梁濤,張曉剛,權龍,趙二輝

(太原理工大學新型傳感器與智能控制教育部和山西省重點試驗室,030024,太原)

液壓控制系統(tǒng)功重比高、輸出力大,廣泛應用于液壓挖掘機、裝載機、航空飛機等重大裝備當中[1-3],全球各類裝備保有量巨大,僅以工程作業(yè)裝備為例,截至2020年保有量達900多萬臺。其中,閥控液壓系統(tǒng)采用液壓閥控制執(zhí)行器運行,具有功率密度大、操控性好、控制精度高等優(yōu)點,已成為應用最為廣泛的液壓控制系統(tǒng),典型系統(tǒng)有負載敏感系統(tǒng)[4]、正流量控制系統(tǒng)[5]、負流量控制系統(tǒng)等[6]。存在的問題是系統(tǒng)能效過低,大量能量因節(jié)流作用轉換為熱能耗散,導致系統(tǒng)平均能效僅為22%[7],并且為防止油液溫度過高,還需額外添加冷卻裝置進行散熱,進一步增大了系統(tǒng)裝機功率和能耗[8]。在全球環(huán)境和能源保護意識不斷增強的背景下,亟需提高工程作業(yè)裝備能效。為此,楊華勇等取消傳統(tǒng)負載敏感系統(tǒng)壓力反饋回路,設計了電液流量匹配系統(tǒng),通過同步控制電比例閥和電比例泵,改善了系統(tǒng)的動態(tài)特性和能耗特性[9];徐兵等在此基礎上研究了帶旁路壓力補償的電液流量匹配系統(tǒng),通過在泵出口設置旁通壓力補償閥進行卸荷,解決了泵閥不協(xié)同造成的壓力飛升問題[10];程敏等通過設計流量/壓力復合控制策略來提高流量匹配精度,消除了過流匹配造成的能量損失[11];Eriksson等則以輪式裝載機為對象,對電液流量匹配系統(tǒng)能效進行了研究,較負載敏感系統(tǒng)節(jié)能8%[12];王翔宇等將電液流量匹配系統(tǒng)應用于裝載機轉向系統(tǒng),有效降低了轉向過程中的節(jié)流損失,并消除了待機能耗[13]。同時,許多學者嘗試采用進出口獨立控制技術來降低工程作業(yè)裝備能耗,權龍等采用兩個比例方向閥構成進出口控制系統(tǒng),將液壓挖掘機系統(tǒng)能效提高至46.3%[14];姚靜等將進出口獨立控制技術和多級壓力源技術結合,通過切換不同等級壓力源與負載匹配,進一步降低了系統(tǒng)能耗[15];Lübbert等對進出口獨立控制系統(tǒng)進行了改進,實現(xiàn)了不同模式平穩(wěn)切換,并較單閥控系統(tǒng)降低能耗36%[16]。

為從根本上消除系統(tǒng)節(jié)流損失,理想的方案是泵控液壓系統(tǒng),采用液壓泵直接控制執(zhí)行器運行,相比閥控系統(tǒng)不僅可降低能耗40%[17],而且消除了因節(jié)流作用引起發(fā)熱[18]。鑒于泵控液壓系統(tǒng)在航空航天等領域取得成功應用[19],使得在工程作業(yè)裝備的應用成為近年來的研究熱點。Ivantysynova等提出采用液控單向閥補償非對稱液壓缸不對稱流量的方案,結合混合動力技術,相比負載敏感系統(tǒng)挖掘機減少燃油消耗達52%[20];Qu等進一步在液壓缸兩腔間增設電比例閥,擴大了執(zhí)行器的調速范圍[21]。葛磊等設計了非對稱液壓泵直接匹配非對稱液壓缸面積差,并集成執(zhí)行器動勢能回收功能,相比進出口獨立控制系統(tǒng)節(jié)能達75%[22-23]。Minav等采用伺服電機驅動雙定量泵對非對稱液壓缸兩腔進行控制[24],張樹忠等在此方案上采用低壓蓄能器代替油箱,解決了液壓挖掘機斗桿四象限運行時的速度波動問題[25]。

目前,閥控液壓系統(tǒng)雖然有效減小了壓力補償器和控制閥節(jié)流損失,然而對于多執(zhí)行器系統(tǒng)載荷差異造成的額外節(jié)流損失,始終沒能找到有效的解決方案。此外,泵控單執(zhí)行器系統(tǒng)研究雖已較為深入,但是泵控多執(zhí)行器系統(tǒng)僅僅是單執(zhí)行器回路的簡單疊加,各執(zhí)行器動力源需按峰值功率配置,嚴重增加了系統(tǒng)總裝機功率和成本。為了兼具閥控系統(tǒng)高功率密度和泵控系統(tǒng)高能量密度的優(yōu)點,本文提出一種泵閥雙源協(xié)同驅動多執(zhí)行器系統(tǒng),并設計了極低壓損控制策略,對系統(tǒng)的運行特性和能量特性進行研究分析。

1 系統(tǒng)原理

圖1所示為泵閥雙源協(xié)同驅動多執(zhí)行器系統(tǒng)原理圖,包括電控變量泵、溢流閥、泵控單元、閥控單元、補油單元和非對稱液壓缸等,其中閥控單元由壓力補償器、主控閥和開關閥組成,泵控單元由伺服電機驅動定量泵組成,補油單元由小排量定量泵、蓄能器和補油單向閥組成。泵控單元用于控制液壓缸運行速度,閥控單元則用于補償泵控單元所需的不對稱流量,同時提升泵控單元驅動功率。由于設置集中式大功率電控變量泵作為各閥控單元動力源,同時提升了各泵控單元驅動功率,各泵控單元無需按照執(zhí)行器峰值功率進行配置,因此相比現(xiàn)有泵控多執(zhí)行器系統(tǒng),大幅降低了系統(tǒng)裝機功率、安裝體積和成本。當多個液壓缸同時運行并存在負載差異,采用泵控單元進行調控,使各液壓缸驅動腔壓力相等,減小輕載執(zhí)行器壓力補償器壓損,從而消除載荷差異引起的節(jié)流損失。此外,設置小流量補油系統(tǒng),補償系統(tǒng)泄漏和泵控與閥控單元之間不匹配流量,同時對各個液壓缸進行預壓緊。

2 系統(tǒng)控制策略及能效對比分析

2.1 電液流量匹配系統(tǒng)

為了便于對比研究,給出如圖2所示電液流量匹配系統(tǒng)原理,包括電控變量泵、主控制閥、閥前壓力補償器、非對稱液壓缸等。

2.1.1 控制策略 如圖2所示,控制器發(fā)出信號ui同步主控閥和電控變量泵,來實現(xiàn)泵閥之間的流量匹配。由于采用帶閥前壓力補償器的主控閥控制執(zhí)行器運行,則根據壓力補償器設定壓力和主控閥流量特性,主控閥需求流量為

(1)

式中:qi為主控閥i(i=1,2)需求流量;ui為主控閥i控制信號;A(ui)為主控閥i開口面積;Cd為流量系數;ρ為油液密度;Δpi為主控閥i進油路壓差;pe為壓力補償器設定壓力。

考慮系統(tǒng)壓力對液壓泵輸出流量的影響,則通過流量前饋方式確定電控變量泵排量為

(2)

式中:kl為電控變量泵泄漏系數;n0為電控變量泵轉速;ps為電控變量泵出口壓力。

2.1.2 能效分析 假設液壓缸1為重載執(zhí)行器,液壓缸2為輕載執(zhí)行器,且泵輸出流量未飽和。令補償器1全開,則補償器2需減小開口,才能保持主控閥壓差等于補償器設定壓力。此時,補償器壓力損失為

Δpc1=pc

(3)

Δpc2=pc+(pA1-pA2)

(4)

式中:Δpc1、Δpc2為壓力補償器1、2壓損;pc為壓力補償器全開時壓損;pA1、pA2為液壓缸1、2無桿腔壓力。

液壓缸背腔壓力較小忽略不計,則系統(tǒng)因節(jié)流作用造成的功率損失為

Ploss=q1pe+q1pc+q2pe+q2pc+q2(pA1-pA2)

(5)

可以看出由于執(zhí)行器載荷差異導致各驅動腔壓力不同,因此使輕載壓力補償器2壓損和系統(tǒng)節(jié)流損失額外附加了載荷差異相關項(pA1-pA2)。

忽略在液壓管路造成的沿程壓力損失,則電控變量泵出口壓力為

ps=pA1+pe+Δpc1=pA2+pe+Δpc2

(6)

電液流量匹配系統(tǒng)輸出功率為

Ph=Pv1+Pv2+Ploss=

pA1q1+pA2q2+Ploss

(7)

2.2 泵閥雙源協(xié)同驅動多執(zhí)行器系統(tǒng)

如圖3所示為泵閥雙源協(xié)同驅動多執(zhí)行器極低壓損運行原理,相比電液流量匹配系統(tǒng),本質區(qū)別為添加了泵控單元,并添加低壓油源補償系統(tǒng)泄漏和改善流量匹配。此時,通過調節(jié)泵控單元轉速控制各液壓缸運行速度,并調控各液壓缸驅動腔壓力相等,集中式變量泵和主控閥則用于補償液壓缸面積比引起的不對稱流量。

圖3 泵閥雙源協(xié)同驅動多執(zhí)行器極低壓損運行原理Fig.3 Operation principle of valve and pump dual-source collaborative driving multi-actuator with extremely low pressure loss

2.2.1 控制策略

(1)總體控制策略。由于非對稱液壓缸可以看作由對稱缸和單作用缸組成,故總體控制策略是:在液壓缸運行過程中(如圖3所示)采用泵控單元控制液壓缸的運行方向和速度大小,通過閥控單元補償泵控單元所需流量。同時,疊加壓力閉環(huán)反饋,通過泵控單元調控各液壓缸驅動腔壓力相等,進而消除載荷差異帶來的額外節(jié)流損失。

(2)極低壓損控制策略。圖4所示為泵閥雙源協(xié)同驅動多執(zhí)行器系統(tǒng)極低壓損控制策略,當電控手柄發(fā)出指令信號ui>0,泵控單元控制液壓缸伸出,回油開關閥關閉。根據補償器設定壓力和主控流量特性,則泵控單元流量和轉速為

qpi=kqA(ui)

(8)

ni=qpi/Vi

(9)

式中:qpi(i=1,2)為泵控單元i的流量;kq為流量增益;ni泵控單元i的轉速;流量Vi為泵控單元i的排量。

采用閥控單元補償泵控單元所需流量,根據液壓缸兩腔面積比,確定閥控單元流量為

qvi=qpi(αi-1)

(10)

αi=AAi/ABi

(11)

式中:αi為液壓缸i兩腔面積比;AAi為液壓缸i無桿腔面積;ABi為液壓缸i有桿腔面積。

電控變量泵排量為

(12)

為消除由載荷差異導致的額外壓力損失,根據式(13)～式(17),采用壓力閉環(huán)反饋對輕載執(zhí)行器泵控單元轉速進行補償

pLmax=max(pL1,pL2)=max(pA1,pA2)

(13)

ΔpLi=pLmax-pLi

(14)

式中:pLmax為最大執(zhí)行腔壓力;pL1、pL2為液壓缸1、2執(zhí)行腔壓力;ΔpLi為液壓缸i執(zhí)行腔壓力差值;pLi為液壓缸i執(zhí)行腔壓力。

通過調控非驅動腔壓力,使各液壓缸驅動腔壓力相等,此時輕載執(zhí)行器壓力補償器保持較大開口,便可使主控閥壓差等于補償器設定壓力,進而實現(xiàn)多執(zhí)行器極低壓損控制。

為對輕載執(zhí)行器泵控單元轉速進行補償,引入判斷系數為

(15)

采用壓力閉環(huán)控制確定泵控單元i補償轉速為

(16)

式中:kp為控制器比例系數;ki為控制器積分系數。

最終得到泵控單元i轉速為

(17)

當電控手柄發(fā)出指令信號ui<0,泵控單元控制液壓缸縮回,回油開關閥打開,此時無桿腔流量一部分進入泵控單元,一部分通過閥控單元返回油箱。由式(8)和(9)可計算得到泵控單元流量和轉速,此時電控變量泵不輸出流量。

2.2.2 能效分析 保持與電液流量匹配控制液壓缸相同運行速度和負載大小,假設兩液壓缸面積相等,則主控閥和泵控單元輸出流量為

(18)

(19)

圖4 極低壓損控制策略Fig.4 Control strategy of extremely low pressure loss

可以看出主控閥保持相同開口面積,通過流量僅為電液流量匹配系統(tǒng)的(1-1/α),為保證壓力補償器可控性,由式(1)和(18)確定補償器設定壓力為

(20)

同樣設定液壓缸1為重載執(zhí)行器,液壓缸2為輕載執(zhí)行器。采用圖4所示控制策略,通過控制泵控單元2轉速,調控液壓缸2無桿腔壓力等于液壓缸1無桿腔壓力。根據調整前后液壓缸輸出力不變,經推導得到液壓缸2有桿腔壓力為

pB2=(pA1-pA2)α

(21)

泵控單元2輸出功率為

Pp2=(pA1-pB2)qp2=pA1qp2-(pA1-pA2)q2

(22)

根據式(1)和式(18)可得此時補償器上的壓力損失為

(23)

系統(tǒng)因節(jié)流作用造成的功率損失為

(24)

所提系統(tǒng)采用極低壓損控制策略,相比電液流量匹配系統(tǒng),不僅減小了補償器壓損和系統(tǒng)節(jié)流損失,而且消除了由載荷差異造成的相關項(pA1-pA2)。

此時電控變量泵出口壓力為

(25)

液壓系統(tǒng)輸出功率為

Ph=Pv1+Pp1+Pv2+Pp2+Ploss=

PA1(qv1+qp1+qv2+qp2)-(pA1-pA2)q2+Ploss

(26)

通過上述能效分析,得到如圖5所示電液流量匹配系統(tǒng)和泵閥雙源協(xié)同驅動多執(zhí)行器系統(tǒng)能量分配對比。在相同負載工況下,本文所提系統(tǒng)不僅減小了補償器和主控閥節(jié)流損失,并通過壓力調控消除了載荷差異造成的額外節(jié)流損失。

圖5 系統(tǒng)能量分配對比Fig.5 Comparison of system energy distributions

3 多學科聯(lián)合仿真模型和試驗驗證

3.1 正流量控制液壓挖掘機模型構建

根據現(xiàn)有37 t正流量控制液壓挖掘機系統(tǒng)原理,對液壓挖掘機實際尺寸進行測繪。在多學科聯(lián)合仿真軟件SimulationX中,構建如圖6所示正流量控制系統(tǒng)液壓挖掘機仿真模型,該模型包括液壓挖掘機機械機構、執(zhí)行器液壓缸、正流量液壓泵、動臂聯(lián)多路閥、鏟斗聯(lián)多路閥等模型,表1給出了仿真模型主要參數。在仿真過程中,該模型通過實時計算各執(zhí)行機構質心和轉動慣量變化,能夠真實反映系統(tǒng)運行過程中施加在執(zhí)行器液壓缸上的等效質量和外負載力。

圖6 正流量控制系統(tǒng)液壓挖掘機仿真模型Fig.6 Simulation model of hydraulic excavator with positive flow control system

表1 仿真模型主要參數

3.2 模型試驗驗證

為驗證正流量控制系統(tǒng)液壓挖掘機仿真模型的準確性,構建如圖7所示37 t液壓挖掘機試驗測試平臺。在試驗過程中,采用德國dSPACE公司生產的硬件在環(huán)控制系統(tǒng)MicroAutobox作為控制器,同時用于采集動臂和鏟斗運行過程中的液壓缸位移和兩腔壓力信號。

試驗時通過操作手柄控制動臂液壓缸以最大速度伸出,從初始位移690 mm運行至最大位移1 530 mm,此時無桿腔壓力到達溢流閥設定壓力,保持8 s后,控制動臂液壓缸以最大速度縮回至初始位置;保持動臂相同工況,采用圖6所示正流量控制系統(tǒng)液壓挖掘機模型控制動臂運行一個周期,圖8所示為動臂液壓缸位移和壓力。

1—試驗無桿腔壓力;2—仿真無桿腔壓力;3—試驗有桿腔壓力; 4—仿真有桿腔壓力;5—試驗液壓缸位移;6—仿真液壓缸位移。圖8 動臂液壓缸位移和壓力Fig.8 Displacement and pressure of boom cylinder

隨后通過操作手柄控制鏟斗液壓缸以最大速度從7 mm伸出至位移1 285 mm,保持4.5 s后,以最大速度縮回初始位置;保持相同工況,采用圖6所示液壓挖掘機模型控制鏟斗運行一個周期,圖9所示為鏟斗液壓缸位移和壓力。

1—試驗無桿腔壓力;2—仿真無桿腔壓力;3—試驗有桿腔壓力; 4—仿真有桿腔壓力;5—試驗液壓缸位移;6—仿真液壓缸位移。圖9 鏟斗液壓缸位移和壓力Fig.9 Displacement and pressure of bucket cylinder

從圖8和圖9可以看出,在動臂鏟斗液壓缸位移仿真和試驗結果基本相同的前提下,液壓缸兩腔壓力的仿真和試驗結果趨勢一致,驗證了聯(lián)合仿真模型的準確性。實際液壓缸摩擦力和泄漏影響因素較為復雜,仿真難以完全一致,導致液壓缸壓力仿真和試驗結果存在偏差,但仍在允許范圍內,可以用于后續(xù)仿真。

3.3 泵閥雙源協(xié)同驅動液壓挖掘機模型構建

在上述正流量控制系統(tǒng)液壓挖掘機仿真模型的基礎上,保持挖掘機機械結構和液壓缸模型不變,根據泵閥雙源協(xié)同驅動多執(zhí)行器系統(tǒng)原理,構建如圖10所示泵閥雙源協(xié)同驅動液壓挖掘機聯(lián)合仿真模型,包括電控變量泵、多路閥、壓力補償器和伺服電機模型等,用于后續(xù)研究分析。

隨后去掉上述仿真模型的泵控單元,進一步構建電液流量匹配系統(tǒng)液壓挖掘機聯(lián)合仿真模型,來對比分析本文所提系統(tǒng)和電液流量匹配系統(tǒng)的運行特性和能量特性。

圖10 泵閥雙源協(xié)同驅動液壓挖掘機仿真模型Fig.10 Simulation model of valve and pump dual-source cooperative driving hydraulic excavator

4 多執(zhí)行器復合動作特性分析

在液壓挖掘機空載工況下,通過控制動臂和鏟斗以圖11所示運動軌跡運行一個工作循環(huán),來對比分析電液流量匹配系統(tǒng)和本文所提系統(tǒng)的運行特性和能量特性。

圖11 動臂和鏟斗運動軌跡Fig.11 Movement trajectory of boom and bucket

4.1 運行特性分析

采用圖2所示電液流量匹配系統(tǒng)原理,根據前述電液流量匹配控制策略控制執(zhí)行器液壓缸運行,圖12所示為動臂鏟斗復合動作的運行特性。當手柄發(fā)出信號控制動臂液壓缸和鏟斗液壓缸同時伸出,鏟斗液壓缸快速響應并開始伸出,而動臂液壓缸在滯后約260 ms才開始響應動作,嚴重影響駕駛人員的操作體驗。這是因為從圖12b兩執(zhí)行器液壓缸輸出力可知,鏟斗液壓缸相比動臂液壓缸為輕載執(zhí)行器,因此在初始階段電控變量泵輸出流量優(yōu)先流向輕載鏟斗液壓缸,直到泵口建立足夠高壓力,才能夠驅動動臂液壓缸伸出;同時,由于泵閥之間流量匹配性差,故動臂液壓缸在伸出過程中存在明顯速度振蕩,并且在經歷4次振蕩后仍不能平穩(wěn)運行。在動臂液壓缸和鏟斗液壓缸縮回階段,動臂液壓缸在執(zhí)行機構重力作用下超越縮回,兩執(zhí)行器進油腔壓力基本相同,因此動臂液壓缸和鏟斗液壓缸均能夠保持平穩(wěn)運行。

1—動臂液壓缸速度;2—鏟斗液壓缸速度; 3—動臂液壓缸位移;4—鏟斗液壓缸位移。(a)液壓缸速度和位移

1—動臂液壓缸無桿腔壓力;2—鏟斗液壓缸無桿腔壓力; 3—動臂液壓缸有桿腔壓力;4—鏟斗液壓缸有桿腔壓力; 5—動臂液壓缸輸出力;6—鏟斗液壓缸輸出力。(b)液壓缸壓力和輸出力圖12 電液流量匹配動臂鏟斗復合動作運行特性Fig.12 Operation characteristics of electro-hydraulic flow matching controlled boom and bucket compound action

保持與圖12所示相同的動臂和鏟斗液壓缸運行位移,根據圖4極低壓損策略控制動臂和鏟斗運行一個周期,得到如圖13所示泵閥雙源協(xié)同驅動動臂鏟斗復合動作運行特性。當通過手柄控制動臂和鏟斗液壓缸同時伸出。由于采用泵控單元對輕載的鏟斗液壓缸無桿腔壓力進行調控,可以看出鏟斗液壓缸無桿腔壓力在動作初始階段迅速增加至與動臂無桿腔壓力相等,并且在動臂液壓缸和鏟斗液壓缸伸出過程中,相比電液流量匹配系統(tǒng),兩執(zhí)行器無桿腔保持相同壓力,動臂液壓缸僅在滯后鏟斗液壓缸約60 ms開始響應動作,響應時間縮短了約200 ms,極大改善了駕駛人員的操作體驗;同時,由于改善了動臂主控閥和電控變量泵間的流量匹配,因而在動臂液壓缸伸出過程中,速度振蕩幅度大幅減小,超調量減小約82%,并且僅需振蕩2次便能夠平穩(wěn)運行。在動臂液壓缸和鏟斗液壓缸縮回過程中,采用泵控單元控制執(zhí)行器液壓缸運行速度,電控變量泵不需要輸出流量,可以看出兩執(zhí)行器均能夠保持平穩(wěn)運行。

1—動臂液壓缸速度;2—鏟斗液壓缸速度; 3—動臂液壓缸位移;4—鏟斗液壓缸位移(a)液壓缸速度位移

1—動臂液壓缸無桿腔壓力;2—鏟斗液壓缸無桿腔壓力; 3—動臂液壓缸有桿腔壓力;4—鏟斗液壓缸有桿腔壓力; 5—動臂液壓缸輸出力;6—鏟斗液壓缸輸出力。(b)液壓缸壓力和輸出力圖13 泵閥雙源協(xié)同驅動動臂鏟斗復合運行特性Fig.13 Operation characteristics of valve and pump dual-source cooperative driving boom and bucket compound action

4.2 能量特性分析

電液流量匹配控制動臂鏟斗復合動作的能量特性如圖14所示。在動臂液壓缸和鏟斗液壓缸伸出時,由上述分析可知因兩執(zhí)行器間存在較大負載差異,鏟斗壓力補償器需減小開口直到主控閥壓差等于補償器設定壓力,因此鏟斗補償器壓差較大,最大約為11.8 MPa,功率損失最大約為38.5 kW,而動臂補償器壓差較小,平均僅為0.4 MPa,功率損失約為3.6 kW。在動臂和鏟斗減速停止時,兩個執(zhí)行器補償器壓差和功率均出現(xiàn)峰值,這是由于電控變量泵和主控閥動態(tài)響應不一致所致。在動臂液壓缸和鏟斗液壓缸縮回階段,兩液壓缸進油腔壓力基本相等,因此補償器的壓差和功率損失較低、因通過主控閥控制動臂下降,故節(jié)流損失為138.3 kW。對系統(tǒng)節(jié)流損失和電控變量泵輸出功率進行積分,得到在動臂鏟斗復合動作工況下,電液流量匹配系統(tǒng)節(jié)流損失為404.8 kJ,液壓系統(tǒng)能耗為613.5 kJ。

1—動臂補償器壓差;2—鏟斗補償器壓差; 3—動臂補償器損失;4—鏟斗補償器損失。(a)補償器壓差和功率損失

1—液壓泵輸出功率;2—節(jié)流損失; 3—節(jié)流損失能耗;4—系統(tǒng)能耗。(b)系統(tǒng)功率和能耗圖14 電液流量匹配控制動臂鏟斗復合動作能量特性Fig.14 Energy characteristics of electro-hydraulic flow matching controlled boom and bucket compound action

1—動臂補償器壓差;2—鏟斗補償器壓差; 3—動臂補償器損失;4—鏟斗補償器損失。(a)補償器壓差和功率損失

1—電控變量泵功率;2—動臂泵控單元功率;3—鏟斗泵控單元 功率;4—系統(tǒng)節(jié)流損失;5—系統(tǒng)能耗;6—制動電阻能耗; 7—節(jié)流損失能耗。(b)系統(tǒng)各單元功率和能耗圖15 泵閥雙源協(xié)同驅動動臂鏟斗復合動作能量特性Fig.15 Energy characteristics of valve and pump dual-source cooperative driving boom and bucket compound action

泵閥雙源協(xié)同驅動動臂鏟斗復合動作的能量特性如圖15所示。在動臂液壓缸和鏟斗液壓缸伸出階段,由于采用極低壓損控制策略有效減小了兩液壓缸無桿腔壓力的差異,保持鏟斗補償器保持較大開口,便可使鏟斗主控閥壓差等于補償器設定壓力,因此鏟斗補償器壓差在平穩(wěn)運行階段平均為0.2 MPa,功率損失約為0.5 kW,動臂補償器壓差平均約為0.1 MPa,功率損失約為0.4 kW。由此可見,本文所提系統(tǒng)有效降低了多執(zhí)行復合動作時因負載差異造成的能量損失,此時鏟斗泵控單元輸出功率為負,通過伺服電機制動電阻轉化為熱能耗散。在動臂液壓缸和鏟斗液壓缸縮回階段,由于無桿腔流量一部分經泵控單元流回有桿腔,一部分經主控閥返回油箱,因此節(jié)流損失降低至53 kW。對系統(tǒng)節(jié)流損失和電控變量泵、泵控單元輸出功率進行積分,得到在動臂鏟斗復合動作工況下,泵閥雙源協(xié)同驅動多執(zhí)行器系統(tǒng)節(jié)流損失為132.6 kJ,液壓系統(tǒng)能耗為369.6 kJ,伺服電機制動電阻能耗為148 kJ。

通過上述能量特性分析,可以得到在動臂和鏟斗復合運行工況下,本文所提泵閥雙源協(xié)同驅動多執(zhí)行器系統(tǒng)節(jié)流損失與電液流量匹配系統(tǒng)相比降低了67.2%,系統(tǒng)能耗降低了39.8%。

5 結 論

(1)提出一種泵閥雙源協(xié)同驅動多執(zhí)行器系統(tǒng),通過控制輕載執(zhí)行器壓力補償器保持較大開口,消除了執(zhí)行器載荷差異造成的額外壓力損失。研究結果表明,與電液流量匹配控制多執(zhí)行器系統(tǒng)相比,在動臂和鏟斗空載復合動作工況下,本文所提系統(tǒng)可降低系統(tǒng)節(jié)流損失和能耗分別為67.2%和39.8%。

(2)設計了極低壓損控制策略,通過泵控單元快速調控各執(zhí)行器驅動腔壓力相等,改善了重載執(zhí)行器響應滯后現(xiàn)象,并進一步提升了系統(tǒng)的運行平穩(wěn)性。

(3)系統(tǒng)在運行過程中,泵控單元功率為負時伺服電機發(fā)電,這部分能量通過制動電阻轉化為熱能耗散。下一步研究工作將集中在如何對這部分能量進行回收利用,從而進一步提高系統(tǒng)能效。