劉鑫明，梁向京

(中南大學(xué)機電工程學(xué)院，湖南長沙 410083)

0 引言

在起升機械、液壓絞車以及工程機械等液壓系統(tǒng)應(yīng)用中，經(jīng)常會出現(xiàn)負載力方向與負載運動方向一致的情況，此種負載被稱為超越負載。文獻［1－2］研究了超越負載的液壓平衡方法，提出了常見液壓平衡對策;劉幫才［3］給出了解決起升系統(tǒng)超越下降工況存在的下降抖動和二次下滑現(xiàn)象的方法;Andersen［4］研究不同工況下，執(zhí)行器速度和系統(tǒng)壓力的控制方法，提出了在超越負載情況下，執(zhí)行器速度閉環(huán)控制并監(jiān)測進口壓力防止產(chǎn)生氣穴的壓力調(diào)節(jié)方法。以上研究并沒有涉及到負載口獨立閥口技術(shù);負載口獨立技術(shù)采用雙閥芯結(jié)構(gòu)實現(xiàn)進油側(cè)調(diào)流量、出油側(cè)調(diào)壓力，可以解決傳統(tǒng)多路閥的單閥芯進出口聯(lián)動調(diào)節(jié)、出油口靠平衡閥或單向節(jié)流閥形成背壓而帶來的靈活性差的問題。在超越負載工況下能保證執(zhí)行器速度的穩(wěn)態(tài)控制精度和抗干擾能力，甚至可以省去傳統(tǒng)的平衡閥，簡化了機械結(jié)構(gòu)［5］。

綜合上述研究方法的優(yōu)點，提出超越負載工況下，基于負載口獨立技術(shù)的壓力流量控制策越，來提高負載口獨立控制系統(tǒng)的速度穩(wěn)定性。

1 系統(tǒng)組成及執(zhí)行機構(gòu)控制策略

較典型的負載口獨立方向閥控制系統(tǒng)如圖1所示，該系統(tǒng)由液壓泵1、電液比例溢流閥2、電液比例方向閥3和4、液壓缸5、控制器6組成，其中閥3和閥4組成負載口獨立方向閥，用于控制執(zhí)行器的速度和壓力，閥2用于調(diào)節(jié)泵出口壓力。

圖1 負載口獨立方向閥控制系統(tǒng)原理圖

1．1 計算流量反饋控制策略

為了實現(xiàn)通過閥芯的流量不受負載變化的影響提出了計算流量反饋控制方法［6］。如圖2所示，控制器給出流量值Q，根據(jù)實時檢測到的閥口壓差計算得到理論閥芯位移，同時通過位移傳感器實時檢測實際閥芯位移xv，通過計算得到流量Q*，將Q*與Q進行對比，并采用調(diào)節(jié)器g(Δq)構(gòu)成流量閉環(huán)，輸出閥芯位移xv0，從而達到閉環(huán)控制的目的。

圖2 采用計算流量反饋的流量控制方法結(jié)構(gòu)框圖

1．2 壓力控制策略

壓力控制是控制執(zhí)行器進油側(cè)和出油側(cè)壓力，使其維持在一個比較理想的值，避免執(zhí)行機構(gòu)產(chǎn)生沖擊。筆者采用對壓力進行計算的方式，控制器根據(jù)手柄輸入信號，計算得出閥芯出口或者入口的控制壓力P，然后根據(jù)擬合得到流量系數(shù)與閥芯位移xv之間的函數(shù)關(guān)系式Cd(xv)，以及過流面積與閥芯位移的函數(shù)關(guān)系A(chǔ)(xv)，根據(jù)控制器給出的流量信號計算得出閥芯的理論位移x'v;同時通過壓力傳感器實時檢測閥芯出口或者入口的壓力，并反饋給控制器，形成閉環(huán)反饋控制，壓力反饋控制策略示意圖如圖3所示。

圖3 壓力反饋控制策略示意圖

1．3超越負載執(zhí)行機構(gòu)控制策略

如圖4(a)所示，對無桿腔的控制閥芯采用壓力控制策略，對有桿腔控制閥芯采用流量控制的策略，對應(yīng)的控制過程如圖4(b)所示。在工作過程中由于所受負載力與運動方向相同，液壓缸的無桿腔會產(chǎn)生吸空現(xiàn)象，檢測無桿腔的壓力，當(dāng)其壓力過低時，可以通過控制器的處理，確定需要減小回油側(cè)控制閥的閥芯開度值?；赜蛡?cè)控制閥閥芯開度減小，液壓缸有桿腔壓力增加，由液壓缸的力平衡方程可知，液壓缸的無桿腔壓力也增加，從而避免了吸空現(xiàn)象的產(chǎn)生。

圖4 超越伸出及控制策略

超越縮回工況如圖5(a)所示，對有桿腔的閥芯采用壓力控制策略，使該側(cè)壓力維持在一個較低的值，不會因為壓力過低而引起空穴現(xiàn)象和因負載變化而引起的液壓沖擊或系統(tǒng)抖動，并降低泵出口和有桿腔入口壓差損失，對無桿腔的閥芯采用流量控制的策略，用來控制液壓缸的運動速度，對應(yīng)的控制過程如圖5(b)。

圖5 超越縮回及控制策略

2 仿真模型及控制器設(shè)計

2．1 仿真模型

針對研究的系統(tǒng)，假設(shè)不考慮液壓閥和管道的泄漏和阻尼，建立各元件仿真模型。

定量泵模型為:

式中:Qs為液壓泵輸出流量;n為泵的轉(zhuǎn)速;V為泵的排量;k為泄漏系數(shù);Ps為泵出口壓力。比例溢流閥模型為:

式中:Qr為溢流閥流量;i為輸入溢流閥的控制信號;ie為溢流閥額定電流;Pcrack為溢流閥開啟壓力;kgrad為溢流閥流量梯度;

比例方向閥模型為:

式中:xvn為閥芯位移;kn為放大系數(shù);in為輸入電液

式中:Q3、Q4為流過閥 3、閥 4 的流量;Δp3、Δp4為閥3、閥4的壓差;xv3、xv4為閥3、閥4的閥芯位移。

液壓缸無桿腔、有桿腔、泵出口壓力腔的容腔流量連續(xù)性方程分別為:

式中:V1、V2、V3為液壓缸無桿腔、有桿腔和系統(tǒng)泵出口壓力腔的容腔體積;βe為液壓彈性模量;p1、p2為液壓缸無桿腔和有桿腔壓力;A1、A2為液壓缸無桿腔和有桿腔作用面積;x·為活塞桿速度。活塞桿力平衡方程為:

式中:m為活塞及負載質(zhì)量;FL為外負載;b為阻尼系數(shù);kh為彈性負載剛度。

2．2 超越伸出控制器

比例方向閥4控制液壓缸無桿腔壓力，比例方向閥3控制液壓缸活塞桿速度，溢流閥模擬其他聯(lián)負載壓力情況。通過比例方向閥3的流量和位移的動態(tài)響應(yīng)分別為:

比例方向閥4理想的閥芯控制位移為:

泵出口平衡壓力為:

式中:pndit為最大負載決定的系統(tǒng)壓力。

2．3 超越縮回控制器

比例方向閥4控制液壓缸活塞桿速度，比例方向閥3控制液壓缸有桿腔壓力，溢流閥控制泵出口壓力，高出最高負載聯(lián)壓力Δp。通過比例方向閥4的流量和比例方向閥4位移的動態(tài)響應(yīng)分別為:

比例方向閥3理想的閥芯控制位移為:

泵出口平衡壓力為:

3 仿真及結(jié)果分析

在AMEsim中建立負載口獨立閥的主閥仿真模型，并通過 simulink建立系統(tǒng)的控制模型，采用AMESim軟件與simulink軟件聯(lián)合仿真的方法進行仿真，仿真參數(shù)見參考文獻［7］。在AMEsim中建立負載口獨立控制系統(tǒng)仿真模型，仿真原理圖如圖6。

輸入的速度控制信號V如圖7所示，液壓缸的活塞桿初始輸入速度為0．1 m/s，在1 s時階躍到0．2 m/s。同時液壓缸負載為超越負載，在3 s時負載從初始的－5000 N突變到－2000 N。

圖6 負載口獨立控制系統(tǒng)仿真原理圖

圖7 輸入控制信號

液壓缸活塞桿速度實際響應(yīng)情況如圖8。從圖8可看出，負載口獨立控制系統(tǒng)具有快速的調(diào)節(jié)性能，而且在負載突變的情況下，仍能保持速度的穩(wěn)定，而相對于傳統(tǒng)的負載敏感系統(tǒng)，在負載突變的情況下，速度趨于不穩(wěn)定［7］。

液壓泵和液壓缸大腔的壓力情況如圖9所示，可看出，負載口獨立控制系統(tǒng)泵出口壓力和液壓缸大腔壓力在很短的時間內(nèi)達到穩(wěn)定值，而且在超越負載較大的情況下，該系統(tǒng)都能夠維持系統(tǒng)穩(wěn)定，而傳統(tǒng)的負載敏感系統(tǒng)，液壓缸大腔出現(xiàn)了吸空現(xiàn)象，活塞桿速度變得不可控［7］。

比例方向閥的控制信號;ζ為阻尼比;ωn為固有頻率。標的有效實現(xiàn)。

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