟斗靠自重下翻,無桿腔流量較好地控制在200 L/min,并且利用主閥實現了有桿腔138 L/min的流量再生。

這表明該方法在控制動臂下落和鏟斗翻斗速度的同時,可實現流量再生的可行性。

裝載機復合動作時會切換至機液壓差補償的模式,系統匹配輸出負載需要的流量。筆者在裝載機鏟掘物料和動臂提升的復合動作中研究所提控制策略的可行性。鏟斗鏟裝物料時,其液壓缸的位移由動臂上的限位塊限位,即油缸限位后該復合動作結束。

動臂和鏟斗復動時,液壓缸位移如圖14所示。

圖14 動臂和鏟斗復動時液壓缸位移Fig.14 Hydraulic cylinder displacement when boom and bucket are reactive

動臂和鏟斗復動時,系統的壓力如圖15所示。

圖15 動臂和鏟斗復動時系統的壓力曲線Fig.15 Pressure curves of the system when the boom and bucket are remotivated

動臂和鏟斗復動時,系統的流量如圖16所示。

圖16 動臂和鏟斗復動時系統的流量曲線Fig.16 Flow curve of the system when boom and bucket are remotivated

圖14、圖15和圖16中,0 s～1.75 s內動臂液壓缸伸出至0.18 m,鏟斗液壓缸伸出至0.28 m,并由限位塊限位而結束復合動作。在復合動作的過程中,動臂和鏟斗主閥前后壓差由壓力補償閥始終控制在1 bar左右。盡管動臂舉升和鏟斗鏟掘時,負載壓力不斷變化,動臂和鏟斗液壓缸始終輸出260 L/min流量不變。

鏟斗聯作為復合動作的輕載聯,鏟斗油缸差動連接,一方面降低輕載聯的壓損,一方面減少系統的流量輸出,鏟斗缸有桿腔177 L/min流量再生至無桿腔,液壓泵匹配輸出系統需要的343 L/min流量。

4.3 節能特性分析

傳統燃油裝載機采用定量液壓系統,在一個工作循環內溢流和節流損耗嚴重。筆者在電動裝載機上提出一種雙閥芯電液負載敏感系統,消除溢流損耗,自適應匹配輸出系統需要功率,一個工作循環內系統的能耗大大降低。

一個作業周期內,鏟斗和動臂液壓缸位移如圖17所示。

圖17 一個作業周期內鏟斗和動臂液壓缸位移曲線Fig.17 Bucket and boom cylinder displacement curves over a duty cycle

一個作業周期內,兩種系統功率曲線對比如圖18所示。

圖18 一個作業周期內新舊系統功率對比曲線Fig.18 Comparison curve of new and old system power in one operating cycle

在圖17、圖18中,0 s～2 s,鏟斗液壓缸伸出完成收斗動作;2 s～8 s,動臂液壓缸伸出完成舉升動作;8 s～11 s,鏟斗液壓缸縮回完成翻斗動作;11 s～11.24 s,鏟斗液壓缸伸出完成收斗動作;11.24 s～18 s動臂液壓缸縮回完成下落動作。

鏟斗收斗和動臂舉升過程中,雙閥芯電液負載敏感系統比定量液壓系統功耗低,鏟斗翻斗和動臂下落時雙閥芯電液負載敏感系統無功率損耗,定量液壓系統始終輸出功率。另外,系統壓力達到安全壓力時,定量液壓系統存在溢流損耗;雙閥芯電液負載敏感系統根據電機最大扭矩限制來保證系統的安全壓力,此時系統溢流閥并不開啟,液壓泵自適應地不輸出負載流量,系統無溢流損耗。

一個作業周期內,兩種系統能耗對比如圖19所示。

圖19 一個作業周期內新舊系統能耗對比Fig.19 Comparison of energy consumption of old and new systems in an operation cycle

圖19中,一個工作循環內傳統定量液壓系統消耗750.69 kJ能量,雙閥芯電液負載敏感系統消耗211.19 kJ能量。可見,相比傳統定量液壓系統,在一個工作循環內,雙閥芯電液負載敏感系統能耗降低約71.8%。

5 結束語

筆者在電動裝載機上提出了一種雙閥芯電液負載敏感系統,分別制定了動臂和鏟斗單獨動作和復合動作的控制策略,搭建了AMESim和LMS Virtual.Lab Motion的機電液聯合仿真模型,對該系統的運行與能耗特性進行了仿真研究。

研究結果表明:

1)雙閥芯電液負載敏感系統各主閥獨立調節,自由度高,針對不同的負載工況可采用不同工作模式的控制策略,并且動臂和鏟斗無論是單獨動作,還是復合動作,進入液壓缸流量均不受時變負載的影響,具有較好的操控性能;

2)雙閥芯電液負載敏感系統自適應匹配輸出負載需求流量,節流損耗小,無溢流損耗,并且超越負載工況下系統不需要提供流量。在一個工作循環內,雙閥芯電液負載敏感系統的能耗為211.19 kJ,相較于傳統定量液壓系統能耗的750.69 kJ,降低了約71.8%。

筆者在電動裝載機上采用控制伺服電機轉矩的方式來間接控制系統壓力,該種控制方法的動靜態性能有進一步提升空間。后續的工作,筆者將圍繞改善伺服電機轉矩控制系統壓力的性能展開。