袁 丹,余 聰,王 飛,3*,和進軍,艾 超

(1.三一汽車起重機械有限公司,湖南 長沙 410600;2.燕山大學(xué) 機械工程學(xué)院,河北 秦皇島 066004;3.新疆工程學(xué)院 機電工程學(xué)院,新疆 烏魯木齊 830023)

0 引 言

汽車起重機是裝在普通汽車底盤或特制汽車底盤上的一種起重機。汽車起重機具有機動性好、承載能力強的特點,因而被廣泛應(yīng)用于水利工程、城市交通、港口、建筑工地等領(lǐng)域中[1]。

目前,起重機液壓系統(tǒng)普遍采用傳統(tǒng)的LS系統(tǒng),即將負(fù)載壓力通過長管道傳輸至變量泵的負(fù)載敏感閥,同時通過預(yù)設(shè)的壓力裕度實現(xiàn)壓力的閉環(huán)反饋控制,從而控制負(fù)載敏感泵供給系統(tǒng)需要的流量[2]。

負(fù)載敏感系統(tǒng)消除了系統(tǒng)的溢流損失,降低了能量損耗,然而系統(tǒng)中依舊存在一定的節(jié)流損耗,其節(jié)能性有待進一步研究。

隨著全球能源和環(huán)境問題的日益突出,如何減少工程機械的能量損耗,提高工程機械的效率成為人們越來越關(guān)注的問題[3-5]。為此,國內(nèi)外相關(guān)學(xué)者對新的節(jié)能系統(tǒng)和節(jié)能技術(shù)展開了研究[6,7]。

楊華勇等人[8]設(shè)計了一種閥前補償?shù)碾娨毫髁科ヅ湎到y(tǒng),通過對比例主閥和變量泵的同步控制,提高了系統(tǒng)的節(jié)能性和動態(tài)性能;但是泵閥之間的流量匹配精度還有待于進一步提高。程敏等人[9]通過流量前饋和壓力反饋復(fù)合控制電液負(fù)載敏感系統(tǒng),保證了系統(tǒng)響應(yīng)性能,同時達到了對供需流量的精確匹配;但是其定轉(zhuǎn)速變排量的動力源形式限制了系統(tǒng)的流量調(diào)節(jié)范圍。都佳[10]提出了一種泵閥協(xié)同壓力流量復(fù)合控制液壓系統(tǒng),并將其應(yīng)用到汽車起重機上,提高了整機的節(jié)能性;但是該控制液壓系統(tǒng)僅限于起重機3種工作模式,且未能切換工作模式。梁濤等人[11]提出了一種泵閥雙源協(xié)同驅(qū)動多執(zhí)行器系統(tǒng),消除了多執(zhí)行器負(fù)載差異造成的額外壓力損失;但是雙動力源在實現(xiàn)系統(tǒng)節(jié)能的同時,也給實際工程機械帶來了較大的成本負(fù)擔(dān)。丁孺琦等人[12]通過負(fù)載口獨立控制的多模式切換,保證了系統(tǒng)運動跟隨精度,同時有效降低了系統(tǒng)的能耗;但是該方法忽略了多種模式切換時的壓力沖擊。LüBBERT J等人[13]通過改進電液進出口獨立控制系統(tǒng),在保證不同模式切換平穩(wěn)性的同時,降低了系統(tǒng)的能耗。孫博林等人[14]提出了一種工作腔壓力反饋和流量前饋結(jié)合的電液負(fù)載敏感系統(tǒng),在降低了主閥閥口損失的同時,保證了執(zhí)行機構(gòu)速度的控制性能;但是該電液負(fù)載敏感系統(tǒng)的使用局限于閥后壓力補償?shù)碾娨合到y(tǒng)。

傳統(tǒng)的電液流量匹配系統(tǒng)通過控制器采集電控手柄信號,同步控制多路閥和變量泵,達到系統(tǒng)供需流量匹配的目的[15]。相較于LS系統(tǒng),電液流量匹配系統(tǒng)以流量前饋替代壓力反饋,且不用預(yù)設(shè)壓力裕度,降低系統(tǒng)能耗的同時,提高了系統(tǒng)的動態(tài)性能。

傳統(tǒng)的電液流量匹配控制系統(tǒng)采用定轉(zhuǎn)速變排量的動力源形式,電機的優(yōu)良調(diào)速性能難以發(fā)揮,且變量泵在排量低時效率低。變轉(zhuǎn)速定排量的動力源形式流量調(diào)節(jié)范圍大,且能夠保證在較寬的范圍內(nèi)保持高效運行[16-19]。

筆者研究變轉(zhuǎn)速定排量動力源形式的電液流量匹配控制液壓系統(tǒng)在汽車起重機上的節(jié)能效果,并針對傳統(tǒng)LS系統(tǒng)變幅伸縮機構(gòu)復(fù)合動作流量飽和工況下的動作不協(xié)調(diào)問題,提出抗流量飽和控制算法保證系統(tǒng)流量飽和時變幅和伸縮機構(gòu)的流量根據(jù)各聯(lián)主閥的開度比例分配,最后通過AMESim仿真軟件對變轉(zhuǎn)速電液流量匹配系統(tǒng)的節(jié)能性和操控性進行驗證。

1 工作原理

1.1 負(fù)截敏感(LS)系統(tǒng)

汽車起重機主要應(yīng)用傳統(tǒng)的LS技術(shù),LS系統(tǒng)如圖1所示。

圖1 LS系統(tǒng)

圖1中,LS系統(tǒng)主要由負(fù)載敏感泵、壓力補償多路閥、梭閥及安全溢流閥構(gòu)成。系統(tǒng)正常工作時,梭閥比較出最大負(fù)載壓力,并將其導(dǎo)入負(fù)載敏感泵的LS閥,以保證泵的出口壓力與最大負(fù)載壓力的壓差恒定;同時,壓力補償閥用來保證各聯(lián)主閥的前后壓差保持不變,從而保證各聯(lián)執(zhí)行機構(gòu)的速度僅與各聯(lián)主閥的開度有關(guān),而不受負(fù)載的影響。

然而在傳統(tǒng)的LS系統(tǒng)中,當(dāng)先導(dǎo)手柄控制多路閥閥桿動作時,冗長的液壓管路將最高負(fù)載壓力反饋至負(fù)載敏感泵的LS閥,LS閥再控制變量機構(gòu)調(diào)整泵輸出的壓力流量,從時域上分析來說,對于泵的控制始終落后于對閥的控制。

因此,該系統(tǒng)的動態(tài)響應(yīng)有待于進一步提高。在該系統(tǒng)中,泵的出口壓力始終大于最大負(fù)載壓力一個定值,因而該系統(tǒng)的節(jié)能性也有待于進一步提高。

1.2 變轉(zhuǎn)速電液流量匹配系統(tǒng)

變轉(zhuǎn)速的電液流量匹配控制系統(tǒng)如圖2所示。

圖2 變轉(zhuǎn)速電液流量匹配系統(tǒng)

為了降低汽車起重機傳統(tǒng)LS系統(tǒng)的能量損耗,提高系統(tǒng)的動態(tài)響應(yīng),筆者提出了一種基于變轉(zhuǎn)速的電液流量匹配控制系統(tǒng)。

系統(tǒng)檢測變幅和伸縮手柄的開度信號,控制器實時計算系統(tǒng)所需流量并同步控制各聯(lián)主閥的閥口開度和永磁同步電機轉(zhuǎn)速,以實現(xiàn)系統(tǒng)流量的供需匹配。其中,主閥開度的調(diào)節(jié)是通過給定先導(dǎo)油路電比例減壓閥電信號而間接控制的。

對比傳統(tǒng)LS系統(tǒng),變轉(zhuǎn)速電液流量匹配系統(tǒng)以流量前饋替代了利用長管道反饋壓力的閉環(huán)控制,基本消除了泵閥間的滯后響應(yīng)。另外,該系統(tǒng)泵的出口壓力自適應(yīng)流量變化,不需要預(yù)設(shè)壓力裕度,降低了系統(tǒng)的能量損失。

2 特性分析

2.1 工作特性

變轉(zhuǎn)速電液流量匹配系統(tǒng)各聯(lián)壓力補償閥平衡方程如下所示:

p1AV1=pL1AV1+F1

(1)

p2AV2=pL2AV2+F2

(2)

式中:p1—變幅聯(lián)壓力補償閥后壓力,Pa;p2—伸縮聯(lián)壓力補償閥后壓力,Pa;AV1—變幅聯(lián)壓力補償閥閥芯面積,m2;AV2—伸縮聯(lián)壓力補償閥閥芯面積,m2;pL1—變幅機構(gòu)負(fù)載壓力,Pa;pL2—伸縮機構(gòu)負(fù)載壓力,Pa;F1—變幅聯(lián)壓力補償閥彈簧力,N;F2—伸縮聯(lián)壓力補償閥彈簧力,N。

通過變幅伸縮主閥的流量可表示為:

(3)

(4)

式中:Q1—變幅主閥流量,m3/s;Q2—伸縮主閥流量,m3/s;Cd—流量系數(shù);A1—變幅主閥節(jié)流口面積,m2;A2—伸縮主閥節(jié)流口面積,m2;ρ—液壓油液密度,kg/m3。

由式(3,4)可以看出,當(dāng)壓力補償閥彈簧力一定時,各聯(lián)主閥通過的流量僅與閥口的開度有關(guān),不隨負(fù)載的變化而變化。

變轉(zhuǎn)速電液流量匹配控制系統(tǒng)采用閥前補償?shù)姆绞娇刂浦鏖y前后的壓差不變,傳統(tǒng)LS系統(tǒng)流量飽和問題依舊存在。當(dāng)泵輸出的流量不能滿足系統(tǒng)需求的流量時[20],即:

Qpmax

(5)

式中:Qpmax—定量泵輸出的最大流量,m3/s。

泵出口壓力和最大負(fù)載壓力的壓差減小,大負(fù)載聯(lián)壓力補償閥節(jié)流口變大以維持主閥前、后壓差恒定,當(dāng)泵出口壓力和最大負(fù)載壓力的壓差持續(xù)減小時,大負(fù)載聯(lián)壓力補償閥的閥口開度最大從而失去了壓力補償作用。此時,大負(fù)載聯(lián)主閥前、后壓差下降,流量減少,執(zhí)行機構(gòu)的速度逐漸降低。

因此,當(dāng)起重機操縱員同時操控變幅手柄和伸縮手柄進行變幅伸縮復(fù)合動作作業(yè)時,如果此時系統(tǒng)流量飽和,流量會首先進入負(fù)載比較小的執(zhí)行機構(gòu),大負(fù)載執(zhí)行機構(gòu)會因為達不到需求的流量而降低運行速度,變幅機構(gòu)的動作和伸縮機構(gòu)的動作會產(chǎn)生嚴(yán)重的不協(xié)調(diào),即系統(tǒng)流量飽和時,起重機變幅和伸縮的復(fù)合動作達不到操縱員預(yù)期的操控指令,這嚴(yán)重影響著系統(tǒng)的操控性能。

但是電液流量匹配系統(tǒng)在流量飽和時,可以利用控制算法實現(xiàn)根據(jù)各聯(lián)主閥的開度比例,以此來降低各執(zhí)行機構(gòu)所需的流量,提升系統(tǒng)的操控性。

2.2 能耗特性

LS系統(tǒng)通過負(fù)載敏感泵的流量閥保證泵出口壓力和最高負(fù)載壓力的差值保持恒定。假設(shè)變幅機構(gòu)負(fù)載力大于伸縮機構(gòu)的負(fù)載力,且忽略除壓力閉環(huán)控制外其他液壓管路的壓力損耗,則系統(tǒng)的壓力裕度為:

pp-pL1=Δpb1+Δpb2+pb

(6)

式中:pp—液壓泵的出口壓力,Pa;Δpb1—變幅聯(lián)壓力補償閥壓損,Pa;Δpb2—壓力閉環(huán)控制產(chǎn)生的壓損,Pa;pb—變幅聯(lián)壓力補償閥預(yù)設(shè)壓力,Pa。

在電液流量匹配控制液壓系統(tǒng)中,采用流量前饋替代壓力閉環(huán)控制,系統(tǒng)的壓力裕度自適應(yīng)系統(tǒng)流量變化,此時系統(tǒng)的壓力裕度減少了Δpb2部分的壓損,因而系統(tǒng)更加節(jié)能。

當(dāng)電液流量匹配控制液壓系統(tǒng)處于流量未飽和的工作狀態(tài)時,變幅和伸縮聯(lián)壓力補償閥的壓降和負(fù)載壓力的關(guān)系為:

Δps1=Δpb1+(pL1-pL2)

(7)

式中:Δps1—伸縮聯(lián)壓力補償閥壓損,Pa。

變轉(zhuǎn)速電液流量匹配控制液壓系統(tǒng)總功率損耗為:

Ploss=(Δpb1+pb)Q1+(Δps1+ps)Q2+Pleak

(8)

式中:Ploss—液壓系統(tǒng)總功率損失,W;ps—伸縮聯(lián)壓力補償閥預(yù)設(shè)壓力,Pa;Pleak—泄漏功率損失,W。

由式(7,8)可以看出,當(dāng)變幅機構(gòu)和伸縮機構(gòu)的負(fù)載壓力相差越大,系統(tǒng)的節(jié)流壓力損失越大。

3 控制策略

起重機變幅伸縮機構(gòu)變轉(zhuǎn)速電液流量匹配控制框圖,如圖3所示。

圖3 電液流量匹配控制框圖

圖3中,通過變幅伸縮電手柄將開度信號α1、α2轉(zhuǎn)化成電信號,并將其傳輸?shù)娇刂破髦?控制器根據(jù)電信號大小,計算出變幅伸縮主閥理論開度大小Xt1、Xt2,進而得到通過變幅伸縮主閥的理論輸出流量Qt1、Qt2,再加上先導(dǎo)控制油耗Qpilot和泄漏油耗Qleak,最終匹配得到液壓泵所需要提供的理論流量Qtp;由于泵的排量Dp一定,即可計算電機的理論輸出轉(zhuǎn)速nt。

將理論轉(zhuǎn)速nt與電機所能輸出的最大轉(zhuǎn)速nmax進行對比可知:

若理論轉(zhuǎn)速nt小于等于最大轉(zhuǎn)速nmax,則系統(tǒng)處于流量不飽和狀態(tài),電機的實際輸出轉(zhuǎn)速nm即為理論轉(zhuǎn)速nt,實際變幅伸縮主閥的開度X1、X2即為變幅伸縮主閥的理論開度Xt1、Xt2;

若理論轉(zhuǎn)速nt大于最大轉(zhuǎn)速nmax,則系統(tǒng)處于流量飽和狀態(tài),電機的實際輸出轉(zhuǎn)速nm一直保持為最大轉(zhuǎn)速nmax,實際變幅伸縮主閥的開度X1、X2為變幅伸縮主閥的理論開度Xt1、Xt2與抗流量飽和增益的乘積,流量飽和增益為電機最大轉(zhuǎn)速nmax與理論輸出轉(zhuǎn)速nt的比值,從而按比例減少了各聯(lián)主閥的閥口開度,對各聯(lián)執(zhí)行機構(gòu)進行二次流量分配,此時分配到變幅和伸縮油缸的流量大小與負(fù)載無關(guān),只與主閥的開度X1、X2有關(guān),從而確保變幅伸縮復(fù)合動作的協(xié)調(diào)性。

4 仿真研究

4.1 液壓系統(tǒng)建模

在AMESim軟件中,筆者利用HYD模塊和HCD模塊搭建出LS系統(tǒng)和變轉(zhuǎn)速電液流量匹配控制液壓系統(tǒng)仿真模型。

LS系統(tǒng)仿真模型如圖4所示。

圖4 LS系統(tǒng)仿真模型

電液流量匹配控制液壓系統(tǒng)仿真模型如圖5所示。

圖5 電液流量匹配控制系統(tǒng)仿真模型

AMESim仿真模型主要參數(shù)如表1所示。

表1 仿真參數(shù)表

4.2 節(jié)能特性分析

LS系統(tǒng)采用壓力閉環(huán)的控制方式,將最高負(fù)載壓力引入負(fù)載敏感泵的LS閥,保證泵的輸出壓力總是大于最大負(fù)載壓力一個恒值。當(dāng)系統(tǒng)負(fù)載發(fā)生變化時,泵的壓力裕度始終恒定,多余的能量主要損失在壓力補償閥上。

在筆者的研究中,變幅聯(lián)為大負(fù)載聯(lián)。電液流量匹配系統(tǒng)采用流量前饋的控制方式,泵的出口壓力自適應(yīng)系統(tǒng)流量變化,減少了在壓力補償閥上的損失。

電液流量匹配系統(tǒng)和LS系統(tǒng)在不同流量下泵的出口壓力和負(fù)載壓力,如圖6所示。

圖6 不同流量下系統(tǒng)泵出口壓力和負(fù)載壓力曲線

圖6中,當(dāng)系統(tǒng)流量分別為33 L/min、66 L/min、130 L/min時,電液流量匹配系統(tǒng)泵的出口壓力分別為146.7 bar、147.9 bar、149.7 bar,變幅機構(gòu)和伸縮機構(gòu)的負(fù)載壓力分別保持在132 bar和99.7 bar不變。

由此可以看出:隨著電液流量匹配系統(tǒng)流量的增大,泵出口的壓力自適應(yīng)增大,這是因為系統(tǒng)流量越大,壓力補償閥上的壓損越大。LS系統(tǒng)流量增大時,泵出口壓力始終保持在157.4 bar不變。

不同流量下電液流量匹配系統(tǒng)和LS系統(tǒng)的能耗特性曲線如圖7所示。

圖7 不同流量下系統(tǒng)的能耗特性曲線

由圖7可知:當(dāng)電液流量匹配系統(tǒng)流量分別為33 L/min、66 L/min、130 L/min時,系統(tǒng)執(zhí)行機構(gòu)的輸出功率與泵輸出功率的比值分別為0.788、0.782、0.774;隨著系統(tǒng)流量的不斷增大,壓力補償閥和管路的損失也越大,因此,系統(tǒng)的效率逐漸減小。LS系統(tǒng)隨著流量的增大,執(zhí)行機構(gòu)的輸出功率與泵輸出功率的比值始終保持在0.736不變。

相比于LS系統(tǒng)可知,電液流量匹配系統(tǒng)流量在33 L/min、66 L/min、130 L/min時,現(xiàn)系統(tǒng)能分別節(jié)能7.1%、6.3%、5.2%。

4.3 抗流量飽和特性分析

系統(tǒng)中泵輸出的最大流量為270 L/min,變幅聯(lián)和伸縮聯(lián)多路閥的最大流量也為270 L/min。變幅聯(lián)和伸縮聯(lián)的主閥和壓力補償閥設(shè)置相同,當(dāng)各聯(lián)主閥的閥口開度相同時,變幅機構(gòu)和伸縮機構(gòu)的流量相同。變幅手柄和伸縮手柄的開度α均為-60°～60°,且各聯(lián)手柄開度分別與各聯(lián)主閥的閥口開度成線性關(guān)系。

變幅和伸縮手柄開度信號曲線如圖8所示。

圖8 變幅和伸縮手柄開度信號曲線

圖8中,變幅手柄始終保持在30°,伸縮手柄前2 s保持在15°,2 s后增大到45°保持不變,5 s后增大到60°保持不變。即系統(tǒng)在2.5 s之前處于流量未飽和狀態(tài),2.5 s后系統(tǒng)處于流量飽和狀態(tài),且隨著伸縮手柄開度的增大,系統(tǒng)流量飽和情況越嚴(yán)重。

未采用抗流量飽和策略和采用抗流量飽和策略時變幅和伸縮機構(gòu)的速度變化曲線,如圖9所示。

圖9 變幅和伸縮機構(gòu)速度變化曲線

未采用抗流量飽和策略和采用抗流量飽和策略時變幅伸縮機構(gòu)的位移變化曲線,如圖10所示。

圖10 變幅和伸縮機構(gòu)位移變化曲線

在圖(9,10)中,系統(tǒng)未采用抗流量飽和策略時,在2 s之前,系統(tǒng)處于流量未飽和狀態(tài),變幅機構(gòu)和伸縮機構(gòu)的流量按各聯(lián)主閥開度的比例分配,各聯(lián)執(zhí)行機構(gòu)的速度分別為59 mm/s、56 mm/s,2.5 s后系統(tǒng)處于流量飽和狀態(tài),由于伸縮聯(lián)的負(fù)載較小,系統(tǒng)的流量優(yōu)先滿足伸縮機構(gòu),此時變幅執(zhí)行機構(gòu)和伸縮執(zhí)行機構(gòu)的速度分別為29.9 mm/s、166.1 mm/s;

在5 s后,隨著伸縮聯(lián)主閥全開,系統(tǒng)流量飽和更加嚴(yán)重,系統(tǒng)的流量全部用來滿足伸縮聯(lián)的流量需求,此時變幅執(zhí)行機構(gòu)和伸縮執(zhí)行機構(gòu)的速度分別為0 mm/s、222 mm/s,且伸縮執(zhí)行機構(gòu)的位移一直增大至8 s時的1.195 m,而變幅執(zhí)行機構(gòu)在6 s后一直保持在0.236 m不變。

在圖(9,10)中,系統(tǒng)采用抗流量飽和策略時,2.5 s前,系統(tǒng)流量未飽和,變幅和伸縮機構(gòu)的速度和位移與未采用抗流量飽和策略時相同;

2.5 s后,系統(tǒng)處于流量飽和狀態(tài),采用抗流量飽和算法后,變幅和伸縮機構(gòu)的速度分別為45.9 mm/s、136.2 mm/s;

5 s后,隨著伸縮聯(lián)主閥閥口全開,變幅和伸縮機構(gòu)的速度分別為39.7 mm/s、146.8 mm/s,且變幅和伸縮機構(gòu)的位移一直增加至8 s時的0.385 m、0.924 m。

由此可見,在使用抗流量飽和算法后,流量飽和狀態(tài)時變幅伸縮機構(gòu)的流量仍能按各聯(lián)主閥開度比例進行分配,系統(tǒng)的操控性得到了提升。

5 結(jié)束語

筆者提出了一種基于變轉(zhuǎn)速的電液流量匹配控制系統(tǒng),并將其應(yīng)用于汽車起重機的控制系統(tǒng),從理論上分析了系統(tǒng)的工作特性和能耗特性,并設(shè)計出了一種抗流量飽和控制策略,最后搭建了AMESim模型,對該控制系統(tǒng)的可靠性進行了仿真分析。

研究結(jié)果表明:

(1)變轉(zhuǎn)速電液流量匹配系統(tǒng)以流量前饋的開環(huán)控制替代壓力反饋的閉環(huán)控制,泵的壓力裕度自適應(yīng)系統(tǒng)流量變化,系統(tǒng)的能量損耗降低,相較LS系統(tǒng)節(jié)能5%～7%;

(2)針對LS系統(tǒng)流量飽和時對多執(zhí)行機構(gòu)復(fù)合動作協(xié)調(diào)性帶來的負(fù)面影響,提出了一種抗流量飽和控制策略,在系統(tǒng)流量飽和時,變幅和伸縮機構(gòu)的流量可根據(jù)各聯(lián)主閥的開度按比例分配。

汽車起重機主臂落幅時存在大量的重力勢能,筆者本次研究采用變轉(zhuǎn)速定排量的動力源形式。

在下一步的研究中,筆者將利用永磁同步電機四象限運行特性,對汽車起重機主臂落幅的重力勢能進行回收利用的探討。