宋旋，劉志超

（1.黃河交通學(xué)院汽車工程學(xué)院，河南 鄭州 454950；2.河南理工大學(xué)機(jī)械與動(dòng)力工程學(xué)院，河南 焦作 454000）

挖掘機(jī)屬于一類重型車輛，被廣泛應(yīng)用在綜采工作面領(lǐng)域，可以實(shí)現(xiàn)成套設(shè)備的高效搬家過程［1］，能同時(shí)滿足高效操作、靈活機(jī)動(dòng)和低成本鏟運(yùn)多項(xiàng)要求。目前，挖掘機(jī)泵控多是以閥芯探測負(fù)載壓力發(fā)生改變，再將結(jié)果傳輸至泵組控制系統(tǒng)中，之后泵組開始調(diào)節(jié)泵輸出狀態(tài)，確保輸出壓力與流量能夠很好匹配負(fù)載，降低系統(tǒng)的損耗程度［2-4］；隨著負(fù)載壓力逐漸增大至某一特定值時(shí)，泵開始輸出更小的流量，由此實(shí)現(xiàn)穩(wěn)定的泵輸出壓力。但其存在面對負(fù)載復(fù)雜環(huán)境時(shí)運(yùn)行不穩(wěn)定的情況，因此，開發(fā)挖掘機(jī)泵控負(fù)載敏感系統(tǒng)尤為重要。

相關(guān)方面吸引了很多的研究學(xué)者，王敬國［5］研發(fā)了一種能夠滿足高效控制精度要求的負(fù)載敏感閥，顯著改善了全液壓鉆機(jī)的閥控控制效果，也進(jìn)一步優(yōu)化了泵控技術(shù)，深入探討了負(fù)載敏感閥故障影響因素并提出了改善方案；王晨升等［6］則利用泵對吊車液壓結(jié)構(gòu)進(jìn)行了測試，依次分析了斜盤傾角、泵壓力與流量的變化特征；馬沖等［7］從理論層面進(jìn)行分析并構(gòu)建了相應(yīng)的仿真模型，針對泵控制機(jī)構(gòu)優(yōu)化了阻尼孔與容腔的各項(xiàng)參數(shù)，實(shí)現(xiàn)了兩者的高效匹配，同時(shí)以ADAMS與AMESim仿真；迪茹俠［8］對負(fù)載敏感系統(tǒng)進(jìn)行了測試，對液壓系統(tǒng)會(huì)受到較大沖擊的情況，構(gòu)建了相應(yīng)的仿真模型；王亞軍等［9］采用負(fù)載敏感技術(shù)設(shè)計(jì)得到了具備雙向緩沖功能的液壓缸，獲得了一種新型結(jié)構(gòu)的負(fù)載敏感制動(dòng)閥。之后，對其進(jìn)行測試發(fā)現(xiàn)，這種閥體結(jié)構(gòu)可以與液壓缸制動(dòng)力以及負(fù)載慣性力形成良好匹配狀態(tài)，尤其是可以滿足連續(xù)制動(dòng)的需求，與傳統(tǒng)形式的溢流閥制動(dòng)回路相比，能夠?qū)崿F(xiàn)液壓缸運(yùn)行過程的雙向緩沖控制；朱帥等［10］采用液壓蓄能器作為儲能部件，同時(shí)設(shè)定了合適的變量泵排量，確保液壓缸制動(dòng)腔壓力符合制動(dòng)過程和對能量進(jìn)行回收的條件，對該系統(tǒng)進(jìn)行仿真發(fā)現(xiàn)，達(dá)到了優(yōu)異的制動(dòng)效果，實(shí)現(xiàn)高效回收能量的目標(biāo)。

本文根據(jù)泵控負(fù)載敏感系統(tǒng)構(gòu)建仿真模型，對負(fù)載敏感閥直徑、旁路阻尼孔尺寸、彈簧剛度開展綜合分析，構(gòu)建得到泵輸出流量與壓力之間的函數(shù)關(guān)系，同時(shí)以AMEsim仿真平臺驗(yàn)證了流量響應(yīng)的性能。

1 負(fù)載敏感系統(tǒng)分析

1.1 負(fù)載敏感閥的結(jié)構(gòu)及組成

執(zhí)行元件的流量與壓力的各個(gè)參數(shù)信號通過負(fù)載敏感閥傳輸至被控制量，因此，當(dāng)負(fù)載改變后，被控制量也隨之發(fā)生變化。以負(fù)載敏感系統(tǒng)實(shí)施制動(dòng)時(shí)，系統(tǒng)能耗可以獲得明顯控制，有效克服緩沖腔壓力造成的沖擊影響，確保系統(tǒng)達(dá)到可靠運(yùn)行的狀態(tài)，實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)運(yùn)行壽命的延長，泵控負(fù)載敏感系統(tǒng)原理如圖1。由圖1可知，負(fù)載敏感閥組成部分包括電磁換向閥、單向閥、梭閥、負(fù)載敏感節(jié)流閥等多個(gè)結(jié)構(gòu)。通常將這些結(jié)構(gòu)與系統(tǒng)進(jìn)油路按照并聯(lián)的方式使用，對制動(dòng)過程有著重要的影響。為實(shí)現(xiàn)負(fù)載的平穩(wěn)制動(dòng)，同時(shí)避免引起硬沖擊現(xiàn)象，設(shè)計(jì)了具有螺旋外形的閥芯，使表面形成螺旋形的窄槽，從而減小流體壓力。在進(jìn)行制動(dòng)的過程中，緩沖腔內(nèi)形成的高壓油，有一部分對負(fù)載敏感節(jié)流閥的左端產(chǎn)生作用，此時(shí)閥芯可以抵消彈簧彈力，作用實(shí)現(xiàn)往右運(yùn)動(dòng)的過程；還有一部分高壓油流經(jīng)節(jié)流閥的閥芯螺旋孔，使壓力減小后再進(jìn)入油箱內(nèi)。隨著高壓油壓力逐漸提高，閥芯發(fā)生了更明顯的右移，需要流經(jīng)更長的螺旋，使液壓缸緩沖腔達(dá)到了更優(yōu)背壓，最終獲得良好制動(dòng)作用。

圖1 負(fù)載敏感閥原理Fig.1 Schematic diagram of load sensitive valve

在負(fù)載敏感系統(tǒng)中，當(dāng)執(zhí)行元件壓力改變后，負(fù)載敏感節(jié)流閥會(huì)產(chǎn)生差異。由液壓缸制動(dòng)腔壓力參數(shù)實(shí)現(xiàn)閥芯位移的控制，形成開度不同的閥口，從而實(shí)現(xiàn)和負(fù)載之間的良好匹配狀態(tài)，有效避免制動(dòng)階段對液壓缸產(chǎn)生沖擊作用。

1.2 負(fù)載敏感系統(tǒng)設(shè)計(jì)

泵控負(fù)載敏感系統(tǒng)原理如圖2所示。

圖2 泵控負(fù)載敏感系統(tǒng)原理Fig.2 Schematic diagram of pump-controlled load sensing system1

本次選擇力士樂A10VODFR型泵［9］。在泵控負(fù)載敏感系統(tǒng)運(yùn)行過程中，工作負(fù)載壓力pL與變量泵的壓力pS數(shù)據(jù)被傳輸?shù)矫舾虚y1，并沿兩端產(chǎn)生壓力差Δp，形成彈簧力的形式。壓力差范圍為1～2 MPa；通過控制恒壓閥2彈簧力使系統(tǒng)達(dá)到不同極限壓力，隨著負(fù)載壓力增大至極限值，閥芯發(fā)生右移，油缸開啟，受到壓力作用后形成了最低斜盤角，此時(shí)流量快速下降到接近0。

按照以下步驟調(diào)控流量：①逐漸縮小比例調(diào)節(jié)閥的開口幅度，獲得了更小過流截面A，使比例調(diào)節(jié)閥兩端反饋壓力差Δp發(fā)生明顯變化，引起變量泵以波動(dòng)狀態(tài)逐漸趨近最小流量，②隨著壓力差Δp達(dá)到設(shè)定值時(shí)，泵完成擺動(dòng)過程；③上述壓力差降低后，泵以波動(dòng)狀態(tài)轉(zhuǎn)變?yōu)樽畲罅髁?，在Δp到達(dá)最初設(shè)定值時(shí)，波動(dòng)過程停止。

2 模型

2.1 數(shù)學(xué)模型

構(gòu)建以下閥芯運(yùn)動(dòng)的微分方程［11］為

式中：Ks為彈簧剛度；Av為閥芯壓力感應(yīng)面積；Mv為4/3倍彈簧質(zhì)量；F0為預(yù)設(shè)彈簧力；xv為閥芯位移，以右方向?yàn)檎?/p>

通過變換處理計(jì)算得到負(fù)載敏感閥芯傳遞函數(shù)為

式中：E（s）為壓力差信號；ωnv為閥體固有頻率。

圖3為泵傳遞函數(shù)的方框結(jié)構(gòu)［12］。

圖3 控制系統(tǒng)傳遞函數(shù)Fig.3 Transfer function diagram of control system

構(gòu)建得到以下所示的泵開環(huán)傳遞函數(shù)W（s）：

式中：δnv為無因次阻尼系數(shù)；Kg為閥體剛度；A1為閥口截面積；cl為泄漏系數(shù)。

計(jì)算開環(huán)增益系數(shù)K：

當(dāng)開環(huán)增益系數(shù)K變化后，系統(tǒng)運(yùn)行控制性能及其響應(yīng)速率也會(huì)發(fā)生改變。由此可見，負(fù)載敏感閥動(dòng)態(tài)響應(yīng)性能受到A1、cl參數(shù)的影響。

2.2 仿真模型

圖4為泵控負(fù)載敏感系統(tǒng)的仿真模型。結(jié)合泵的工作原理，本文通過HCD庫為泵建立了AMESim模型［13-14］。

圖4 仿真模型Fig.4 Simulation model

3 結(jié)構(gòu)參數(shù)對流量特性的影響

3.1 閥芯直徑

不同閥芯直徑下形成的泵輸出流量如圖5所示。由圖5可知，隨著閥芯直徑的增大，流量可以在更短時(shí)間內(nèi)階躍上升至穩(wěn)定狀態(tài)，獲得更快的響應(yīng)速度，同時(shí)超調(diào)量發(fā)生了持續(xù)增加。d=10 mm時(shí)，泵流量輸出階躍響應(yīng)性能變差，未出現(xiàn)超調(diào)的情況。

圖5 各閥芯直徑下形成的泵輸出流量Fig.5 Pump output flow formed at each spool diameter

3.2 彈簧剛度

在各個(gè)彈簧剛度下測試得到的泵輸出流量如圖6所示。隨著彈簧剛度的提高，可以在更短的時(shí)間內(nèi)達(dá)到穩(wěn)定的流量階躍狀態(tài)，同時(shí)超調(diào)量降低；在閥芯彈簧達(dá)到更大剛度時(shí)，系統(tǒng)將進(jìn)入穩(wěn)定的流量階段，通常設(shè)定KS介于15～20 N/mm范圍內(nèi)。

圖6 各個(gè)彈簧剛度下泵輸出流量Fig.6 Pump output flow under each spring stiffness

3.3 阻尼孔尺寸

系統(tǒng)響應(yīng)性能受到阻尼孔尺寸的直接影響。設(shè)定不同的旁路阻尼孔尺寸下的泵輸出流量如圖7所示。由圖7可知：當(dāng)旁路阻尼孔較小時(shí)，產(chǎn)生了更長的流量階躍響應(yīng)時(shí)間，沒有出現(xiàn)超調(diào)的情況；隨著阻尼孔直徑的增大，流量階躍可以在更短時(shí)間內(nèi)達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)，同時(shí)出現(xiàn)了超調(diào)的情況；但需注意，過大的旁路阻尼孔會(huì)引起一定的流量波動(dòng)。

圖7 不同的旁路阻尼孔尺寸下泵輸出流量Fig.7 Pump output flow at different bypass damping hole sizes

4 結(jié)論

隨著閥芯直徑的增大，響應(yīng)速度加快，超調(diào)量持續(xù)增加。當(dāng)d=10 mm時(shí)，未出現(xiàn)超調(diào)情況；隨著彈簧剛度提高，系統(tǒng)產(chǎn)生了更明顯振蕩，通常設(shè)定介于15～20 N/mm范圍內(nèi)；當(dāng)阻尼孔較小時(shí)，會(huì)產(chǎn)生更長的流量階躍響應(yīng)時(shí)間，未出現(xiàn)超調(diào)的情況；隨著阻尼孔直徑的增大，流量階躍可以在更短時(shí)間內(nèi)達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)。