曾億山，黃河，劉常海，劉旺，劉睿

(合肥工業(yè)大學機械工程學院，安徽合肥 230009)

0 前言

現(xiàn)有的解決多執(zhí)行器流量飽和的方法主要是LS技術，其原理是控制液壓泵輸出壓力比最高負載高2～3 MPa，在控制閥前或閥后設置壓差補償器，實現(xiàn)對各聯(lián)控制閥前后壓差的控制，從而實現(xiàn)對流入各執(zhí)行器流量的控制，使各執(zhí)行器動作不受負載差異影響。該技術是目前國際上較先進產(chǎn)品廣泛采用的技術。負載敏感技術分為閥前壓力補償、閥后壓力補償(Lastdruck Unabh?ngige Durchfluss Verteilung，LUDV)和回油路壓力補償3種類型。

楊華勇等設計了一種閥前壓力補償系統(tǒng)的抗流量飽和控制器，使LS系統(tǒng)具有抗流量飽和功能。WU等研究了當LS系統(tǒng)有多個執(zhí)行器時3個不同穩(wěn)態(tài)工作區(qū)域的頻域不穩(wěn)定性和補償閥的動態(tài)特性。劉偉等人基于LUDV系統(tǒng)，針對負載較低的執(zhí)行器閥后壓力補償，提出一種新型控制器控制主閥通流面積，實現(xiàn)流量按需分配。日本東芝公司研發(fā)了一種回油補償LS系統(tǒng)，各執(zhí)行器回油路上布置了壓力補償閥進行壓力補償，從而使各執(zhí)行器進油路控制閥前后壓差相同，具有抗流量飽和功能。張浩杰基于回油補償系統(tǒng)，增設液壓蓄能器實現(xiàn)回油路能量回收，避免回油路上的節(jié)流損失，仿真結(jié)果表明提高了系統(tǒng)能量效率。

在實現(xiàn)抗流量飽和功能的基礎上，國內(nèi)外學者還致力于改善LS系統(tǒng)的節(jié)能特性和控制特性。CETINKUNT提出了一種通過延遲閥門指令的實時控制策略，實現(xiàn)對泵和閥門的同步控制。HU等在傳統(tǒng)LS系統(tǒng)回路上增加了一個三通比例減壓閥，實時調(diào)整液壓泵與負載之間的壓差，實驗驗證了此系統(tǒng)可改善動態(tài)特性和節(jié)能特性。AXIN等研制了一種新型壓力補償器，從液壓元件層面提高了系統(tǒng)的流量匹配精度，還提出了一種基于壓力裕度和李雅普諾夫函數(shù)的流量壓力混合控制方案，改善了系統(tǒng)控制特性。RUGGERI和GUIDETTI將傳統(tǒng)負載敏感泵控制閥的控制方式改為先導控制，實時調(diào)節(jié)泵與最大負載之間的壓差，提高了系統(tǒng)控制特性。DU等提出了一種基于負載預測的機械臂節(jié)能控制技術，以調(diào)節(jié)泵流量，降低能耗。XU等在流量匹配負載的基礎上提出一種壓力流量混合控制系統(tǒng)，提高了流量分配精度和能量效率。LOVREC、PLUTA、CHENG等利用變速電機驅(qū)動定量液壓泵，代替?zhèn)鹘y(tǒng)LS變量液壓泵，實現(xiàn)電液負載敏感控制，改善了系統(tǒng)控制特性。

上述研究抗流量飽和的過程中，大多學者采用控制各執(zhí)行器主閥進出口壓差的方法，因此存在一些缺陷。一方面，為了控制主閥的壓差，大多學者采用了復雜的電液補償方法，對控制器性能要求高；另一方面，沒有從根本上減小閥口節(jié)流損失，LS系統(tǒng)仍有很大的節(jié)能潛力。IM(Independent Metering)技術打破了傳統(tǒng)LS系統(tǒng)進油路與回油路的機械連接，利用多個控制閥獨立控制，在完成節(jié)流調(diào)速控制的同時，可以減小系統(tǒng)背壓，從而避免了傳統(tǒng)LS系統(tǒng)中重復的節(jié)流損失。為進一步提高LS系統(tǒng)的節(jié)能性和降低系統(tǒng)的控制難度，本文作者將負載口獨立控制(IM)技術應用于LS系統(tǒng)，利用機液壓差補償方法，提出一種新型抗流量飽和的IM系統(tǒng)，并建立該系統(tǒng)節(jié)能特性模型，對其節(jié)能特性進行分析和仿真驗證。

1 系統(tǒng)節(jié)能特性模型

將新IM系統(tǒng)的工作原理簡化為如圖2所示，其中液壓缸都為阻抗伸出，其他工況類似。

1.1 閥口節(jié)流損失特性

進口閥與出口閥型號相同，都為滑閥且性能參數(shù)完全相同，則根據(jù)壓力-流量方程，流過進口閥節(jié)流孔V1和出口閥節(jié)流孔V2的流量可以分別表示為

(1)

(2)

其中：為泵壓力;為一聯(lián)液壓缸無桿腔壓力;為流入一聯(lián)液壓缸無桿腔的流量;為一聯(lián)液壓缸有桿腔壓力;為二位二通比例換向閥流量系數(shù);為二位二通比例換向閥面積梯度(m)；為流出一聯(lián)液壓缸有桿腔的流量；為一聯(lián)壓力補償閥的閥前壓力;為二位二通比例換向閥閥口最大開口度(m)；為一聯(lián)進口閥開口比例(%)；為一聯(lián)出口閥開口比例(%)。

圖1 回油補償負載口獨立控制系統(tǒng)原理簡化圖

由于通過一聯(lián)進油路節(jié)流孔的流量流入一聯(lián)液壓缸無桿腔，流出一聯(lián)液壓缸無桿腔的流量通過一聯(lián)回油路節(jié)流孔，聯(lián)立式(1)(2)可得：

(3)

其中:為一聯(lián)液壓缸無桿腔面積；為一聯(lián)液壓缸有桿腔面積；為一聯(lián)液壓缸運動速度。

定義開口比和面積比：

(4)

(5)

將式(3)平方后整理可得：

(6)

一聯(lián)執(zhí)行器為阻抗伸出，則負載的平衡方程為

=+

(7)

其中：為一聯(lián)液壓缸外負載。

由式(6)(7)可得一聯(lián)液壓缸無桿腔和有桿腔壓力分別為

(8)

(9)

1.2 補償閥閥口節(jié)流損失特性

系統(tǒng)中的壓力補償閥完全相同，且都是滑閥，通過壓力補償閥的流量為

(10)

(11)

其中：為壓力補償閥流量系數(shù)；為壓力補償閥的面積梯度(m)；為壓力補償閥最大開口比例(m)；為一聯(lián)壓力補償閥閥芯的位移(m)；為二聯(lián)壓力補償閥閥芯的位移(m)；為油箱壓力。忽略壓力補償器閥芯受到的液動力，一聯(lián)和二聯(lián)壓力補償閥閥芯的力平衡方程可以表示為

--=0

(12)

--=0

(13)

其中：為壓力補償閥閥芯受力面積(m)；為壓力補償閥彈簧剛度(N/m)。忽略弱彈簧力，由式(12)(13)可得:

==

(14)

和分別為系統(tǒng)開始工作后壓力補償閥閥芯移動前的無桿腔壓力。當<時，二聯(lián)壓力補償閥閥芯在復位彈簧作用下使閥口完全開啟，一聯(lián)壓力補償閥閥芯移動減小閥口開啟面積，直到系統(tǒng)穩(wěn)定。假設=0，由式(11)整理得二聯(lián)壓力補償閥閥前壓力為

(15)

定義系數(shù)為

(16)

由式(7)(14)可得：

(17)

整理式(2)可得：

(18)

定義系數(shù)為

(19)

依據(jù)同樣推導方法可得

(20)

由式(17)—(19)可得

(21)

當>時同理，在此不贅述。

1.3 液壓系統(tǒng)節(jié)能效率特性

液壓系統(tǒng)的轉(zhuǎn)換效率可以表示為

(22)

其中：為泵源的輸出功率；為液壓缸的輸出功率。進一步可以表示為

(23)

由式(1)(8)整理可得：

(24)

系統(tǒng)節(jié)能效率的表達式為

(25)

其中：為LS系統(tǒng)的泵源壓力(MPa)；為IM系統(tǒng)的泵源壓力(MPa)；為LS系統(tǒng)的泵源流量(m/s)；為IM系統(tǒng)的泵源流量(m/s)。

觀察式(25)可知，若想降低液壓系統(tǒng)的能耗，則必須減小液壓泵的輸出壓力。因此，減小液壓泵的輸出壓力是降低液壓系統(tǒng)能耗的主要途徑。

2 系統(tǒng)節(jié)能特性分析

將式(23)(24)應用于傳統(tǒng)LS系統(tǒng)和IM系統(tǒng)。在傳統(tǒng)LS系統(tǒng)中，對稱閥的進出閥口開啟比==1。IM系統(tǒng)在實際工作中，進口閥開口比例由液壓缸活塞桿目標速度決定，將出口閥開口比例開到最大，則==1。

系統(tǒng)主要參數(shù)如表1所示，設=40 000 N、=10 000 N、=0.1 m/s、=0.2 m/s、油箱壓力=0。

表1 系統(tǒng)主要參數(shù)

將一聯(lián)執(zhí)行器與二聯(lián)執(zhí)行器工況分成4種工作模式。模式1：一聯(lián)阻抗伸出，二聯(lián)阻抗伸出；模式2：一聯(lián)阻抗伸出，二聯(lián)阻抗縮回；模式3：一聯(lián)阻抗縮回，二聯(lián)阻抗伸出；模式4：一聯(lián)阻抗縮回，二聯(lián)阻抗縮回。4種工作模式下的系統(tǒng)效率分析結(jié)果如圖2所示。

由圖2(a)可知：系統(tǒng)為模式1時，IM系統(tǒng)的出口閥開到最大減小背壓，降低了泵源壓力，提高了系統(tǒng)效率,開口比例=0.5時效率最高，為29.1%，相比較傳統(tǒng)LS系統(tǒng)，效率提高1.26%；=0.31時，IM系統(tǒng)節(jié)能效果最明顯，節(jié)能效率為1.69%。由圖2(b)可知：模式2時，由于二聯(lián)液壓缸縮回時流入有桿腔的流量小于相同速度伸出時流入無桿腔的流量，比模式1的整體效率更高；開口比例=0.5時效率最高，=43.97%，比傳統(tǒng)LS系統(tǒng)提高了1.88%；=0.31時節(jié)能效果最明顯，節(jié)能效率為2.54%。由圖2(c)可知：系統(tǒng)為模式3時，開口比例=0.5時效率最高，=23.51%，比傳統(tǒng)LS系統(tǒng)提高了5.12%；=0.21時節(jié)能效果最明顯，節(jié)能效率為10.53%。由圖2(d)可知：系統(tǒng)為模式4時，由于二聯(lián)液壓缸縮回時流入有桿腔的流量小于相同速度伸出時流入無桿腔的流量，比模式2的整體效率更高；開口比例=0.5時效率最高，=37.91%，比傳統(tǒng)LS系統(tǒng)提高了8.25%，=0.21時節(jié)能效果最明顯，節(jié)能效率為15.97%。

圖2 4種工作模式下的效率特性曲線

綜上所述，IM系統(tǒng)的泵源壓力低于傳統(tǒng)LS系統(tǒng)泵源壓力。在實際工作中，忽略的差距，負載及液壓缸活塞桿目標速度為設定值，面積比和為常數(shù)且=1，所以泵源壓力與進口閥開口比例負相關，開口比例越大，泵源壓力越小。然而在IM系統(tǒng)中，進出口閥開口比例和的調(diào)節(jié)是分別獨立的，當進口閥開口比例根據(jù)目標速度調(diào)整時，出口閥可以開到最大即=100%，從而降低泵源壓力，減少液壓泵能耗，實現(xiàn)節(jié)能作用。

因此，所提出的IM系統(tǒng)相比傳統(tǒng)LS系統(tǒng)在各種工況下普遍具有更好的效率，當系統(tǒng)處于一聯(lián)阻抗縮回和二聯(lián)阻抗縮回工況時，IM系統(tǒng)節(jié)能效果最明顯，節(jié)能效率為15.97%。

3 仿真驗證

在AMESim軟件中對LS和IM系統(tǒng)進行建模，利用液壓元件庫建立壓力補償器模型,如圖3所示，IM、LS系統(tǒng)模型分別如圖4和圖5所示。

圖3 壓力補償器的仿真建模

圖4 IM系統(tǒng)的仿真模型

圖5 LS系統(tǒng)的仿真模型

在仿真模型中進行驗證，負載與第2節(jié)一致，在模式1和模式2時，設=0.31、=1，仿真結(jié)果分別如圖6、圖7所示；在模式3和模式4時，設=0.21、=1，仿真結(jié)果分別如圖8、圖9所示。

由圖6可知：系統(tǒng)在0.2 s內(nèi)波動，穩(wěn)定后，IM系統(tǒng)效率為18.2%，LS系統(tǒng)效率為16.5%，節(jié)能效率為1.41%。由圖7可知：系統(tǒng)在0.15 s內(nèi)波動，穩(wěn)定后，IM系統(tǒng)效率為26.3%，LS系統(tǒng)效率為25.8%，節(jié)能效率為2.06%。由圖8可知：系統(tǒng)在0.22 s內(nèi)波動，穩(wěn)定后，IM系統(tǒng)效率為12.6%，LS系統(tǒng)效率為6.3%，節(jié)能效率為9.88%。由圖9可知：系統(tǒng)在0.17 s內(nèi)波動，穩(wěn)定后，IM系統(tǒng)效率為18.9%，LS系統(tǒng)效率為12.1%，節(jié)能效率為15.03%。

圖6 工作模式1的仿真結(jié)果

圖7 工作模式2的仿真結(jié)果

圖8 工作模式3的仿真結(jié)果

圖9 工作模式4的仿真結(jié)果

因此，仿真結(jié)果與節(jié)能模型最佳節(jié)能效率計算結(jié)果基本一致，驗證了此節(jié)能模型的正確性。

4 結(jié)論

本文作者針對抗流量飽和研究中傳統(tǒng)LS系統(tǒng)節(jié)流損失大、電液壓差補償控制復雜的問題，將IM技術應用于LS系統(tǒng)，在回油路上進行機液壓差補償，設計了一種基于回油補償?shù)呢撦d口獨立系統(tǒng)。對該系統(tǒng)建立了節(jié)能特性模型，并與傳統(tǒng)LS系統(tǒng)進行了節(jié)能特性對比。結(jié)果表明：新型IM系統(tǒng)的效率優(yōu)于傳統(tǒng)LS系統(tǒng)，其中當系統(tǒng)處于一聯(lián)阻抗縮回和二聯(lián)阻抗縮回工況時，IM系統(tǒng)節(jié)能效果最明顯，節(jié)能效率計算結(jié)果為15.97%，節(jié)能效率仿真結(jié)果為15.03%，驗證了其節(jié)能模型的正確性。研究結(jié)果為提高LS系統(tǒng)節(jié)能效率、降低抗流量飽和控制難度提供了參考。