丁孺琦 江 來 李 剛 木學(xué)山 李望篤

(1.華東交通大學(xué)載運(yùn)工具與裝備教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室， 南昌 330013； 2.江蘇八達(dá)重工科技有限公司， 徐州 221400；3.華東交通大學(xué)南昌市車輛智能裝備與控制重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室， 南昌 330013)

0 引言

液壓傳動(dòng)系統(tǒng)具有高功率密度比、響應(yīng)速度快、高剛度和高負(fù)載能力等特點(diǎn)，因此已在各種類型的移動(dòng)重載機(jī)械中得到廣泛的應(yīng)用[1-2]。不同于電力驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)，傳統(tǒng)液壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)在能量效率上存在兩個(gè)問題：一方面，單泵為多個(gè)執(zhí)行機(jī)構(gòu)提供液壓機(jī)械臂到達(dá)目標(biāo)位置所需的壓力和流量。但由于機(jī)械臂上每個(gè)執(zhí)行器的負(fù)載存在差異，導(dǎo)致系統(tǒng)中各個(gè)執(zhí)行器的壓力各不相同，而單泵又無法為每個(gè)執(zhí)行器提供適當(dāng)?shù)膲毫?，因此造成了較大進(jìn)口壓力損失[3-4]。另一方面，傳統(tǒng)比例方向閥進(jìn)、出口的節(jié)流面積通過閥體內(nèi)一根閥芯的位移來耦合調(diào)節(jié)，雖然系統(tǒng)具有易于操作、魯棒性強(qiáng)等優(yōu)點(diǎn)[5-6]，但是在使進(jìn)油閥口達(dá)到目標(biāo)開度的同時(shí)，無法讓出油閥口開度盡可能的大(甚至全開)，導(dǎo)致背腔壓力過大，進(jìn)而產(chǎn)生較大的出口壓力損失。此外,采用這種耦合式控制閥的液壓系統(tǒng)，無法回收利用能量，造成了較大的能量損失。

為降低傳統(tǒng)液壓系統(tǒng)的節(jié)流口壓力損失，常采用的方法是使系統(tǒng)壓力適應(yīng)于最高負(fù)載壓力[7]，如負(fù)載敏感(LS)系統(tǒng)。這種液壓系統(tǒng)只能有效降低系統(tǒng)的進(jìn)口壓力損失，但是出口壓力無法控制，并且能量無法再生，故能耗仍不能保證最優(yōu)。為能夠進(jìn)行能量再生，另一種方法是通過能源再生系統(tǒng)(ERS)來構(gòu)建混合動(dòng)力系統(tǒng)[8]。常見的液壓型ERS(如蓄能器)現(xiàn)已經(jīng)應(yīng)用于叉車、挖掘機(jī)、起重機(jī)等各種液壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)[9-10]。然而，它們常常只用于重載(如挖掘機(jī)動(dòng)臂)執(zhí)行器回收勢(shì)能，并未考慮其他輕載執(zhí)行器[11-12]，且不能降低進(jìn)出口壓力損失。所以，僅通過ERS不能獲得多執(zhí)行機(jī)構(gòu)液壓機(jī)械的最優(yōu)能量效率。因此，在降低出口壓力損失的同時(shí)，進(jìn)行能量再生是提高液壓系統(tǒng)能效的關(guān)鍵。

負(fù)載口獨(dú)立控制通過打破進(jìn)出口結(jié)構(gòu)耦合，可提高系統(tǒng)控制自由度[13]，基于此設(shè)計(jì)多種液壓回路以實(shí)現(xiàn)不同的功能，例如通過改變液壓回路實(shí)現(xiàn)壓力或流量再生與回收以及速度與壓力的復(fù)合控制等。針對(duì)速度/壓力多模式控制，文獻(xiàn)[14-15]分析并驗(yàn)證了復(fù)合控制耦合程度與系統(tǒng)不同工作參數(shù)之間的關(guān)系，為改善負(fù)載口獨(dú)立系統(tǒng)多變量控制性能提供了理論參考。文獻(xiàn)[16]應(yīng)用負(fù)載口獨(dú)立控制實(shí)現(xiàn)大慣量回轉(zhuǎn)的位置/速度復(fù)合控制，提高了控制性能并降低了能耗。文獻(xiàn)[17]通過間接自適應(yīng)魯棒控制解決了內(nèi)部參數(shù)不確定性問題，并對(duì)負(fù)載口獨(dú)立控制系統(tǒng)進(jìn)行完全解耦，實(shí)現(xiàn)了良好的節(jié)能效果及軌跡跟蹤性能。針對(duì)液壓回路模式變換，文獻(xiàn)[18]提出了多種回路模式切換方法并在挖掘機(jī)上驗(yàn)證其節(jié)能特性。文獻(xiàn)[19-20]提出并采用了一種平滑模式切換算法，該算法可將損耗降至最低并實(shí)現(xiàn)良好的運(yùn)動(dòng)跟蹤。為進(jìn)一步提高節(jié)能特性，文獻(xiàn)[21]采用泵閥協(xié)調(diào)控制的負(fù)載口獨(dú)立控制技術(shù)，文獻(xiàn)[22]提出一種基于負(fù)載口獨(dú)立排量-雙壓力復(fù)合控制方法，但是這兩項(xiàng)研究對(duì)象均不是移動(dòng)液壓設(shè)備。文獻(xiàn)[23-24]研究了液壓挖掘機(jī)的動(dòng)臂、斗桿和回轉(zhuǎn)馬達(dá)三執(zhí)行器負(fù)載口獨(dú)立控制系統(tǒng)動(dòng)靜態(tài)性能和能耗特性。

為了滿足液壓重載機(jī)械臂對(duì)能效的更高要求，本文設(shè)計(jì)3種能量再生液壓回路。通過負(fù)載口獨(dú)立多模式切換控制方法，使系統(tǒng)可以針對(duì)當(dāng)前負(fù)載工況特點(diǎn)，使液壓回路切換至對(duì)應(yīng)的高能效回路模式，以實(shí)現(xiàn)能量回收利用；在此基礎(chǔ)上，提出各工作模式下閥的壓力/流量控制方式，在保證運(yùn)動(dòng)跟蹤能力的同時(shí)，更大程度上降低出口壓力損失。最后以2 t小型挖掘機(jī)為例，對(duì)典型周期運(yùn)動(dòng)的節(jié)能特性進(jìn)行評(píng)價(jià)。

1 能耗分析

在傳統(tǒng)移動(dòng)液壓重載機(jī)械中，液壓泵將來自電機(jī)或內(nèi)燃機(jī)的機(jī)械能轉(zhuǎn)換成液壓系統(tǒng)的液壓能，然后通過控制閥分配到多個(gè)執(zhí)行器中，并轉(zhuǎn)化為負(fù)載動(dòng)能和勢(shì)能，其能量傳遞路線如圖1所示。

設(shè)動(dòng)力源向泵輸入的機(jī)械能為E，由于泵傳遞動(dòng)力時(shí)存在機(jī)械摩擦和泄漏，因此泵的能量效率計(jì)算式為

ηp=ηmηv

(1)

式中ηp——泵的能量效率

ηm——泵的機(jī)械效率

ηv——泵的容積效率

其中，機(jī)械效率決定機(jī)械損失Em，容積效率決定容積損失容積Ev，而容積效率ηv主要是由泵泄漏量決定，而泄漏量與壓力、斜盤傾角及轉(zhuǎn)速相關(guān)，故泵的容積效率計(jì)算式為

(2)

式中Cp——泵的泄漏系數(shù)

ps——系統(tǒng)壓力，Pa

nm——泵的轉(zhuǎn)速,r/min

Vp——泵的額定排量,m3/r

對(duì)于工作時(shí)長從t0到t1的連續(xù)工作過程，泵的供能Es計(jì)算式為

(3)

式中Es——泵向液壓系統(tǒng)提供的能量,J

t0、t1——連續(xù)工作的起始和結(jié)束時(shí)間,s

qs——泵的流量,m3/s

忽略泵的機(jī)械損失，根據(jù)式(1)～(3)可得泵輸出能量損失為

Ep=Ev=Es(1-ηv)

(4)

式中Ep——泵的輸出能量損失，J

當(dāng)控制閥將泵輸送的液壓能分配到執(zhí)行器時(shí)，控制閥的進(jìn)出口存在較大的壓力損失，進(jìn)、出口壓力損失可表示為

Ein=Δpinqin

(5)

Eout=Δpoutqout

(6)

式中Ein、Eout——進(jìn)、出口壓力損失，J

Δpin、Δpout——進(jìn)、出閥口壓差，Pa

qin、qout——進(jìn)、出閥口油液流量，m3/s

當(dāng)負(fù)載下降時(shí)，勢(shì)能如果沒有被回收利用，則會(huì)在速度控制閥中轉(zhuǎn)換為熱能，使系統(tǒng)存在另一種形式節(jié)流損失——?jiǎng)菽軗p失Eg。

綜上所述，在如圖1所示的能量轉(zhuǎn)換過程中，影響能量效率主要有3種類型的能量損失:泵的機(jī)械損失和體積損失，以及閥口的節(jié)流損失。其液壓系統(tǒng)能量效率為

(7)

如圖2a所示，以典型雙執(zhí)行器LS系統(tǒng)為例，其主要由LS泵、比例方向閥、LS反饋回路組成。系統(tǒng)采用壓力閉環(huán)控制方式對(duì)電比例變量泵進(jìn)行調(diào)節(jié)，兩負(fù)載容腔的實(shí)時(shí)壓力經(jīng)過LS反饋回路比較之后，將最大負(fù)載壓力反饋給系統(tǒng)，然后系統(tǒng)根據(jù)當(dāng)前的最大負(fù)載壓力調(diào)整變量泵的斜盤傾角，使得泵的出口壓力ps高于最大負(fù)載壓力一定的壓力裕度，從而使得兩個(gè)負(fù)載進(jìn)油口壓差Δpin能被有效降低。因此，如圖2b所示，LS系統(tǒng)能有效降低Ein。

但是，由于LS系統(tǒng)采用的是單閥芯比例方向閥，其進(jìn)、出油閥口機(jī)械耦合，出油閥口的開度只能跟隨進(jìn)油閥口的開度被動(dòng)耦合調(diào)節(jié)，故在出油閥口處仍存在較大的壓差Δpout，所以LS系統(tǒng)仍存在較大出口壓力損失Eout。

此外，LS系統(tǒng)無論負(fù)載工況如何，系統(tǒng)負(fù)載的油液回路僅有一種普通工作模式(即：當(dāng)油缸伸出時(shí)，油液從泵進(jìn)入無桿腔，而有桿腔油液回流至油箱；當(dāng)油缸縮回時(shí)，油液從泵進(jìn)入有桿腔，無桿腔油液直接回流至油箱)。所以當(dāng)負(fù)載1或負(fù)載2具有較大勢(shì)能并且負(fù)載方向和負(fù)載運(yùn)動(dòng)方向相同時(shí)，系統(tǒng)可以利用負(fù)載自身勢(shì)能為系統(tǒng)提供壓力和流量，但LS系統(tǒng)無法構(gòu)建能量再生工作回路模式，泵仍需給系統(tǒng)提供高壓流量，因此仍存在較大的勢(shì)能損失Eg1和Eg2。而造成這兩個(gè)方面能耗的根本原因是：單閥芯控制閥進(jìn)出口存在機(jī)械耦合，使得負(fù)載工作模式以及閥控模式都很單一，系統(tǒng)無法根據(jù)負(fù)載特性切換至能效更優(yōu)的工作模式。

2 多模式切換

為提高液壓機(jī)械臂的能量效率，應(yīng)擴(kuò)展系統(tǒng)工作模式，并對(duì)其進(jìn)行在線調(diào)整，以適應(yīng)不同的負(fù)載特性。本研究設(shè)計(jì)的負(fù)載口獨(dú)立多模式切換控制系統(tǒng)(IMMS)，采用負(fù)載口獨(dú)立控制原理，在各執(zhí)行器的進(jìn)、出油口分別配置相互獨(dú)立的電液控制閥，其單執(zhí)行器的系統(tǒng)油路連接方式如圖3所示。

與傳統(tǒng)液壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)相比，該系統(tǒng)的優(yōu)勢(shì)在于系統(tǒng)控制自由度可由1個(gè)增加至2個(gè)，因此可以分別在進(jìn)出口控制閥上同時(shí)控制流量和壓力；此外，可以通過切換進(jìn)出口控制閥改變執(zhí)行器油液回路，執(zhí)行器兩腔可以同時(shí)連通高壓或低壓油路，實(shí)現(xiàn)能量再生。

2.1 負(fù)載多模式切換

負(fù)載特性直接決定負(fù)載工作模式的選擇，所以應(yīng)首先根據(jù)執(zhí)行器實(shí)際工作速度與負(fù)載方向定義負(fù)載類別。本文定義活塞桿伸出的方向?yàn)樗俣日较颍?fù)載力阻礙活塞桿伸出的方向?yàn)樨?fù)載力正方向。速度方向可根據(jù)指令速度判斷，負(fù)載力計(jì)算式為

FL=paAa-pbAb

(8)

式中FL——負(fù)載力，N

pa、pb——有桿腔和無桿腔壓力，Pa

Aa、Ab——有桿腔和無桿腔油液有效作用面積，m2

如圖4所示，在負(fù)載力與速度方向一致時(shí)，則定義負(fù)載為超越負(fù)載；如果速度方向?yàn)檎邑?fù)載方向?yàn)樨?fù)，則定義為超越伸出負(fù)載(Qua Ⅱ)；若速度方向?yàn)樨?fù)且負(fù)載方向?yàn)檎?，則定位為超越縮回負(fù)載(Qua Ⅳ)。在負(fù)載力與速度方向相反時(shí)，定義負(fù)載為阻抗負(fù)載；如果速度方向?yàn)檎?fù)載方向?yàn)檎?，則定義為阻抗伸出負(fù)載(Qua Ⅰ)；若速度方向?yàn)樨?fù)，負(fù)載方向?yàn)樨?fù)，則定義為阻抗縮回負(fù)載(Qua Ⅲ)。

根據(jù)上述定義的負(fù)載象限，除負(fù)載口獨(dú)立控制系統(tǒng)本身具有的四象限普通工作模式(Nor)之外,本研究還針對(duì)各象限負(fù)載特點(diǎn)設(shè)計(jì)了另外3種能量再生工作模式，分別為：高壓再生模式(HPR)、低壓縮回再生模式(LPRR)以及低壓伸出再生模式(LPER)，各工作模式執(zhí)行器油液回路方式如圖4所示。

當(dāng)系統(tǒng)處于HPR模式時(shí)，執(zhí)行器處于差動(dòng)連接，兩腔油液壓力相等，輸出力取決于執(zhí)行器兩腔油液有效作用面積之差，即：Aa-Ab?？紤]到系統(tǒng)負(fù)載能力受此面積差限制，故此負(fù)載象限下的普通模式(Nor)對(duì)重載執(zhí)行器具有更高的優(yōu)先級(jí)。因此，對(duì)于多執(zhí)行器的液壓系統(tǒng)而言，在滿足負(fù)載象限的條件下，只有非重載執(zhí)行器，系統(tǒng)才會(huì)切換至HPR模式下；否則，執(zhí)行器仍需要工作在此負(fù)載象限的普通模式下。

當(dāng)超越負(fù)載作用于油缸(Qua Ⅱ、Qua Ⅳ)，系統(tǒng)則切換至對(duì)應(yīng)的低壓縮回再生模式(LPRR)或低壓伸出再生模式(LPER)。這兩種能量再生模式(LPRR、LPER)的相同之處在于：油液靠負(fù)載自身作用于執(zhí)行器產(chǎn)生的壓力以引起流動(dòng)，從而進(jìn)行能量再生；不同之處在于：LPRR模式為無桿腔流量再生進(jìn)入有桿腔，泵無需向該模式下的執(zhí)行器供油，而LPER模式為有桿腔流量再生進(jìn)入無桿腔，因此泵仍需向執(zhí)行器無桿腔供應(yīng)少量油液。

2.2 閥控策略多模式切換

閥的控制自由度由1個(gè)增加至2個(gè)后，系統(tǒng)可對(duì)負(fù)載進(jìn)出口進(jìn)行流量和壓力獨(dú)立控制，前者旨在跟蹤所需要的運(yùn)動(dòng)軌跡或速度[25]，而后者則可以控制另一側(cè)的閥口壓差，從而減小閥口壓力損失。在本研究中，流量控制采用計(jì)算流量反饋控制方式[25]，而壓力控制采用壓力反饋閉環(huán)控制方式或閥口全開壓力控制方式，如圖5a、5c、5d所示。

在計(jì)算流量反饋控制方式中，通過采集閥口兩端壓力信號(hào)并用計(jì)算流量的方式獲取當(dāng)前閥口實(shí)際的流量。其閥的控制信號(hào)為

(9)

其中qe(t)=qref-qvqref=vrefAp

式中kp、ki、kd——PID比例、積分、微分系數(shù)

qe(t)——閥口目標(biāo)流量和實(shí)際流量差值，L/min

qref——閥口目標(biāo)流量,L/min

vref——操縱桿信號(hào)，V

Ap——操縱桿電壓對(duì)應(yīng)目標(biāo)流量比例系數(shù)，L/(min·V)

qv——閥口實(shí)際流量，L/min

而閥口的實(shí)際流量qv通過圖5b中已離線標(biāo)定好的控制閥壓力流量特性曲線以及系統(tǒng)當(dāng)前閥控電壓信號(hào)uv、閥口兩端實(shí)時(shí)壓差值Δp，進(jìn)行在線辨識(shí)得出。

在壓力反饋閉環(huán)控制方式中，采用PID控制器，使當(dāng)前執(zhí)行器容腔壓力追蹤設(shè)定的目標(biāo)壓力(本文目標(biāo)壓力取抗氣蝕的最小壓力0.2 MPa)，其閥控信號(hào)為

(10)

其中

Δpb=pb,ref-pb,act

式中 Δpb——當(dāng)前執(zhí)行器容腔的目標(biāo)壓力與實(shí)際壓力之差，Pa

為了使系統(tǒng)能在各負(fù)載模式下得到最優(yōu)節(jié)能和控制效果，應(yīng)根據(jù)各負(fù)載模式的特性在執(zhí)行器的進(jìn)出口控制閥合理配置上述閥控方式。本文所采用的負(fù)載口獨(dú)立控制的一般閥控策略為：進(jìn)油閥口采用計(jì)算流量閥控方式，以根據(jù)負(fù)載目標(biāo)速度來分配泵流量；在出油閥口采用壓力反饋控制方式，以降低背腔壓力。但是考慮到負(fù)載處于超越負(fù)載象限 (Qua Ⅱ和Qua Ⅳ)時(shí)，負(fù)載力和負(fù)載速度同向，若仍采用一般閥控策略，會(huì)由于負(fù)載力或速度過大，引發(fā)油腔吸空導(dǎo)致系統(tǒng)失穩(wěn)。所以本系統(tǒng)在Qua Ⅱ、Qua Ⅳ負(fù)載象限時(shí)的閥控策略為：出油閥控方式切換至計(jì)算流量控制方式，而進(jìn)油閥口控制方式切換至閥口全開控制方式，以實(shí)現(xiàn)多模式切換系統(tǒng)能效最優(yōu)的同時(shí)，保證其運(yùn)動(dòng)跟蹤能力。各典型負(fù)載模式的閥控策略如圖6所示。

2.3 泵控策略

在泵的控制層面，考慮到傳統(tǒng)電液負(fù)載敏感控制方法存在響應(yīng)滯后問題[25]，故采用帶流量前饋的電液負(fù)載敏感控制方法控制變量泵的排量，變量泵的斜盤傾角滿足

(11)

式中qi,ref——各執(zhí)行器所需流量，m3/s

θs,ref——泵的斜盤目標(biāo)傾角，(°)

θs,max——泵的斜盤最大傾角，(°)

為了消除泵泄漏量與泵的壓力、密封件硬度以及油液粘度等因素的非線性依賴關(guān)系，從而在開環(huán)排量控制中獲得準(zhǔn)確的斜盤傾角控制信號(hào)，采用離線標(biāo)定的方法得到了泵排量、泵壓力、泵斜盤傾角、泵轉(zhuǎn)速之間映射關(guān)系，然后再運(yùn)用標(biāo)定好的映射關(guān)系，由當(dāng)前目標(biāo)流量、系統(tǒng)壓力以及泵的轉(zhuǎn)速在線確定泵的斜盤目標(biāo)傾角。為了使系統(tǒng)壓力裕度恒定，采用壓力裕度閉環(huán)控制的方式對(duì)泵的壓力進(jìn)行調(diào)節(jié)。最大負(fù)載壓力pLS,max通過壓力傳感器反饋至控制器并與系統(tǒng)當(dāng)前壓力ps進(jìn)行比較，其差值再通過一個(gè)PI控制器對(duì)泵排量的前饋信號(hào)進(jìn)行補(bǔ)償，使得壓力裕度維持在一個(gè)定值，其帶流量前饋的負(fù)載敏感泵控方式如圖7所示。

閉環(huán)壓力控制器的輸出Δq為

(12)

式中pm,ref——壓力裕度目標(biāo)值，Pa

pm,act——壓力裕度實(shí)際值，Pa

加上壓力裕度閉環(huán)控制后泵的排量信號(hào)為

(13)

3 節(jié)能特性分析

以LS系統(tǒng)作為對(duì)比，分析IMMS系統(tǒng)在不同模式下多執(zhí)行器的節(jié)能特性，定義負(fù)載1為重載執(zhí)行器，負(fù)載2為輕載執(zhí)行器，典型工作模式下節(jié)能性能如表1所示。

LS系統(tǒng)與IMMS系統(tǒng)相比，由于IMMS系統(tǒng)負(fù)載口獨(dú)立，系統(tǒng)能夠在進(jìn)行運(yùn)動(dòng)跟蹤的同時(shí)，背腔壓力控制使得出油口壓力降低，從而降低了系統(tǒng)壓力，如表1所示，IMMS系統(tǒng)能有效降低出口壓力損失Eout。

表1 LS系統(tǒng)與IMMS系統(tǒng)能耗對(duì)比Tab.1 Comparison of energy consumption between LS system and IMMS system under different modes

當(dāng)負(fù)載2(輕載執(zhí)行器)處于Qua Ⅰ負(fù)載象限或處于Qua Ⅱ及Qua Ⅳ象限時(shí)，負(fù)載2進(jìn)入對(duì)應(yīng)的流量再生模式，油液從執(zhí)行器的高壓容腔進(jìn)入低壓容腔，故IMMS系統(tǒng)中泵的流量會(huì)降低，而系統(tǒng)能耗如表1所示，能耗Ev也會(huì)有進(jìn)一步降低。

4 實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證與結(jié)果分析

4.1 實(shí)驗(yàn)平臺(tái)

為了驗(yàn)證負(fù)載口獨(dú)立多模式切換控制下系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)性能和能效，本研究在液壓挖掘機(jī)三自由度機(jī)械臂上進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)。如圖8所示，該實(shí)驗(yàn)平臺(tái)利用Matlab公司XPC-Target組建了主、從計(jì)算機(jī)實(shí)時(shí)控制系統(tǒng)；上位機(jī)可利用RTW代碼生成器將Matlab/Simulink軟件平臺(tái)上編寫的控制模型編譯成可執(zhí)行目標(biāo)程序，并通過TCP/IP協(xié)議與下位機(jī)通訊，將可執(zhí)行目標(biāo)程序下載到下位機(jī)，然后下位機(jī)按照可執(zhí)行目標(biāo)程序通過電氣系統(tǒng)對(duì)實(shí)驗(yàn)平臺(tái)進(jìn)行實(shí)時(shí)控制。通過安裝在各執(zhí)行器兩腔、泵出口以及油箱回油路等多個(gè)壓力傳感器對(duì)控制程序所需的壓力信號(hào)進(jìn)行采集，以便對(duì)油缸模式進(jìn)行判斷；并利用安裝在泵出口處的流量計(jì)對(duì)系統(tǒng)流量進(jìn)行監(jiān)測(cè)，以便對(duì)兩個(gè)對(duì)比實(shí)驗(yàn)?zāi)芎倪M(jìn)行分析。

為提高實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)的精度，實(shí)驗(yàn)采用丹麥Danfoss公司MBS 3050-060G1153型壓力變送器對(duì)系統(tǒng)各處壓力進(jìn)行感知，其精度可達(dá)0.5%；采用德國威仕公司VS 1高精度流量計(jì)，其量程范圍0.05～80 L/min,計(jì)量精度可達(dá)到0.3%；此外，為提高傳感器模擬信號(hào)的采集精度，實(shí)驗(yàn)平臺(tái)采用NI公司PCI-6229(±10 V)以及PCI-6713(±10 V)兩款高精度數(shù)據(jù)采集卡用于數(shù)據(jù)采集，兩款采集卡分辨率分別高達(dá)16 bits和12 bits。

4.2 實(shí)驗(yàn)方案

為了驗(yàn)證IMMS系統(tǒng)能夠通過靈活的工作模式切換產(chǎn)生的能效潛力，實(shí)驗(yàn)選取3個(gè)執(zhí)行器的一個(gè)典型工作循環(huán)進(jìn)行測(cè)試。如圖9a所示，該典型工作循環(huán)包含油缸由靜止?fàn)顟B(tài)分別到Nor、LPRR及LPER 3種模式相互切換。所對(duì)應(yīng)的機(jī)械臂運(yùn)動(dòng)目標(biāo)速度如圖9b所示。

該工作運(yùn)動(dòng)持續(xù)約15 s，其中包括抬起動(dòng)臂、抬升斗桿和鏟斗、降低動(dòng)臂和縮回鏟斗等一系列操作，這些操作將模擬機(jī)械臂鏟起物料、從堆中移出物料并轉(zhuǎn)到自卸車上,最后從鏟斗中卸下物料這一典型工作循環(huán)。

本實(shí)驗(yàn)通過該挖掘機(jī)上的典型周期性運(yùn)動(dòng)分別對(duì)LS系統(tǒng)以及本文所提出的IMMS系統(tǒng)進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。采用壓力控制方式對(duì)力士樂SYDFE.-2X/45型壓力流量復(fù)合控制泵的排量進(jìn)行調(diào)節(jié), 以實(shí)現(xiàn)兩個(gè)對(duì)比系統(tǒng)的電液負(fù)載敏感泵控方式，系統(tǒng)壓力和最大負(fù)載壓力之間的壓力裕度設(shè)置為恒定值1.2 MPa。采用Rexroth公司的4WREE-10三位四通比例方向閥對(duì)挖掘機(jī)3個(gè)執(zhí)行器進(jìn)行控制，其具體LS及IMMS系統(tǒng)原理圖如圖10所示。

4.3 實(shí)驗(yàn)結(jié)果分析

圖11為液壓挖掘機(jī)機(jī)械臂的3個(gè)執(zhí)行器分別在LS系統(tǒng)和IMMS系統(tǒng)下的速度曲線，其中包括：6.5～8.5 s時(shí)動(dòng)臂下降，動(dòng)臂油缸從靜止?fàn)顟B(tài)切換至LPRR模式；8.5～11.5 s時(shí)，斗桿和鏟斗下降，斗桿油缸和鏟斗油缸由靜止?fàn)顟B(tài)切換至LPRE模式；其他時(shí)間段，各執(zhí)行器處于Nor模式或靜止?fàn)顟B(tài)。

從圖11可看出，IMMS系統(tǒng)的速度曲線與LS系統(tǒng)基本相同,故兩種液壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)都可以得到很好的運(yùn)動(dòng)跟蹤性能。在兩個(gè)系統(tǒng)中，各油缸在速度突變時(shí)都有一定的超調(diào)，但超調(diào)能較快穩(wěn)定，最后能與跟蹤的目標(biāo)速度一致。由此可知，IMMS并不會(huì)降低系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)性能。

如圖12所示，在所有動(dòng)作時(shí)段，IMMS系統(tǒng)中3個(gè)執(zhí)行器兩腔壓力都低于LS系統(tǒng)中執(zhí)行器的兩腔壓力，又因?yàn)镮MMS系統(tǒng)與LS系統(tǒng)同樣采用負(fù)載敏感泵控方式，因此如圖12a所示，在系統(tǒng)壓力方面， IMMS系統(tǒng)壓力明顯小于LS系統(tǒng)壓力，因此系統(tǒng)出油口壓力損失產(chǎn)生的能耗可被有效降低。

此外，動(dòng)臂油缸在6.5～8.5 s時(shí)段進(jìn)入LPRR流量再生模式，而斗桿和鏟斗油缸在8.5～11.5 s時(shí)段進(jìn)入LPRE流量再生模式；兩個(gè)系統(tǒng)各時(shí)段的流量對(duì)比如圖13b所示。由圖13b可知，在6.5～8.5 s以及8.5～11.5 s兩個(gè)時(shí)間段內(nèi)，IMMS的系統(tǒng)流量明顯少于LS系統(tǒng)；并且，動(dòng)臂油缸在8.5～11.5 s進(jìn)入LPRR模式下時(shí)，泵不需要向系統(tǒng)提供流量，而LPRE模式下，泵仍需向系統(tǒng)提供少量流量，這與表1中能耗分析結(jié)果一致。

根據(jù)圖13a系統(tǒng)壓力以及圖13b系統(tǒng)流量可得系統(tǒng)能耗功率曲線，如圖13c所示。從圖13c可知，在挖掘機(jī)臂的所有動(dòng)作時(shí)段，所提出的IMMS系統(tǒng)的能耗功率均小于LS系統(tǒng)的能耗功率。

為能更詳細(xì)分析能源效率，現(xiàn)量化節(jié)能效果，系統(tǒng)各時(shí)段能耗計(jì)算式為

(14)

式中Ts——采樣周期，取0.000 5

i——采樣序號(hào)

各時(shí)間段兩對(duì)比系統(tǒng)能耗計(jì)算結(jié)果如表2所示,與LS系統(tǒng)相比，IMMS系統(tǒng)有效降低了出口節(jié)流損失，并利用了超越負(fù)載下回收的勢(shì)能，從而獲得了更高的節(jié)能性能。在整個(gè)動(dòng)作周期內(nèi)，相比于LS系統(tǒng)能耗，IMMS系統(tǒng)的節(jié)能率達(dá)21.95%，其中能量再生節(jié)約的能耗為時(shí)段8.5～11.5 s所節(jié)約的能耗，這部分節(jié)約能耗占總節(jié)約能耗的32.04%。因?yàn)?，?shí)驗(yàn)設(shè)備是小型挖掘機(jī)，因此勢(shì)能相對(duì)較低。如果對(duì)于重型噸位的工程設(shè)備，采用所提出的多模式切換方法進(jìn)行能量再生所節(jié)省的能源將更為顯著。

表2 節(jié)能對(duì)比分析Tab.2 Comparative analysis of experimental results on energy saving

5 結(jié)束語

提出了一種電液負(fù)載敏感負(fù)載口獨(dú)立多模式切換控制方法來代替重載液壓機(jī)械臂中的傳統(tǒng)LS系統(tǒng)，該方法可進(jìn)一步提高液壓重載機(jī)械臂的能源效率。該系統(tǒng)采用控制閥獨(dú)立控制執(zhí)行器的進(jìn)出口油液，油缸和閥門的多模式都可以隨工況負(fù)載的不同進(jìn)行在線切換。因此，可以同時(shí)優(yōu)化出口損失以及勢(shì)能損失。此外，合理匹配油缸工作模式和閥控模式，以實(shí)現(xiàn)更高的能源效率和精確的運(yùn)動(dòng)跟蹤能力。2 t挖掘機(jī)的典型工作實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，使用所提出負(fù)載口獨(dú)立多模式切換控制方法可實(shí)現(xiàn)節(jié)能21.95%，同時(shí)驗(yàn)證了使用該方法不會(huì)降低運(yùn)動(dòng)跟蹤能力。