張樹(shù)忠,劉 意,鄭祥盤(pán),張雪峰

(1.福建理工大學(xué) 福建省智能加工技術(shù)及裝備重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,福建 福州 350108;2.閩江學(xué)院 福建省教育廳先進(jìn)運(yùn)動(dòng)控制重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,福建 福州 350108)

引言

液壓挖掘機(jī)作為一種重型工程機(jī)械,廣泛應(yīng)用于建筑、礦山、道路建設(shè)和農(nóng)業(yè)等領(lǐng)域。目前的液壓挖掘機(jī)大都采用閥控液壓系統(tǒng),這種系統(tǒng)存在能量損失大、結(jié)構(gòu)復(fù)雜、噪聲和振動(dòng)大等缺點(diǎn)[1]。隨著電控和變頻技術(shù)的發(fā)展,一種新型泵控液壓系統(tǒng)備受關(guān)注[2]。差動(dòng)液壓缸是目前液壓系統(tǒng)使用最為廣泛的執(zhí)行器,解決其兩腔面積不對(duì)稱引起的流量不平衡和多象限切換導(dǎo)致的速度波動(dòng)成為兩大主要問(wèn)題。

針對(duì)兩腔面積不對(duì)稱引起的流量不平衡問(wèn)題,IVANTYSYNOVA M[3]首先提出采用2個(gè)液控單向閥對(duì)兩腔進(jìn)行補(bǔ)放油;權(quán)龍等[4-5]根據(jù)進(jìn)出口獨(dú)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(dòng)缸方案。

針對(duì)多象限切換導(dǎo)致的速度波動(dòng)問(wèn)題,葛磊等[7]對(duì)采用液控單向閥的泵控差動(dòng)缸系統(tǒng)展開(kāi)分析,受兩腔壓力變化的影響,均會(huì)產(chǎn)生速度波動(dòng);黃豪杰[8]對(duì)單電機(jī)控制定量泵的液壓缸負(fù)載力方向突變引起的速度波動(dòng)問(wèn)題進(jìn)行分析,在覆蓋四象限的挖掘機(jī)挖掘過(guò)程中,當(dāng)負(fù)載力方向改變時(shí),均會(huì)產(chǎn)生不同程度的波動(dòng)情況;IMAM A等[9]對(duì)比了多個(gè)流量補(bǔ)償閥對(duì)泵控差動(dòng)缸系統(tǒng)的影響,采用比例溢流閥提高補(bǔ)償系統(tǒng)壓力,避免速度波動(dòng);WANG L等[10]提出采用一種基于奇異點(diǎn)攝動(dòng)理論,有效抑制多象限情況下的速度波動(dòng)情況;CALISKAN H等[11]設(shè)計(jì)了新的補(bǔ)油閥,降低了泵速與差動(dòng)缸速度之間的變壓比,有效的避免了速度波動(dòng);WILLIAMSON C等[12]提出一種預(yù)測(cè)觀測(cè)器,對(duì)雙腔壓力的提前觀測(cè),通過(guò)試驗(yàn)和仿真驗(yàn)證可以有效抑制速度波動(dòng);張樹(shù)忠等[13]提出采用加入速度前饋和雙泵控雙腔的系統(tǒng)方案,采用速度開(kāi)環(huán)或閉環(huán)控制,均可以消除速度波動(dòng)。

根據(jù)液壓缸負(fù)載力和速度方向的不同,將系統(tǒng)分為四象限工況。挖掘機(jī)動(dòng)臂主要受工作裝置和負(fù)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(tǒng),液控單向閥不能穩(wěn)定平衡兩側(cè)的流量差。對(duì)此,本研究提出一種單雙泵混合分布式泵控挖掘機(jī)液壓系統(tǒng),動(dòng)臂采用單泵控液壓系統(tǒng),而斗桿及鏟斗采用雙泵并聯(lián)式泵控液壓系統(tǒng)。

1 系統(tǒng)結(jié)構(gòu)和四象限工況原理

1.1 單泵控液壓系統(tǒng)

單泵控液壓系統(tǒng)主要由伺服電動(dòng)機(jī)/發(fā)電機(jī)、雙向定量泵/馬達(dá)、蓄能器、一對(duì)用于低壓側(cè)補(bǔ)油的液控單向閥、一對(duì)用于限定系統(tǒng)最高壓力的溢流閥以及差動(dòng)液壓缸組成,如圖1所示。

1.蓄能器 2.伺服電機(jī) 3.雙向定量泵/馬達(dá) 4.液控單向閥 5.溢流閥 6.差動(dòng)缸

根據(jù)差動(dòng)液壓缸所受負(fù)載力和運(yùn)動(dòng)情況,可將泵控系統(tǒng)分為泵工況和馬達(dá)工況。忽略液壓缸泄漏,假設(shè)雙向定量泵/馬達(dá)分別處于馬達(dá)工況和泵工況時(shí)泄漏量相同,對(duì)單泵控差動(dòng)缸液壓系統(tǒng)進(jìn)行原理分析,其速度-負(fù)載特性如圖2所示。

圖2 速度-負(fù)載特性

液壓缸活塞桿伸出過(guò)程(Ⅰ和Ⅱ象限)或活塞桿縮回過(guò)程(Ⅲ和Ⅳ象限)中,由于工作裝置姿態(tài)的變化,造成負(fù)載力方向改變,液壓缸高壓腔也發(fā)生改變。由于差動(dòng)缸兩腔有效面積不相等,不僅造成液壓缸速度發(fā)生突變,產(chǎn)生速度波動(dòng);而且由于高壓腔與低壓腔壓力接近,造成2個(gè)液壓控單向閥頻繁逆向開(kāi)啟,影響系統(tǒng)穩(wěn)定性。假設(shè),負(fù)載力方向發(fā)生變化,而泵/馬達(dá)角速度不變的情況下,則液壓缸速度比為:

(1)

式中,Ds——泵/馬達(dá)排量

ω——泵/馬達(dá)角速度

qL——泵/馬達(dá)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(dá)泄漏量相對(duì)較小,在泵工況與馬達(dá)工況切換時(shí)可忽略其對(duì)速度變化的影響,若A2/A1≈0.64(差動(dòng)缸桿徑為30 mm,缸徑為50 mm),則速度波動(dòng)率(1-α)約為36%。因此,采用單泵控液壓系統(tǒng),在四象限循環(huán)工況切換時(shí),并不能很好的解決差動(dòng)缸流量補(bǔ)償問(wèn)題。

1.2 雙泵并聯(lián)式泵控液壓系統(tǒng)

為解決液壓執(zhí)行器在伸出或縮回過(guò)程中由于負(fù)載力方向改變導(dǎo)致泵/馬達(dá)工況切換造成速度大幅度波動(dòng)問(wèn)題,可用雙泵并聯(lián)式泵控差動(dòng)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(chǔ)上,在電機(jī)傳動(dòng)軸上并聯(lián)一個(gè)排量較小的單向定量泵3.2(液壓缸伸出時(shí)給大腔補(bǔ)油;液壓缸縮回時(shí)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(jī) 3.雙向定量泵 4.單向閥 5.溢流閥 6.差動(dòng)缸 7.聯(lián)軸器

忽略液壓泵和液壓缸泄漏,對(duì)液壓缸活塞桿伸出和縮回過(guò)程中工況變化進(jìn)行分析。當(dāng)液壓缸伸出時(shí),液壓缸伸出速度ve和泵角速度ω的關(guān)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(dāng)液壓缸縮回時(shí),液壓缸縮回速度vr和泵角速度ω的關(guān)系為:

vr=ωD1/A2

(3)

由式(2)和式(3)可知,當(dāng)速度方向不變時(shí),無(wú)論負(fù)載力的方向是否變化,活塞速度與泵/馬達(dá)角速度之比不變,即該雙泵并聯(lián)式泵控液壓系統(tǒng)較單泵控液壓系統(tǒng)能更有效的實(shí)現(xiàn)非對(duì)稱液壓缸的流量補(bǔ)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(jī)液壓系統(tǒng)

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

圖4 單雙泵控混合分布式挖掘機(jī)液壓系統(tǒng)

2 建模與參數(shù)匹配

2.1 動(dòng)力學(xué)模型

對(duì)實(shí)驗(yàn)室1 t級(jí)微型挖掘機(jī)進(jìn)行拆卸、稱重得到挖掘機(jī)各零部件質(zhì)量和重心,運(yùn)用三維坐標(biāo)掃描儀對(duì)其進(jìn)行掃描,結(jié)合逆向工程和正向設(shè)計(jì)得到各零部件三維模型,并裝配得到挖掘機(jī)模型。對(duì)泵控單元進(jìn)行建立三維模型,主要包括蓄能器、電機(jī)、泵/馬達(dá)及閥組等元件,并將3個(gè)泵控單元分別搭載于動(dòng)臂、斗桿結(jié)構(gòu)件相關(guān)裝配位置。最后,將三維模型導(dǎo)入MATLAB/Simscape中,建立如圖5所示的挖掘機(jī)機(jī)械結(jié)構(gòu)多體動(dòng)力學(xué)模型[14]。

圖5 混合分布式泵控挖掘機(jī)多體動(dòng)力學(xué)模型

泵控單元各組件的主要參數(shù)和質(zhì)量,如表1所示?？紤]輔助元件的質(zhì)量,每個(gè)泵控單元質(zhì)量約20 kg。

表1 挖掘機(jī)各泵控單元各元件參數(shù)

2.2 液壓系統(tǒng)模型

在Simulink中分別建立單泵控液壓系統(tǒng)和雙泵并聯(lián)式泵控液壓系統(tǒng)模型[15],如圖6和圖7所示,并與挖掘機(jī)動(dòng)力學(xué)模型聯(lián)合,為后續(xù)仿真分析做準(zhǔn)備。

圖6 單泵控液壓系統(tǒng)

圖7 雙泵并聯(lián)式泵控液壓系統(tǒng)

3 仿真分析

3.1 典型挖掘循環(huán)

為合理模擬挖掘機(jī)工作過(guò)程,建立了一個(gè)基于JCMAS (日本建筑機(jī)械化協(xié)會(huì)標(biāo)準(zhǔn)) 的空鏟挖掘循環(huán)作為模型的輸入。該循環(huán)包括下降→挖掘→提升→放鏟→回位,時(shí)間為22 s,其中動(dòng)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(jī)典型工作循環(huán)下的位置、速度信號(hào)

3.2 兩種結(jié)構(gòu)在動(dòng)臂上的能耗對(duì)比

為分析對(duì)比單泵控和雙泵并聯(lián)式泵控液壓系統(tǒng)在動(dòng)臂上的能耗情況,開(kāi)展仿真研究。仿真中,雖然兩種結(jié)構(gòu)泵個(gè)數(shù)不同,但總排量一致,故采用同一組PID參數(shù)。在不考慮能量回收的情況下,根據(jù)表2中的公式來(lái)計(jì)算電機(jī)、泵/馬達(dá)、液壓缸的功率能耗。

表2 功率能耗計(jì)算公式

計(jì)算結(jié)果如圖9和表3所示,可知兩種結(jié)構(gòu)在動(dòng)臂上的能耗和效率幾乎相當(dāng)。考慮安裝成本和復(fù)雜性,則動(dòng)臂采用單泵控液壓系統(tǒng)更為合理。

表3 能耗效率

圖9 兩種結(jié)構(gòu)在動(dòng)臂上的能耗對(duì)比

3.3 單雙泵混合分布式挖掘機(jī)性能分析

1) PID控制

采用PID位置控制對(duì)考慮各泵控單元質(zhì)量的挖掘機(jī)進(jìn)行仿真分析。仿真中,動(dòng)臂、斗桿及鏟斗的PID參數(shù)如表4所示。

表4 PID參數(shù)

2) 位移/速度跟蹤特性

以JCMAS典型挖掘循環(huán)為輸入,通過(guò)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?？芍?由于系統(tǒng)的非線性影響,位置跟蹤存在延遲,但整體穩(wěn)定性良好。此外,動(dòng)臂受到單泵控液壓系統(tǒng)以及作用力大的影響,誤差相對(duì)略大。

圖10 動(dòng)臂、斗桿及鏟斗的位置跟蹤曲線

圖11 動(dòng)臂、斗桿及鏟斗跟蹤誤差

由圖12所示的動(dòng)臂、斗桿及鏟斗速度動(dòng)態(tài)性能可知,在四象限工況運(yùn)行的斗桿中,雙泵并聯(lián)式液壓系統(tǒng)能有效的減少速度的波動(dòng)且響應(yīng)更快。

圖12 動(dòng)臂、斗桿及鏟斗的速度動(dòng)態(tài)性能

3) 功率與能耗對(duì)比

根據(jù)表2中的公式進(jìn)行計(jì)算,得到如圖13所示的單雙泵控混合分布式挖掘機(jī)總能耗和如圖14所示的3個(gè)工作裝置在系統(tǒng)中的能耗占比情況,可知系統(tǒng)總能耗為4.1 kJ,其中動(dòng)臂、斗桿及鏟斗的能耗占比分別為32%,23%及7%,系統(tǒng)總效率為62%。

圖13 電機(jī)、泵及液壓缸總能耗

圖14 能耗分布圖

4 結(jié)論

基于工作裝置各液壓缸的速度負(fù)載特性,結(jié)合單泵控液壓系統(tǒng)和雙泵并聯(lián)式泵控液壓系統(tǒng)的速度性能分析,設(shè)計(jì)了一種單雙泵混合分布式泵控挖掘機(jī)液壓系統(tǒng),通過(guò)仿真研究,結(jié)果表明:

(1) 雙泵并聯(lián)式比單泵控式系統(tǒng)效率略低1.2%,但并聯(lián)泵控系統(tǒng)在負(fù)載力突變時(shí),幾乎不產(chǎn)生速度波動(dòng),具有良好的速度控制性能。

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