變轉速變排量雙動力源泵閥協同電液系統特性分析*

李 琦,楊 敬,權 龍

(太原理工大學 機械與運載工程學院,山西 太原 030024)

0 引 言

目前,起重機的液壓系統一般采用傳統抗流量飽和負載敏感系統。然而,傳統的抗流量飽和負載敏感系統存在一些問題,比如響應速度慢、穩定性差、能耗大等[1]。液壓控制系統中節流控制的精度高,系統響應較快,但容易出現節流損失和溢流損失,導致系統能耗較大。容積控制不產生節流損失,系統更高效,但是控制精度較低。如果根據閥控系統和泵控系統各自的技術優勢進行泵閥協同控制液壓回路,會達到良好的控制效果和節能效果[2]。隨著傳感器和控制器功能的開發,使電控和閥口參數的檢測監控功能取代原來的硬件壓力補償功能也得以實現[3]。

已有學者對電液流量控制系統做出了研究。孔曉武等人[4-5]對負載敏感系統的動態特性進行了研究,分析了反饋管路的參數對負載敏感系統動態特性的影響。劉華等人[6]采用在壓力閉環上的前饋反饋控制方法,協調了泵轉速和進出口閥口開度,提出了基于泵閥協調的電液位置伺服節能控制系統,發現泵閥協調的電液位置伺服節能控制系統能提高系統能效和壓力控制精度;但該系統使用進出口獨立控制,結構較為復雜。劉偉等人[7-8]用壓力傳感器代替管路的壓力反饋,提出了電子壓力補償流量匹配液壓系統,該方法提高了系統響應速度;但該方法沒有對閥進行控制,不能保證流量的控制精度。都佳等人[9]使用泵閥協同的方法,同時對電液比例泵和比例閥進行了控制,實現了流量精準控制目的,并降低了能耗;但該方法只應用于位置開環系統中,并沒有針對閉環系統進行分析。韓京清等人[10]在閉環系統中采用PID控制方法,對閉環系統進行了理論與仿真分析,發現在不同場合,需要用不同的PID值進行控制,而且誤差積分的反饋對常值擾動有效果;但在面對無擾動時和隨時變化的擾動時,其誤差積分的反饋會使系統動態特性變差,需要采用自抗擾控制的方法。

除了采用定轉速電機和變量泵的電液動力源獲得可變流量外,在國內外也有大量學者研究變轉速電機和變量泵的電液動力源。IMAMURA T等人[11]研究了伺服電機驅動定量泵與傳統定轉速異步電機驅動變量泵等不同動力源對注塑機的液壓系統的作用。張紅娟等人[12-13]對不同動力源組合驅動注塑機系統能耗的影響進行了研究,實驗證明了伺服電機與定量泵的組合形式可以最大限度地降低系統能耗。葛磊等人[14]設計了一種電機分段轉速和液壓泵連續排量控制的流量控制系統,實現了基于動態和能效優化的電液動力源流量控制目的。

基于起重機閥控系統響應快但能耗大,泵控系統效率高但控制精度低的問題,筆者建立一種變轉速變排量雙動力源泵閥協同的多執行元件電液系統(新系統);然后,利用AMESim和MATLAB仿真軟件建立變轉速變排量雙動力源泵閥協同電液系統聯合仿真模型,對起重機變轉速變排量系統的不同工況下系統的動態響應、流量控制精度和系統能耗進行仿真研究。

1 起重機泵閥協同液壓系統

1.1 系統原理

起重機變轉速變排量雙動力源泵閥協同液壓系統由變頻電機、電液比例泵、平衡閥、比例多路閥、液壓缸、液壓馬達等組成。

與已有的定轉速變排量泵閥協同液壓系統(舊系統)相比,變轉速變排量雙動力源泵閥協同電液系統采用電子補償法,用電液比例泵取代傳統的負載敏感泵,采用合流閥將雙聯泵分開,單獨泵源驅動每個執行元件。

為了檢測比例多路閥主節流口的壓差,可以在其前后各安裝壓力傳感器。這樣,控制器可以實時監測和控制比例多路閥的開度。同時,各聯執行器的壓力通過壓力傳感器傳送給控制器,控制器會進行計算,從而實時控制電液比例泵的擺角和變頻電機的轉速,以達到控制電液比例泵輸出流量的目標。

變轉速變排量雙動力源泵閥協同電液系統分為三種工作模式,分別是單動作微動、單動作快速運動和復合快速運動模式。

在單動作微動模式下,由于定轉速變排量系統小流量時,液壓泵擺角很小,系統動態響應比較慢。因此,需要進行流量分段控制,即小流量時,采用雙變量模式控制系統;大流量時,仍然采用定轉速變排量系統。其中一個動力源卸荷,單泵驅動單執行元件,壓力傳感器采集電液比例多路閥兩側的壓力信號,并傳遞給控制器,通過擺角控制器和轉速控制器給出電液比例泵控制泵擺角和電機轉速值,同時控制器計算出所需電液比例多路閥的閥芯位移,以確保電液比例閥的進出口保持2 MPa的壓差。

在單動作快速運動模式下,雙動力源合流驅動單執行元件。為了減少系統的節流損失,控制器控制電液比例多路閥的閥口全開,通過擺角控制器和轉速控制器控制電液動力源參數,以此來補償因負載變化引起的泵泄漏量。因為負載變化很大,已有的定轉速變排量泵閥協同液壓系統單純用手柄來控制流量,所以流量變化比較大。變轉速變排量雙動力源電液系統在做泄漏補償后,整個系統流量曲線變化會有顯著減小。

在復合快速運動模式下,雙動力源分流驅動雙執行元件,主閥閥口全開,系統處于流量控制模式,其屬于泵控系統,節流損失很小,各聯的閥口壓差很小,能量損失也很小。已有的定轉速變排量泵閥協同液壓系統雙泵合流,通過控制閥口開度實現系統流量比例分流目的,其屬于閥控系統,節流損失較大,并且泵出口壓力與最大負載壓力有關。

負載壓力較小的那一聯閥口壓差很大,壓損也很大,能量損失就很大。因此,負載在相同變化的前提下,新系統比舊系統泵的輸出壓力減小了,能耗也明顯降低了。

起重機變轉速變排量雙動力源泵閥協同電液系統原理如圖1所示。

圖1 變轉速變排量雙動力源雙執行元件泵閥協同液壓系統原理圖

起重機定轉速變排量泵閥協同電液系統原理如圖2所示。

圖2 定轉速變排量泵閥協同液壓系統原理圖

1.2 總體控制策略

起重機執行器共有3種工作模式,分述如下:

1)在單動作快速運動模式下,為減少系統的節流損失,控制主閥閥口全開,合流閥全開,雙動力源合流驅動單執行元件。筆者通過負載壓力反饋、泵容積效率和預設流量來計算出電液比例泵擺角,得出液壓泵實際輸出流量補償因負載變化引起的泵泄漏量,使系統流量維持穩定。

2)在單動作微動模式中,由于定轉速變排量系統小流量時,液壓泵擺角很小,系統動態響應比較慢。因此,系統采用流量分段控制的方法,小流量時,采用雙變量模式控制系統;大流量時,仍然采用定轉速變排量系統。筆者設定微動模式下的工作流量范圍在60 L/min～80 L/min,設定一個流量閾值70 L/min,當預設流量高于70 L/min時,電機設置轉速1 500 r/min保持不變,液壓泵通過PID實時調節斜盤擺角,實現壓力閉環控制目的,保持泵出口壓力比最大負載壓力高2 MPa;當預設流量低于70 L/min時,根據設定流量,按泵80%擺角工作點,計算該流量需求下電機的最小轉速點,將最小轉速點與通過PID控制器所得出的轉速相比較取較大值,得出電機轉速;液壓泵通過PID控制實時調節擺角大小,實現壓力閉環控制目的,保持泵出口壓力比最大負載壓力高2 MPa。

3)在復合動作模式狀態下,合流閥關閉,主閥閥口全開,節流損失很小,系統處于流量控制模式,其屬于泵控系統,雙泵通過合流閥分流,單獨泵源驅動每個執行元件,各聯的閥口壓差很小,能量損失也很小。已有的定轉速變排量泵閥協同液壓系統屬于閥控系統,節流損失較大,并且泵出口壓力與最大負載壓力有關。因此,負載壓力較小的那一聯閥口壓差很大,壓損就很大,能量損失也很大。變轉速變排量雙動力源系統通過負載壓力反饋和泵容積效率計算得出泵的實際所需流量,以此來補償因負載變化引起的泵泄漏。在此狀態下,通過調節單個動力源的相關參數來實時控制各執行元件速度,實現系統流量比例分流目的。

2 泵閥協同電液系統數學模型

2.1 永磁同步電機數學模型

為了減小轉子直徑,降低轉動慣量以及改善動態性能,永磁同步電動機采用了凸型轉子結構。在假設磁路未飽和、磁滯和渦流損耗無關以及空間磁場呈現正弦分布的條件下,采用轉子磁鏈定向控制。

永磁同步電動機在同步旋轉坐標系下的數學模型如下:

1)定子電壓方程:

(1)

(2)

2)電機輸出轉矩方程:

(3)

3)轉矩平衡方程:

(4)

式中:ud,uq為定子電壓,V;id,iq為定子電流,A;R為定子電阻,Ω;L為電感,H;ωrm為轉子角速度,rad/s;φr為永磁體產生的磁鏈,Wb;Te為電磁轉矩,N·m;TL為負載轉矩,N·m;np為極對數,null;Bf為阻尼系數,N·m·s;J為轉慣量,kg·m2。

2.2 泵泄漏數學模型

通過電液比例多路閥的流量方程如下:

(5)

(6)

式中:Cd為電液比例多路閥的流量系數,null;w1,w2為電液比例多路閥的面積梯度,m;ρ為液壓油密度,kg/m3;q1,q2為液壓缸兩腔的流量,m3/s;xv為電液比例多路閥閥芯開度,m;P1,P2為液壓缸兩腔的壓力,Pa;Ps為液壓泵出口壓力,Pa。

忽略液壓缸的外部泄漏,可知液壓缸的流量連續性方程如下式所示:

(7)

(8)

式中:q1,q2為進入液壓缸兩腔的流量,m3/s;A1,A2為液壓缸兩腔的作用面積,m2;xp為液壓缸的位移,m;Ctp為液壓缸的內泄系數,m3/(s/pa);P1,P2為液壓缸兩腔的壓力,Pa;V1,V2為液壓缸兩腔的容積,m3;βe為液壓油的體積彈性模量,Pa。

電液比例柱塞泵動態輸出壓力方程如下式所示:

(9)

式中:Ps為液壓泵的出口壓力,Pa;βe為液壓油的體積彈性模量,Pa;n為三相異步電機的轉速,rad/s;D為液壓泵的排量,m3/rad;up為電液比例泵的輸入信號,null;q1為液壓缸無桿腔的輸入流量,m3/s;Q1為電液比例泵的泄漏流量,m3/s。

滑靴與斜盤間泄漏量qs,以及配流盤與缸體配流端面之間的泄漏qv分別為:

(10)

(11)

式中:pc為柱塞泵殼體壓力,Pa;hv為配流副油膜間隙厚度,mm;hs為為滑靴副油膜間隙厚度,mm。

根據上述式(1)～式(11),筆者搭建了永磁同步電機、軸向柱塞變量泵和電液比例多路閥的仿真模型[15-19]。

3 電液系統元件模型

筆者以徐工XCT55t汽車起重機為基礎,建立了液壓起重機變轉速變排量雙動力源電液系統的AMESim和Simulink聯合仿真模型。

該系統由永磁同步電機、電液比例泵、比例多路閥、液壓缸和變幅機構組成。

3.1 永磁同步電機模型仿真分析

矢量控制技術的靈感來自于直流電動機的電樞電流與勵磁電流相互垂直的特點。筆者在同步旋轉坐標d-q中進行坐標變換,建立了永磁同步電動機的數學模型。在d-q坐標系中,可以通過控制電流的大小和方向來實現磁場和轉矩的解耦控制目的。通過解耦直軸和正交軸分量,可以獨立地控制磁場的大小和方向,以及電機的轉矩。這種控制方法使得控制過程更加靈活和可靠,提高了系統的性能和效率,控制性能與直流類似。

筆者比較了轉速指令與檢測到的電機轉速,經過轉速環PI控制器輸出交軸電流指令,同時將直軸電流設為零;然后將電流指令與反饋的id和iq進行比較,通過電流環PI控制器得到ud和uq;接著通過反Park變換獲得uα和uβ;最后,采用空間矢量脈寬調制(space vector pulse width modulation,SVPWM)算法輸出6個脈寬調制(pulse width modulation,PWM)波來驅動逆變器,從而產生頻率和振幅可變的三相正弦電壓,用來驅動電機旋轉。

永磁同步電機id=0矢量控制原理圖如圖3所示[20-22]。

圖3 永磁同步電機id=0矢量控制原理圖

筆者在Simulink中搭建了永磁同步電機的仿真模型,并且使用匯川電機ESMG1-31D20CD型號的參數進行設置。

永磁同步電機主要參數如表1所示。

表1 永磁同步電機主要參數表

筆者在Simulink中搭建的永磁同步電機仿真模型如圖4所示。

圖4 Simulink中搭建的永磁同步電機模型

負載轉矩初始設定為零,電機空載啟動,0.2 s時,負載轉矩加T=20 N·m;給定轉速初始給定為n=1 000 r/min,0.4 s時,加速至n=1 200 r/min。

永磁同步電機轉速、電磁轉矩仿真結果如圖5所示。

圖5 轉速、電磁轉矩仿真波形

從圖5仿真結果可以看到:電機啟動時的定子電流較大,電磁轉矩較大,響應速度快,電機能夠快速穩定地達到給定轉速,啟動時間為0.06 s,并且存在5.9%的超調,穩定后電機的轉速平穩;在0.2 s時,負載轉矩加至20 Nm,電機出現小幅度的轉速降落,轉速降落了27 r/min,即存在2.7%的轉速降落,恢復時間為0.025 s;當電機加速至1 200 r/min時,電機能夠快速穩定地調整轉速至1 200 r/min,系統存在著3.2%超調,調整時間為0.02 s。

3.2 電液比例泵泄漏模型

當負載變化時,電液比例泵泄漏量不同,泵出口流量不穩定,會導致執行器速度不穩定。

因此,筆者建立電液比例泵泄漏模型,分析電液比例泵泄漏量變化。筆者選擇L11VO115L電液比例柱塞泵作為變轉速變排量雙動力源泵閥協同液壓系統的動力源。該泵的單泵排量為115 mL/r,柱塞數目為9個,最大轉速為2 400 r/min。

電液比例泵的泄漏途徑有缸體和柱塞之間、滑履與斜盤之間、液壓缸和配流端面之間,以及電液比例泵變量機構動作所需的流量。另外,由于液壓系統中有降溫系統,則油液溫度波動范圍較小,對泄漏影響可以忽略不計。

單柱塞的泄漏模型如圖6所示。

圖6 電液比例泵單柱塞模型

在圖6中,有兩個固定的節流口,表示柱塞與缸體之間的泄漏以及柱塞滑履與斜盤之間發生的泄漏。柱塞與缸體之間的參數設置為0.000 185乘以壓差dp;同樣地,滑履與斜盤之間的泄露設定為為0.000 379乘以dp;在右側的f(x,y)函數中,設定為0.066 5×cos(y×PI/180)×sin(x×PI/180),柱塞的死體積設置為設為2 cm3。

圖中有兩個MOD,上面的是出油口,下面的是進油口。出油口的信號響應的偏移量為:180+360/nbpist,進油口為:360/nbpist。信號功能的ASCII文件中定義輸出為ASCII碼,每個柱塞有不同的意義,用于定義每個柱塞在吸油和排油時所轉過的角度。筆者將9個單柱塞進行封裝,建立包含9個柱塞在內的柱塞泵模型。

泵的液壓模型如圖7所示。

圖7 電液比例泵仿真模型

電液比例泵等流量曲線如圖8所示。

圖8 電液比例泵等流量曲線

圖8中的流量是由泵容積效率(電液比例泵的仿真結果所得出的)、所需實際流量與負載壓力之間的關系計算得出。

3.3 比例多路閥模型

筆者采用力士樂M7系列的抗流量飽和比例多路閥作為變轉速變排量雙動力源泵閥協同電液系統的控制閥,M7系列抗流量飽和負載敏感液壓系統比例多路閥用來控制壓力流量復合的液壓系統的控制閥。

對M7系列抗流量飽和負載敏感液壓系統比例多路閥進行拆解后,可以發現液壓油依次通過容積腔、一次節流口、壓力補償器、二次節流口,然后通過A口或B口進入執行機構。如果去掉壓力補償器,可以用一個容積腔來代替壓力補償器部分。

一次節流口是由6種12個U型槽組成的多級結構。在AMESim中沒有該元件,因此,筆者需要使用BASEN01模塊來計算閥芯位移與過流面積的函數關系曲線,并導出data文件;然后,使用生成的data文件,將其導入Bao9元件中,建立一次節流口模型。

過流面積計算模型如圖9所示。

圖9 過流面積計算模型

一次節流口過流面積與閥芯位移曲線如圖10所示。

圖10 過流面積與閥芯位移曲線

4 定轉速變排量液壓系統仿真模型搭建和試驗

4.1 液壓系統仿真模型搭建

筆者選用AMESim軟件搭建了定轉速變排量泵閥協同液壓系統仿真模型。該系統由比例多路閥、電液比例泵、變幅機構、液壓缸組成。

變轉速變排量雙動力源泵閥協同電液系統系統AMESim模型如圖11所示。

圖11 定轉速變排量泵閥協同液壓系統模型

4.2 液壓系統試驗平臺搭建

定轉速變排量泵閥協同液壓系統主要針對的是起重機的舉升過程,因此,可以選用比例溢流閥代替變幅機構,作為該試驗的加載裝置。

試驗平臺由電液比例泵A11vo115L、三項異步電機LMP-250M-4、力士樂M7系列比例多路閥(變幅聯)、三通比例減壓閥PPCD05-NG、比例溢流閥、油箱、壓力傳感器M5134-C2501X-050BG、控制器和管路等其他輔助元件組成。

試驗裝置參數如表2所示。

表2 試驗裝置參數

筆者在液壓泵型式試驗臺上搭建了定轉速變排量泵閥協同液壓系統試驗平臺,如圖12所示。

圖12 定轉速變排量泵閥協同系統試驗臺

4.3 液壓系統仿真與試驗分析

對于定轉速變排量泵閥協同液壓系統,筆者設置負載壓力逐漸增大。液壓泵最大出口壓力設為28 MPa,設定系統的目標流量分別為60 L/min、70 L/min。微動模式分為兩個階段:在第一階段,分別設定多路閥的閥口開度為4.5 mm、4.75 mm和4.9 mm,電液比例泵設定為壓力閉環模式,始終保持泵的出口壓力比負載壓力高1.5 MPa,實現負載敏感目的;而后,經過10 s后進入第二階段,根據手柄設定的流量,系統開始用流量補償器進行補償,此階段運行15 s。

定轉速變排量泵閥協同液壓系統的輸出流量、液壓泵出口壓力和負載壓力曲線如圖13所示。

圖13 定轉速變排量泵閥協同液壓系統仿真與試驗曲線

對圖13進行分析可知:給定不同的目標流量,系統最后均可穩定到目標流量值附近。而且,當負載壓力發生變化時,電液比例泵通過壓力閉環的調節,始終能跟隨負載壓力的變化而變化,實現負載敏感目的。同時,通過仿真曲線與試驗曲線的對比,基本驗證了仿真模型的準確性。

但是從仿真結果和實驗結果也可以看出:系統流量波動明顯,60 L/min時系統動態響應較慢。由于定轉速變排量系統小流量時,泵擺角響應較慢,而泵的動態響應比閥慢,使得泵閥之間協調性較低,系統流量控制精度較低;但可以間接驗證后續模型的正確性。因此,筆者提出變轉速變排量雙動力源泵閥協同液壓系統來進一步改善這種情況。

5 變轉速變排量電液系統模型

通過對力士樂M7系列多路閥的分析,筆者可以將壓力補償器從多向閥的各個環節上拆下。壓力傳感器放置在一次節流口的前后,以實時檢測前后的壓力;雙聯電液比例泵應更換為雙動力源;合流閥應放置在雙動力源的出口處,控制器直接調節電液比例泵的旋轉角度和同步電機的轉速;然后建立模型。

變轉速變排量雙動力源泵閥協同電液系統AMESim模型如圖14所示。

圖14 變轉速變排量雙動力源泵閥協同電液系統AMESim模型

5.1 單動作微動模式

針對變幅聯單動作微動模式仿真,筆者設置起始角度為0°,臂架質量為11 500 kg,液壓泵最大出口壓力為28 MPa。此時,合流閥全開,其中一個動力源卸荷,另一個動力源正常工作,系統處于壓力控制模式,流量進行分段控制,設定流量閾值70 L/min。

當預設流量大于等于70 L//min時,系統設置為定轉速變排量,電機轉速設置為1 500 r/min,通過PID控制器對泵的擺角進行控制,使得泵的出口壓力始終比最高負載的壓力高出一個固定值2 MPa,以實現對負載的敏感控制目的;當預設流量低于70 L/min時,根據設定流量,按泵80%擺角工作點,計算該流量需求下電機的最小轉速點,將最小轉速點與通過PID控制器所得出的轉速相比較,取較大值,得出電機轉速;液壓泵擺角繼續用PID控制器作為壓力閉環控制,泵擺角在80%上下波動。

單動作微動模式下系統輸出流量80 L/min時,流量、閥口壓差對比如圖15所示。

圖15 預設流量80 L/min時的新舊系統流量、閥口壓差

從圖15結果對比分析可知:變轉速變排量雙動力源泵閥協同電液系統的仿真模型曲線與定轉速變排量泵閥協同液壓系統相比,仿真模型流量曲線可以達到80 L/min的預設值,泵出口壓力也可以保持在高于負載壓力2 MPa,說明該變轉速變排量雙動力源泵閥協同電液系統可以將閥前后壓差保持在預設值;并且從仿真結果可以看出,新系統輸出流量比舊系統輸出流量的控制精度優化了4.67%。

單動作微動模式下系統輸出流量60 L/min時,流量、閥口壓差對比如圖16所示。

圖16 預設流量60 L/min時新舊系統流量、閥口壓差

從圖16可以看出:采用雙變量控制模式,系統的動態響應、流量分辨率都進一步地提高了。由于定轉速變排量系統小流量時,液壓泵擺角很小,系統動態響應比較慢。因此,進行流量分段控制,小流量時,采用雙變量模式控制系統,系統動態響應加快,且泵閥協調性提高,流量分辨率上升。

通過結果對比分析可知:變轉速變排量雙動力源泵閥協同電液系統的仿真模型曲線與定轉速變排量泵閥協同液壓系統相比,仿真模型流量曲線基本可以穩定在60 L/min的預設值,泵出口壓力也可以保持在高于負載壓力2 MPa。

以上結果說明,變轉速變排量雙動力源泵閥協同電液系統可以將閥前后壓差保持在預設值;并且從仿真結果可以看出,新系統輸出流量比舊系統輸出流量的控制精度優化了14.76%,系統動態響應時間減少了0.12 s。

5.2 單動作快速運動模式

在單動作快速運動模式中,筆者設置變幅聯2 MPa到20 MPa的階躍信號為模擬負載,階躍時間為5 s,仿真時間設置為10 s;控制主閥先導壓力為2 MPa,使主閥閥口全開,液壓泵轉速為1 500 r/min。合流閥全開,雙動力源合流控制單執行元件;通過控制雙電液動力源參數來補償因負載變化引起的泵泄漏量。由于負載變化很大,舊系統單純用手柄控制流量變化是很大的,泄漏補償后,新系統的整個流量曲線變化是均勻的。

液壓泵輸出流量、泵出口壓力曲線如圖17所示。

圖17 新舊系統輸出流量、泵出口壓力

從圖17可以看出:由于負載變化很大,舊系統單純用手柄控制流量變化是很大的;而新系統通過控制雙電液動力源參數來補償因負載變化引起的泵泄漏量,泄漏補償后,新系統的整個流量曲線變化減小。

液壓泵輸出功率、輸出能量曲線如圖18所示。

圖18 新舊系統輸出功率、輸出能量

從圖18可以看出:由于系統主閥閥口全開,閥口壓差很小,減小了節流損失,使新系統能耗降低。

由仿真結果可知:在2 s負載突變時,新系統比舊系統流量變化減小了6.21%,系統消耗能量降低了13.94 kJ,滿足該執行元件快速運動時的流量需求。

5.3 復合快速運動模式

對于復合快速運動模式的仿真,筆者設置變幅聯2 MPa到20 MPa的階躍信號為模擬負載,卷揚聯1 MPa到10 MPa的階躍信號為模擬負載,階躍時間均為5 s,仿真時間為10 s;設置卷揚聯主閥的先導壓力為2 MPa,變幅聯主閥的先導壓力為1.9 MPa,使主閥閥口全開,液壓泵轉速為1 500 r/min,液壓泵最大出口壓力為28 MPa。

變幅聯系統的輸出流量、液壓泵出口壓力如圖19所示。

圖19 變幅聯系統輸出流量、泵出口壓力

卷揚聯系統的輸出流量、液壓泵出口壓力如圖20所示。

圖20 卷揚聯系統輸出流量、泵出口壓力

從圖19、圖20可以看出:由于變幅聯和卷揚聯負載變化較大,系統泄漏補償后,新系統的整個流量曲線變化明顯減小。

液壓泵輸出功率、輸出能量曲線如圖21所示。

圖21 新舊系統輸出功率、輸出能量

從圖21可以看出:各聯的能耗有顯著減小。此時,由于新系統合流閥關閉,系統處于流量控制模式,其屬于泵控系統,雙泵通過合流閥分流實現系統比例分流的目的;單獨泵源驅動每個執行元件,主閥閥口全開,各聯的閥口壓差很小,減小了通過閥口開度來實現比例分流帶來的壓力損失,使系統能耗降低。舊系統雙泵合流通過閥口開度來實現比例分流,其屬于閥控系統,節流損失較大,并且泵出口壓力隨著最大負載壓力變化。因此,負載壓力較小的那一聯閥口壓差會很大,節流損失很大,能量損失也很大。在負載變化相同的前提下,新系統比舊系統泵的輸出壓力減小了,泄漏量也減小了。

通過仿真結果表明:在5 s負載突變時,變幅聯新系統比舊系統流量變化減小了2.08%,卷揚聯新系統比舊系統流量變化減小了4.49%,新系統消耗能量降低了50.31 kJ,閥口壓差顯著減小。

6 結束語

筆者以起重機泵閥協同壓力流量復合控制系統為研究對象,搭建了變轉速變排量雙動力源泵閥協同液壓系統仿真模型,并進行了仿真分析;通過對定轉速變排量泵閥協同液壓系統試驗結果的分析,間接驗證了變轉速變排量雙動力源泵閥協同液壓系統仿真模型的正確性,給起重機的流量控制系統提供了新的參考。

研究結論如下:

1)相較于泵閥協同壓力流量復合控制系統,變轉速變排量雙動力源液壓系統具有可以實時調節轉速和排量的特性,使新系統在微動模式下控制精度優化了14.76%,動態響應時間價減少了0.12 s;

2)變轉速變排量雙動力源液壓系統在單動作快速運動模式和復合快速運動模式下,系統處于流量控制模式,其屬于泵控系統,閥口全開,減少了節流損失,利用負載壓力反饋和泵容積效率,計算出泵實際出口流量,補償了因負載變化而引起的泵泄漏,使得泵出口流量能夠滿足負載快速動作時的流量需求。并且在復合快速運動模式下,通過雙動力源分流實現了系統比例分流的目的,減小了通過閥口開度來實現比例分流帶來的壓力損失,使系統能耗降低了約50.31 kJ。

在后續的研究中,筆者將對變轉速變排量泵閥協同液壓系統進行試驗,進一步驗證該泵閥協同液壓系統的有效性。