工程機械壓力補償控制研究

劉 禹

（中鐵三局集團投資有限公司，山西 太原 030001）

移動機械中的控制系統為許多并聯操作的致動器提供液壓動力。對于小型和中型機器，通常一個單一的泵來供應幾個致動器，這通常會導致較低負載致動器的入口路徑中的節流損失，入口和出口節流邊緣的機械耦合導致進一步可避免的損失。拉動負荷和能量消耗的可控性要求導致閥的閥芯的設計沖突。對于單獨計量入口和出口的系統，這種沖突是可以避免的。此外，個別計量打開，以提高操作模式，如高壓再生，這降低了在較低負載的消費者的能量損失。為了提高工業驗收，生產成本必須保持低，控制算法盡可能簡單。因此，在僅由商用部件組成的試驗臺上，在IPC上開發并實現了在公共供應管道中僅使用一個壓力傳感器和閥芯行程傳感器的控制方式。

1 液壓系統設計與試驗臺設置

圖1 所示的閥結構用于驅動挖掘機工具的臂桿和缸桿。單獨的計量系統是多輸入多輸出系統（MIMO）。通常需要復雜的多變量控制策略。IFD之前的研究已經表明，在進口流動路徑中的單個壓力補償器（IPC）有利于將活塞負載力和速度解耦。

由此產生的閥門配置包括兩個比例二位二通節流閥和四個二位二通切換閥以設置流動路徑，單獨的壓力補償器和節流閥配備有位移編碼器。圖1中所示的結構允許單獨節流2個氣缸室和它們連接到高壓或低壓。

IPC總是對來自泵的流量進行節流，以便調節通過入口節流邊緣進入入口氣缸室的流量。通常在移動應用中使用的ECU驅動電液組件。測量信號被傳送到ECU并由數據采集系統捕獲。用戶通過兩個操縱桿操作挖掘機工具，通過CAN將數據傳送到ECU。

圖1 挖掘機驅動液壓系統

2 控制方法

首先描述在IFD先前研究中在理論上開發的基本控制方法，將指出實際執行這一方法的不足，并通過改進加以規避。

基本方法：以開環方式設置具有入口節流邊緣KA的消費者速度，同時以閉環方式控制出口邊緣KB，使得IPC幾乎全開，而不管速度和負載力，從而改變入口。所有消費者的壓力都達到同一水平。這個簡單的概念有很多好處：

1）該策略使用IPC作為傳感器來檢測負載情況，不需要任何壓力傳感器。

2）隨著IPC幾乎完全打開，無論負載情況如何，進口室壓力幾乎與供應壓力一樣高。在相當高的供應壓力下，拉力負載可以安全地以期望的速度移動，而不會在入口腔室中引起氣蝕。

3）不需要檢測負載力方向。改進控制方法為克服所揭示的問題，應擴大IPC和出口節流閥可設定的范圍，而不損害控制策略的好處，以減少對閥門分辨率的要求。此外，將被控制的系統線性化以獲得恒定放大。

進氣室壓力PA現在被用作驅動出口節流邊緣KB的控制電路的參考變量，而不是一個特定的IPC開口KIPC。IPC的開口現在用于確定IPC上的壓降，以便計算入口壓力PA，而無需在消費者處使用單獨的壓力傳感器。知道PA和允許值降低到一定的空化率，較小的IPC開口是可以接受的，而不損害前面提到的控制策略的好處。與IPC控制相比，出口邊緣的操作范圍大大增加，從而減少了對控制器性能和比例閥的要求。

控制系統通過使用腔室壓力作為輸入和輸出變量而不是閥芯位置來線性化（見圖2）?？刂齐娐罚ㄍ怀鲲@示）圍繞控制變量PA構建，其參考值為PA，d，出口腔室壓力PB為控制變量（背壓操作）。在穩定狀態下，這兩個值具有線性相關性，其中恒定活塞面積比作為受控系統的放大和負載力FL作為擾動變量。一個普通的線性PI控制器足以滿足這一控制任務。

圖2 線性驅動系統和壓力控制回路（*：正常操作模式）

3 測量和模擬結果

根據所提出的壓力控制、動態操縱性能及在小型挖掘機工具試驗臺上的能耗，對所描述的閥系統和控制算法進行了評價和仿真。作為示例移動，選擇了水平調整（見圖3），這些操作點是電阻性負載和超負荷FL，它們都是時變的（見圖3，中心和右側），兩個用戶的不同要求的壓力水平Pr和在較低負載用戶處再生的能力。

圖3 水平運動時的操作點

水平運動是由“在空中”的鏟斗手動控制的，這意味著工具只裝載慣性力和重力，而不是挖掘力。在建筑工地上，當運營者將挖出的材料從挖掘坑運到自卸車時，這種移動會定期發生。

4 測量和模擬結果

壓力控制：在建議的壓力計算和控制方面的測量結果如圖4所示。這些圖表顯示吊桿和桿柱的速度命令、測量的腔室壓力(“meas.”)以及重建的壓力(“rec.”)，以及相關的IPC閥芯位置

圖4 水平測量中的測量壓力和IPC動作

動臂缸在正常工作中移動阻性負載。入口室是桿側（R）。在每個腔室中控制器應保持的最小壓力設置為10 bar（10×105Pa）。出口流量（P）稍微節流以獲得這種壓力。這和負載力屈服于大約60×10-5的進口壓力（深藍色圖表），這是兩個消費者共同期望的入口壓力Pm，d。同時，棍柱在再生模式下降低過載負載。負載由幾乎封閉的出口節流（室R）平衡，這也將增加進氣室壓力（P）到更高負荷用戶的水平（吊桿，60×10-5Pa）。這導致在大約100×10-5的桿側的出口壓力水平。期望的入口壓力已經在t＝8 s左右。

測量過的和重構的室壓力之間的偏差在經受過負荷的活塞桿上要高得多。這是由節流閥邊緣的壓力降ΔP在小開口處對閥芯位置y的變化的高靈敏度所引起的。流量圖和閥芯位置的測量誤差比在更寬的開口處放大得多，在t＝9 s時在棒缸入口壓力（P）處可觀察到，而IPC幾乎關閉，其壓降ΔPIPC被高估。出口室中的壓力偏差是由于高度的控制器活動引起的，這是將入口壓力提高到所需的60×10-5Pa所必需的。由于氣缸驅動具有液壓能力，所以實際出口壓力Pout（Rmeas）遵循由壓力控制器設定的期望值Pout，d（Rres），具有一定延遲，當改變時該延遲變得明顯。

能源損耗：能量方面也進行了調查，下頁圖5描述了不再生（SPM）和再生（SPMR）的單獨計量策略的結果。為了便于參考，傳統的耦合計量策略（CPM）也已被實施。在這種模式下，入口和出口流量截面積始終保持與氣缸活塞面積相同的關系，類似于單個閥芯上兩個節流邊緣的機械耦合。這個比較測試已經用模擬模型執行了，模擬模型使用圖4（左上角）所示的實際水準實驗中的期望速度。

圖5 不同操作策略下的泵壓力和容積流量

根據不同操作方式下泵的壓力和容積流量的數據結果，得到如表1所示的能耗分析表。

表1 水平運動的能耗 %

5 結論

所開發的系統，僅使用一個公共的供應壓力傳感器和IPC的位置，以及為了閥門控制的目的，比例閥的閥芯位置，能夠驅動一個微型挖掘機工具，負載補償達到一定的低動態。在沒有挖掘力的情況下，高壓再生使能量節省高達48%。通過微調最小腔室壓力水平和泵驅動，可以開發更多的節能潛力，這需要更快和更精確的節流閥響應和可能的閉環泵控制。目前，由于在動態運動過程中閥門動力學的不足，使得進出流截面積之間的理想關系喪失，這對于用戶的壓力水平有很大的影響。這導致意外的壓力峰值或空化。在通常的機械耦合計量中，流量橫截面面積關系由閥芯的幾何形狀設定，這個問題不會出現。對于獨立計量，在進口和出口節流邊緣之間需要精確調諧，這與機械耦合計量相比，對閥的可控性提出了更高的要求。