多級壓力源切換負載口獨立控制系統能耗特性實驗研究

曹曉明,姚靜,2,沙桐,王佩

(1.燕山大學機械工程學院,066004,河北秦皇島;2.南京工程學院機械工程學院,210000,南京)

隨著能源危機的日益加重,液壓系統的節能問題越來越引起人們的重視[1-3]。近年來數字液壓逐漸成為液壓領域的重要發展方向之一[4-6],液壓切換系統作為數字液壓技術的典型應用,得到了國內外學者的關注和研究[7]。液壓切換系統主要可分為切換閥系統和切換液壓源系統。閥切換控制系統通常采用PWM信號的數字閥直接控制負載[8],如ABS制動器[9]、切換轉換器[10-11]等,目前只在小功率液壓系統中得到了一定的應用。對于大功率液壓系統來說,切換液壓源系統成為了研究熱點。浙江大學顧臨怡等人提出的開關液壓源系統,在系統原理、控制和節能特性方面做了一定的研究工作[12-14],但由于開關液壓源各元件動態及瞬態損耗的影響,系統會產生較大的能耗,制約了該系統的進一步應用。奧爾堡大學將離散液壓動力系統引入波能轉換器液壓系統中,研究了該系統離散輸出力的切換控制算法,使系統能耗損失降低,提高了波浪能到電能的能量轉化效率[15-16]。德國亞琛工業大學Murrenhoff等提出了STEAM系統,通過切換連接到液壓缸的不同壓力等級,使通過閥的節流損失最小化,研究表明,與傳統的負載傳感系統相比,STEAM系統具有明顯的節能優勢[17-18],但是對結合離散和模擬特點液壓系統的混合液壓系統仍然存在一些挑戰。

針對上述問題,姚靜教授等提出了一種多級壓力源切換系統,在前期的研究中采用了液壓缸兩腔同時切換的切換方法,導致系統在切換時存在一定的壓力沖擊及位置抖動[19-20]。為減少切換引起的壓力沖擊和位置抖動,本文將負載口獨立控制技術與多級壓力源切換系統相結合,提出了兩級壓力源切換負載口獨立控制系統(以下簡稱兩級壓力源切換系統),對液壓缸兩腔進、出油口進行獨立控制,不僅可以增加系統控制的自由度,還能提高系統動靜態響應特性及系統效率。針對不同工況提出相應的控制策略,分析系統的能量流動狀態,提出該系統能耗的計算方法,并通過實驗數據分析系統能耗特性。

1 系統原理

多級壓力源切換系統通過引入不同的壓力等級實現多個壓力源輸出力,通過壓力切換與執行器負載進行實時匹配,能夠有效降低系統的節流損失。以H和M(即高壓和中壓)兩個壓力等級為例,兩級壓力源切換系統原理簡圖如圖1所示。系統中:泵1、溢流閥1、開關閥3、單向閥1以及蓄能器1組成H壓力等級;泵2、溢流閥2、開關閥4、單向閥2以及蓄能器2組成M壓力等級;通過控制開關閥1和2的啟閉來選擇H或M壓力等級的接入;由4個比例閥1～4與液壓缸組成負載口獨立閥控缸結構。對于阻抗工況采用位置-壓力復合控制策略,即液壓缸一腔采用位置控制,另一腔采用背壓控制,對于阻抗伸出工況,液壓缸無桿腔采用切換控制,有桿腔采用背壓控制,而對于阻抗縮回工況,液壓缸無桿腔接油箱T,有桿腔采用切換控制,通過負載力大小選擇H-T或M-T壓力組合,實現系統節能,同時減少壓力源切換引起的位置抖動;對于超越縮回工況,無桿腔接油箱,而回油路直接連接蓄能器,對于超越伸出工況,有桿腔接油箱,回油路直接連接蓄能器,用于實現能量的回收、儲存。

圖1 兩級壓力源切換系統原理簡圖

2 系統能耗模型

以兩級壓力源切換系統輸入為起點,建立主要元件及機構能量傳遞模型,為能耗特性的實驗分析提供理論基礎。

2.1 液壓泵能耗

液壓泵將機械能轉化為液壓能Ppump,并伴隨損失能量ΔP′。液壓泵的能量損失主要是由于泵的軸和柱塞等之間的摩擦以及油液壓縮和泄漏造成的。在兩級壓力源切換系統中變量泵、控制泵為液壓系統提供壓力和流量。

系統泵源輸出功率為Ppump,設整體機械效率為ηm,容積效率為ηv,各泵輸出功率可表示為

Tcωcηmcηvc=pcqc

(1)

Tiωiηmiηvi=piqi

(2)

式中:ηmc和ηvc分別為控制泵的機械效率和容積效率;pc和qc分別為控制泵的出口壓力和流量;ηmi為第i(i∈[H,M])個壓力等級所對應泵的機械效率;ηvi為第i個壓力等級所對應泵的容積效率;pi為第i個壓力等級所對應泵的出口壓力;qi為第i個壓力等級所對應泵的出口流量。系統泵源輸出功率為

(3)

則泵源輸出的總功Epump可表示為

(4)

2.2 切換開關閥能耗

開關閥的流量方程為

(5)

Δp=(q/C)2=q2/C2

(6)

由功率計算公式可得閥口功率損失

Pswitch=qΔp=q(q2/C2)=q3/C2

(7)

2.3 比例閥能耗

比例閥閥前的流入功率為Pvalve1,由液壓缸輸出能量經比例閥閥后的功率為Pvalve2,則有

(8)

(9)

因此,經比例閥后的節流功率損失分別為

(10)

(11)

(12)

(13)

2.4 液壓缸能耗

(14)

(15)

因此,液壓缸的輸出功率

(16)

式中:q1=A1v,q2=A2v,A1、A2分別無桿腔和有桿腔面積,v為液壓缸速度。

2.5 負載能耗

負載能耗主要指克服負載所需功率Pload,計算公式如下

Pload=FLv

(17)

式中:FL為負載力。

克服負載所做有用功E與液壓缸輸出力F和液壓缸速度v的關系如下

(18)

2.6 蓄能器能量回收單元

在超越工況下,兩級壓力源切換系統具有能量回收功能,驅動負載作為動力源,對系統做功,可回收的功率為Prec,可回收的能量為Erec,其計算公式如下

Prec=FLv

(19)

(20)

(21)

(22)

3 實驗和討論

3.1 實驗原理及設備

設計并搭建兩級壓力源切換系統實驗平臺,以Ⅰ、Ⅱ象限為例研究該系統能耗特性。實驗系統原理如圖2所示。實驗臺系統包括主系統和負載模擬系統兩部分。主系統主要由液壓泵、溢流閥、卸荷閥、蓄能器、比例閥等組成,負載模擬系統的作用是為模擬不同工作象限模式下的負載。主要元件及傳感器參數如表1、表2所示。

圖2 兩級壓力源切換實驗系統原理簡圖

表1 主要元件基本參數

參數數值定量泵排量/(mL·r-1)25變量泵排量/(mL·r-1)0～40液壓缸缸徑/mm100液壓缸活塞桿直徑/mm45液壓缸行程/mm400比例閥流量/(L·min-1)60蓄能器容積/L40

表2 主要傳感器基本參數

3.2 兩級壓力源切換系統特性實驗研究

設定最大的負載力FLmax=50 kN,取H、M和T等級壓力分別為7.2、4.7和2 MPa,壓力切換點取整:[FM-T]=30 kN,[FT-M]=-20 kN。考慮比例閥壓降及管路的壓力損失,設置H、M等級的壓力閾值Δp=2 MPa。為防止卸荷閥的頻繁啟閉,設置壓力等級區間分別設為[7.2,9.2] MPa和[4.7,6.7] MPa。超越工作象限時,回收能量蓄能器的工作壓力約為4 MPa。

(a)位置

(b)壓力

(c)功率圖3 阻抗伸出工況低壓力源切換至高壓力源時位置階躍給定下的位置、壓力及功率特性曲線

3.2.1 阻抗伸出工況能耗分析 研究阻抗伸出工況下的能耗分布,分析不同位置給定下高低壓切換影響規律:①給定液壓缸100～300 mm的位置階躍信號,以及20～40 kN的階躍負載力,完成低壓力源切換至高壓力源的切換實驗,實驗曲線如圖3所示;②給定液壓缸100～300 mm的位置階躍信號,以及40～20 kN的階躍負載力,完成高壓力源切換至低壓力源的切換實驗,實驗曲線如圖4所示;③給定100～300 mm、斜率為10 mm/s的位置斜坡信號,以及10～50 kN、斜率為±4 kN/s負載力的斜坡信號,完成高、低壓力源間的切換實驗,實驗曲線如圖5所示。

(a)位置

(b)壓力

(c)功率圖4 阻抗伸出工況高壓力源切換至低壓力源時位置階躍給定下的位置、壓力及功率特性曲線

對于階躍信號,從圖3a和4a可知:位置精度均小于1 mm;負載力階躍變化時,高、低壓力源相應地完成切換,對應的開關閥啟閉,導致出現如圖3a所示緩慢位置爬升現象,以及圖4a所示位置拐點,之后斜率變大;系統壓力在切換時發生抖動,由于開關閥響應和輸入壓力建壓需要一定時間才能完成高低壓力間的切換,導致如圖3b和4b所示比例閥前輸入壓力滯后于無桿腔壓力變化,液壓缸有桿腔壓力在切換時發生壓力抖動,達到穩態時為給定壓力2 MPa。

對于斜坡信號,由圖5a可知:液壓缸位置跟隨較好,存在恒定位置誤差4 mm;在負載力斜坡規律變化時,高、低壓力源完成切換時系統壓力產生約為2 MPa的壓力沖擊(如圖5b所示),故在6.6 s和16.8 s處位置跟隨斜率有突變(如圖5a所示);無桿腔壓力與負載力變化一致,有桿腔壓力在跟隨過程中約為2 MPa,見圖5b。

(a)位置

(b)壓力

(c)功率圖5 阻抗伸出工況高低壓力源切換時位置斜坡給定下的位置、壓力及功率特性曲線

由能量計算模型得出系統系統功率曲線如圖3c、4c、5c所示,可以看出系統輸入功率隨負載變化而變化,在開關閥組切換時,壓力和流量的突變引起輸入總功率和負載功率的瞬間沖擊。功率經積分計算可得各工作過程能耗分布如表3所示,可以看出,克服負載所做有用功占輸入總共比重均大于50%。

3.2.2 超越縮回工況能耗分析 研究超越縮回工況下的能耗分布,分析不同負載力下系統能耗情況。

表3 各工作過程能耗分布

①給定300～100 mm的位置階躍信號,50 kN恒定驅動負載力,進行蓄能器能量回收特性實驗,實驗結果如圖6所示;②給定300～100 mm、斜率為-10 mm/s的位置斜坡信號,50 kN恒定驅動負載力,進行蓄能器能量回收特性實驗,實驗結果如圖7所示;③給定300～100 mm、斜率為-10 mm/s的位置斜坡信號,及40～50 kN、斜率為5 kN/s的驅動負載力信號,實驗結果如圖8所示。

(a)位置

(b)壓力

(c)功率圖6 超越縮回工況恒力負載時位置階躍給定下的位置、壓力及功率特性曲線

對于位置階躍信號,控制精度小于1 mm。如圖6b所示,有桿腔從油箱吸油壓力約為-0.1 MPa,無桿腔壓力約為5.52 MPa,蓄能器進行能量回收,壓力由4.85 MPa逐漸上升到5.5 MPa。對于位置斜坡信號,從圖7a和8a可知,跟隨誤差分別約為3 mm和4 mm;對于恒力負載,如圖7b所示,有桿腔壓力約-0.1 MPa,無桿腔壓力約為5.5 MPa,蓄能器壓力由4.35 MPa逐漸上升到4.87 MPa。對于變力負載,如圖8b所示,有桿腔壓力約-0.1 MPa,無桿腔壓力隨著負載力變化由4.6 MPa逐漸上升至5.7 MPa,蓄能器壓力由4.4 MPa逐漸上升到4.9 MPa。

由能量計算模型得出系統功率曲線如圖6c、7c、8c所示,由于比例閥的節流損失及管路和液壓缸摩擦損失等,可回收能量并未被蓄能器完全回收,功率經積分計算可得能耗分布如表4所示,可以看出,能量回收率均在70%以上。

(a)位置

(b)壓力

(c)功率圖7 超越縮回工況恒力負載時位置斜坡給定下的位置、壓力及功率特性曲線

表4 各工作過程能耗分布

(a)位置

(b)壓力

(c)功率圖8 超越縮回工況變力負載時位置斜坡給定下的位置、壓力及功率特性曲線

3.2.3 兩級壓力源與單壓力源比較實驗分析 單壓力源設定為9 MPa,阻抗伸出工況,給定與3.2.1中相同的斜坡位置和斜坡負載信號,同樣采用壓力-位置復合控制,比較兩種系統阻抗伸出工況的能耗特性。實驗結果如圖9所示。

(a)位置

(b)壓力

(c)功率圖9 單壓力源系統位置斜坡給定下的位置、壓力及功率特性曲線

從圖9a可以看出,單壓力源系統輸出位置跟隨誤差約為3 mm,與兩級壓力源切換系統基本相同;從圖9b可以看出,隨著負載力變化,無桿腔壓力隨著負載變化而變化,系統輸入壓力保持在約9 MPa,有桿腔壓力在跟隨過程中約為2 MPa;圖9c為單壓力源系統功率曲線。通過對比兩個系統的實驗結果可以看出,兩級壓力源切換系統根據負載大小變化選擇更匹配的壓力源,在小負載工況時選擇了低壓力源,而在大負載工況時選擇了高壓力源。在單壓力源系統中,整個實驗周期都是以高壓力源9 MPa工作,因此,兩級壓力源切換系統能夠有效降低系統的輸入功率,驗證了兩級壓力源切換系統節能的本質。

圖10 系統輸入能量對比圖

功率經積分計算可得能耗分布,計算得到兩個系統能耗對比,如圖10所示。由圖10可見,兩個系統的負載能量基本保持一致,系統輸入總功分別為10.496 J和9.406 kJ。對比單壓力源系統,兩級壓力源切換系統比其節能約10.4%,單壓力源系統有用功占輸入功比例為59.69%,兩級壓力源切換系統與其相比得到一定的提高。從圖9b可知,采用單壓力源系統系統輸入壓力與工作腔壓力存在巨大壓差,無桿腔比例閥兩端的壓差最大高達6 MPa左右,最終造成了40.3%的巨大損失功。從圖5b可知,兩級壓力源切換系統系統輸入壓力根據負載大小變化,無桿腔比例閥兩端的壓差大大降低,最大時為4 MPa左右,損失功約為36.5%。整體而言,與沒有能量儲存功能的傳統單壓力源系統相比,在阻抗工況兩級壓力源切換系統的輸入總功比單壓力源節能約10.4%,且在超越工況時能夠回收并儲存負載所做功。因此,本文所提出的兩級壓力源切換系統具有較大的節能潛力。

4 結 論

(1)本文提出一種兩級壓力源切換負載口獨立控制系統,建立了系統能耗傳遞模型,以阻抗伸出和超越縮回工況為例,通過實驗測試了在這兩種工況下的性能、功率曲線和能耗分布情況。同時,對傳統單壓力源系統在相同阻抗工況下進行實驗研究,對比兩種系統的能耗特性,驗證了所提系統節能的優越性。

(2)實驗結果表明:超越縮回工況下,兩級壓力源切換負載口獨立控制系統可進行能量的回收和儲存,其控制精度均在階躍信號下為1 mm左右,斜坡信號下位置跟隨良好,能量回收率達70%以上;阻抗伸出工況下,高低壓力源切換對位置階躍和位置斜坡的響應有一定影響,位置曲線出現緩慢爬升或位置曲線斜率突變現象,斜坡信號下位置精度均在1 mm左右,斜坡信號下位置跟隨良好,克服負載所做有用功占輸入總功比例均在50%以上。與單壓力源系統比較,兩級壓力源切換系統可減少系統輸入功率約10%,且有用功占輸入功比例得到一定的提高。因此,本文所提出的兩級壓力源切換系統不僅能夠減少系統輸入功率,而且能夠進行能量回收,具有較大的節能潛力。