單雙泵控混合分布式挖掘機液壓系統性能分析

張樹忠,劉 意,鄭祥盤,張雪峰

(1.福建理工大學 福建省智能加工技術及裝備重點實驗室,福建 福州 350108;2.閩江學院 福建省教育廳先進運動控制重點實驗室,福建 福州 350108)

引言

液壓挖掘機作為一種重型工程機械,廣泛應用于建筑、礦山、道路建設和農業等領域。目前的液壓挖掘機大都采用閥控液壓系統,這種系統存在能量損失大、結構復雜、噪聲和振動大等缺點[1]。隨著電控和變頻技術的發展,一種新型泵控液壓系統備受關注[2]。差動液壓缸是目前液壓系統使用最為廣泛的執行器,解決其兩腔面積不對稱引起的流量不平衡和多象限切換導致的速度波動成為兩大主要問題。

針對兩腔面積不對稱引起的流量不平衡問題,IVANTYSYNOVA M[3]首先提出采用2個液控單向閥對兩腔進行補放油;權龍等[4-5]根據進出口獨立控制思路提出了6種不同的控制方案,包括多泵組合以及單泵與蓄能器組合等;景健等[6]從泵的排量角度著手,提出了一種三配流口泵控差動缸方案。

針對多象限切換導致的速度波動問題,葛磊等[7]對采用液控單向閥的泵控差動缸系統展開分析,受兩腔壓力變化的影響,均會產生速度波動;黃豪杰[8]對單電機控制定量泵的液壓缸負載力方向突變引起的速度波動問題進行分析,在覆蓋四象限的挖掘機挖掘過程中,當負載力方向改變時,均會產生不同程度的波動情況;IMAM A等[9]對比了多個流量補償閥對泵控差動缸系統的影響,采用比例溢流閥提高補償系統壓力,避免速度波動;WANG L等[10]提出采用一種基于奇異點攝動理論,有效抑制多象限情況下的速度波動情況;CALISKAN H等[11]設計了新的補油閥,降低了泵速與差動缸速度之間的變壓比,有效的避免了速度波動;WILLIAMSON C等[12]提出一種預測觀測器,對雙腔壓力的提前觀測,通過試驗和仿真驗證可以有效抑制速度波動;張樹忠等[13]提出采用加入速度前饋和雙泵控雙腔的系統方案,采用速度開環或閉環控制,均可以消除速度波動。

根據液壓缸負載力和速度方向的不同,將系統分為四象限工況。挖掘機動臂主要受工作裝置和負載力的作用,工況單一;斗桿及鏟斗則存在四象限工況切換,若采用單泵控液壓系統,液控單向閥不能穩定平衡兩側的流量差。對此,本研究提出一種單雙泵混合分布式泵控挖掘機液壓系統,動臂采用單泵控液壓系統,而斗桿及鏟斗采用雙泵并聯式泵控液壓系統。

1 系統結構和四象限工況原理

1.1 單泵控液壓系統

單泵控液壓系統主要由伺服電動機/發電機、雙向定量泵/馬達、蓄能器、一對用于低壓側補油的液控單向閥、一對用于限定系統最高壓力的溢流閥以及差動液壓缸組成,如圖1所示。

1.蓄能器 2.伺服電機 3.雙向定量泵/馬達 4.液控單向閥 5.溢流閥 6.差動缸

根據差動液壓缸所受負載力和運動情況,可將泵控系統分為泵工況和馬達工況。忽略液壓缸泄漏,假設雙向定量泵/馬達分別處于馬達工況和泵工況時泄漏量相同,對單泵控差動缸液壓系統進行原理分析,其速度-負載特性如圖2所示。

圖2 速度-負載特性

液壓缸活塞桿伸出過程(Ⅰ和Ⅱ象限)或活塞桿縮回過程(Ⅲ和Ⅳ象限)中,由于工作裝置姿態的變化,造成負載力方向改變,液壓缸高壓腔也發生改變。由于差動缸兩腔有效面積不相等,不僅造成液壓缸速度發生突變,產生速度波動;而且由于高壓腔與低壓腔壓力接近,造成2個液壓控單向閥頻繁逆向開啟,影響系統穩定性。假設,負載力方向發生變化,而泵/馬達角速度不變的情況下,則液壓缸速度比為:

(1)

式中,Ds——泵/馬達排量

ω——泵/馬達角速度

qL——泵/馬達泄漏流量

vi——液壓缸不同象限下的速度,i為Ⅰ,Ⅱ,Ⅲ,Ⅳ

A1——液壓缸大腔有效面積

A2——液壓缸小腔有效面積

由于泵/馬達泄漏量相對較小,在泵工況與馬達工況切換時可忽略其對速度變化的影響,若A2/A1≈0.64(差動缸桿徑為30 mm,缸徑為50 mm),則速度波動率(1-α)約為36%。因此,采用單泵控液壓系統,在四象限循環工況切換時,并不能很好的解決差動缸流量補償問題。

1.2 雙泵并聯式泵控液壓系統

為解決液壓執行器在伸出或縮回過程中由于負載力方向改變導致泵/馬達工況切換造成速度大幅度波動問題,可用雙泵并聯式泵控差動缸方案,其原理如圖3所示。該方案在原有雙向定量泵3.1的基礎上,在電機傳動軸上并聯一個排量較小的單向定量泵3.2(液壓缸伸出時給大腔補油;液壓缸縮回時給大腔排油),并將液控單向閥改為普通單向閥。

1.蓄能器 2.伺服電機 3.雙向定量泵 4.單向閥 5.溢流閥 6.差動缸 7.聯軸器

忽略液壓泵和液壓缸泄漏,對液壓缸活塞桿伸出和縮回過程中工況變化進行分析。當液壓缸伸出時,液壓缸伸出速度ve和泵角速度ω的關系為:

ve=ω(D1+D2)/A1=ωD1/A2

(2)

式中,D1——雙向定量泵排量

D2——單向定量泵排量

當液壓缸縮回時,液壓缸縮回速度vr和泵角速度ω的關系為:

vr=ωD1/A2

(3)

由式(2)和式(3)可知,當速度方向不變時,無論負載力的方向是否變化,活塞速度與泵/馬達角速度之比不變,即該雙泵并聯式泵控液壓系統較單泵控液壓系統能更有效的實現非對稱液壓缸的流量補償,具有更好的速度控制性能。

1.3 單雙泵控混合分布式挖掘機液壓系統

綜上所述,單泵控液壓系統適用于二象限工況,而并聯泵控系統適用于四象限工況。為此,考慮挖掘機各液壓缸速度-負載特性,提出一種單雙泵控混合分布式挖掘機液壓系統,其原理如圖4所示。該系統中二象限工況的動臂采用單泵控液壓系統,四象限工況的斗桿及鏟斗采用雙泵并聯式泵控液壓系統。

圖4 單雙泵控混合分布式挖掘機液壓系統

2 建模與參數匹配

2.1 動力學模型

對實驗室1 t級微型挖掘機進行拆卸、稱重得到挖掘機各零部件質量和重心,運用三維坐標掃描儀對其進行掃描,結合逆向工程和正向設計得到各零部件三維模型,并裝配得到挖掘機模型。對泵控單元進行建立三維模型,主要包括蓄能器、電機、泵/馬達及閥組等元件,并將3個泵控單元分別搭載于動臂、斗桿結構件相關裝配位置。最后,將三維模型導入MATLAB/Simscape中,建立如圖5所示的挖掘機機械結構多體動力學模型[14]。

圖5 混合分布式泵控挖掘機多體動力學模型

泵控單元各組件的主要參數和質量,如表1所示?？紤]輔助元件的質量,每個泵控單元質量約20 kg。

表1 挖掘機各泵控單元各元件參數

2.2 液壓系統模型

在Simulink中分別建立單泵控液壓系統和雙泵并聯式泵控液壓系統模型[15],如圖6和圖7所示,并與挖掘機動力學模型聯合,為后續仿真分析做準備。

圖6 單泵控液壓系統

圖7 雙泵并聯式泵控液壓系統

3 仿真分析

3.1 典型挖掘循環

為合理模擬挖掘機工作過程,建立了一個基于JCMAS (日本建筑機械化協會標準) 的空鏟挖掘循環作為模型的輸入。該循環包括下降→挖掘→提升→放鏟→回位,時間為22 s,其中動臂、斗桿以及鏟斗的液壓缸位置曲線和速度曲線,如圖8所示。

圖8 挖掘機典型工作循環下的位置、速度信號

3.2 兩種結構在動臂上的能耗對比

為分析對比單泵控和雙泵并聯式泵控液壓系統在動臂上的能耗情況,開展仿真研究。仿真中,雖然兩種結構泵個數不同,但總排量一致,故采用同一組PID參數。在不考慮能量回收的情況下,根據表2中的公式來計算電機、泵/馬達、液壓缸的功率能耗。

表2 功率能耗計算公式

計算結果如圖9和表3所示,可知兩種結構在動臂上的能耗和效率幾乎相當?？紤]安裝成本和復雜性,則動臂采用單泵控液壓系統更為合理。

表3 能耗效率

圖9 兩種結構在動臂上的能耗對比

3.3 單雙泵混合分布式挖掘機性能分析

1) PID控制

采用PID位置控制對考慮各泵控單元質量的挖掘機進行仿真分析。仿真中,動臂、斗桿及鏟斗的PID參數如表4所示。

表4 PID參數

2) 位移/速度跟蹤特性

以JCMAS典型挖掘循環為輸入,通過仿真得到如圖10所示的位置跟蹤曲線和圖11的跟蹤誤差曲線。可知,由于系統的非線性影響,位置跟蹤存在延遲,但整體穩定性良好。此外,動臂受到單泵控液壓系統以及作用力大的影響,誤差相對略大。

圖10 動臂、斗桿及鏟斗的位置跟蹤曲線

圖11 動臂、斗桿及鏟斗跟蹤誤差

由圖12所示的動臂、斗桿及鏟斗速度動態性能可知,在四象限工況運行的斗桿中,雙泵并聯式液壓系統能有效的減少速度的波動且響應更快。

圖12 動臂、斗桿及鏟斗的速度動態性能

3) 功率與能耗對比

根據表2中的公式進行計算,得到如圖13所示的單雙泵控混合分布式挖掘機總能耗和如圖14所示的3個工作裝置在系統中的能耗占比情況,可知系統總能耗為4.1 kJ,其中動臂、斗桿及鏟斗的能耗占比分別為32%,23%及7%,系統總效率為62%。

圖13 電機、泵及液壓缸總能耗

圖14 能耗分布圖

4 結論

基于工作裝置各液壓缸的速度負載特性,結合單泵控液壓系統和雙泵并聯式泵控液壓系統的速度性能分析,設計了一種單雙泵混合分布式泵控挖掘機液壓系統,通過仿真研究,結果表明:

(1) 雙泵并聯式比單泵控式系統效率略低1.2%,但并聯泵控系統在負載力突變時,幾乎不產生速度波動,具有良好的速度控制性能。

(2) 在一個典型挖掘循環下,所提出的分布式泵系統總能耗為4.1 kJ,總效率為62%。