一种液压系统载荷控制的研究.docx

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一种液压系统载荷控制的研究

一种液压系统载荷控制的研究

　　摘要：

该文介绍了汽车起重机工作装置上广泛采用的负载敏感液压系统控制特性，深入分析了其功率载荷控制方法，得到了影响边界载荷控制的关键因素。

以某型汽车起重机为研究对象，从仿真与试验角度对结论进行了验证。

研究结果表明，针对负载敏感液压系统，泵控增益的非线性与泵扭矩-转速的耦合特性是直接影响功率边界载荷控制策略实现效果的关键因素。

　　关键词：

起重机发动机仿真

　　中图分类号：

TP391.9文献标识码：

A文章编号：

1674-098X（2015）12（c）-0106-05

　　ResearchonHydraulicLoadControlSystemforCranes

　　WangRui

　　（Unit91439OfPLA，DalianLiaoning，116000，China）

　　Abstract：

Thisstudyintroducedthecontrolcharacteristicsofhydraulicload-sensingsystemwidelyusedonmobilecranes，analyzeditscontrolmechanisms，andyieldedkeyfactorsoftheload-sensingsystemwhichaffectloadcontrol.Thefactorswereprovedbybothsimulationsandtestsonacertaintypeofmobilecrane.TheresultsshowthatthenonlinearityofI-Qcurveandthecouplingoftorqueandrollingspeedofpumparethekeyfactorstotheperformanceofload-sidecontrolsystem.

　　KeyWords：

Crane；Engine；Simulation

　　大吨位汽车起重机上车发动机通常在保证工作效率前提下力求选取较小的额定功率来提高经济性与节能性，这就要求采用适当的控制策略来实现发动机-液压系统功率匹配。

目前广泛采用的方法是通过CAN总线实时获取发动机载荷状态，如发动机实时转速[1]或负载-扭矩百分比，利用电比例指令信号控制液压系统的吸收功率，保证发动机-液压系统的功率匹配[2-5]，尤其是在极限载荷下的功率匹配[6]。

　　不同类型液压系统的控制特性存在较大差异，在进行功率边界载荷控制时，要求控制策略必须能适用相应液压系统，以实现功率匹配的“稳、准、快”。

然而，在实际使用过程中，因液压系统控制特性的非线性，尤其在功率极限载荷工况下，常出现控制策略与液压系统匹配不佳的现象，导致发动机在低转速下容易出现熄火现象，极大影响了主机操控性与可靠性。

　　文章介绍了在汽车起重机工作装置上广泛采用的负载敏感液压系统控制特性，深入分析了其功率载荷控制方法，分析得出了影响边界载荷控制的两个关键因素，并以某型汽车起重机为研究对象，从仿真与试验角度进行了验证。

此文的研究成果可为发动机-液压系统功率载荷控制策略的设计与实现提供有益参考。

　　1功率边界载荷控制原理

　　如图1所示，功率边界载荷控制涉及关键零部件包括：

手柄、控制器、发动机、液压泵与主阀。

控制器实时监测发动机转速与负载扭矩百分比，以判断发动机所处载荷状态。

当其接收到手柄给予的指令信号时，控制器依据不同的载荷状态发出电流比例调节液压泵与主阀，进而调节液压系统对发动机的功率需求，实现各工况下发动机-液压系统功率匹配，特别在发动机功率边界载荷工况下，保障其不发生熄火。

　　功率边界载荷控制策略的主要控制对象为液压泵与主阀。

调节液压泵电流与主阀阀口开度均可以改变液压系统从发动机处的吸收扭矩，但因液压泵直接承担机械能向液压能的转换，无论何种途径，最终均是通过改变泵排量来实现改变吸收扭矩，因此发动机-液压系统功率边界载荷控制以泵控为主，而以阀控为辅。

　　2液压系统控制特性分析

　　如图2所示，阀前补偿负载敏感系统由电比例变量泵和负载敏感阀组成。

其中，电比例变量泵由变量泵2、变量缸3、LS阀、比例减压阀5组成。

负载敏感阀由压力补偿器6、主阀杆7和梭阀8等组成。

它是现今汽车起重机工作装置广泛采用的一种液压系统。

其功率边界载荷控制主要以调节变量泵减压阀电流来匹配发动机输出扭矩，防止发动机熄火。

研究发现，控制策略的实现效果与被控液压系统特性紧密相关，泵控增益的非线性与泵扭矩-发动机转速的耦合是影响控制策略的关键因素，下面分别对此进行论证。

　　2.1泵控增益的非线性

　　调节变量泵减压阀电流可以改变主泵工作流量，从而改变泵排量，实现扭矩变化。

由于阀前补偿系统特性，使得这种泵控方式的流量增益具有很大的非线性。

下面以单联工作为例进行说明。

　　首先，泵减压阀（见图2）因比例电磁铁、复位弹簧及减压阀阀芯摩擦等因素，导致其输出特性本身就存在电流死区，即：

　　I

Pr=0

（1）

　　I≥Id时：

Pr=Ki（I-Id）

（2）

　　其中：

I为泵减压阀电流；Id为死区电流；Pr为减压阀输出压力。

　　其次，阀前补偿负载敏感系统因补偿阀的存在，也会导致非线性，推导如下。

　　如图3所示，变量泵可实现泵压力P随负载压力PLS变化。

忽略泵-阀之间的管路沿程损失，有：

　　P-PLS=Pf1-Kr?

Pr（3）

　　其中：

Pf1为泵LS阀弹簧设定压力；Kr为减压阀压力增益。

　　单联工作时有：

PLS=PL（4）　　阀前压力补偿器（见图4）用于实现主阀节流口两端压差Pm-PL恒定，当P-PLS≥Pf2时，有：

　　Pm-PL=Pf2+Ks?

x（5）

　　（6）

　　（7）

　　（6）（7）对应的增量表达式为：

　　（8）

　　（9）

　　其中：

Pf2为补偿器阀弹簧设定压力；Ks为补偿器弹簧刚度；Cd1为主阀流量系数；Cd2为补偿器流量系数；A1为主阀节流面积；A2（x）为补偿器节流面积函数；Q为工作流量；ρ为油液密度；Kx为压力补偿器位移-流量增益；KP2为压力补偿器压力-流量增益；KP1为主节流孔压力-流量增益。

　　在负载压力PL恒定且主阀开口不变情况下，将式

（2）～（5）变型为增量表达式，联立（8）（9）后有：

　　当P-PLS

有：

　　（10）

　　压力补偿器零位移对应的节流面积最大，随着压力补偿器位移的增加，对应的节流面积会减小，有KxK1>0。

　　理想压力补偿器可保证主阀节流口两端压差不变，即KS=0，此时有K1=0。

换而言之，当P-PLS≥Pf2时，P的减小不影响理想压力补偿器后压力Pm，调节泵减压阀不会改变工作流量；实际应用的压力补偿器要求补偿器后端压力Pm尽量不受泵出口压力P影响，即负载一定时，△P≥△Pm。

联立（5）（8）（9）式有：

　　当补偿阀全开后，一般有KP2≥KP1，从而有KP2≥KP1/（KP2+KP1）≈KP1，这样K2≥K1。

　　综上所述，泵控增益存在非线性，表现为：

　　I<时：

泵减压阀输出压力为零。

泵流量不随泵电流变化，见图5。

　　Id

泵电流对流量影响并不明显，泵控增益低。

　　Id+（Pf1-Pf2）/KrKi

泵控增益高。

　　实际上，调节泵减压阀电流只能改变主泵的设定压差P-LS，并不能直接引起主节流口两端压差的变化。

理想情况下，仅当泵控电流足够大，使得补偿器全开，泵控电流的变化才会明显地影响主阀节流口两端压差，从而影响工作流量。

　　泵控增益的非线性要求边界载荷控制必须在低灵敏区的过渡时间尽量短，保证泵流量能跟随泵控电流快速变化。

试验表明，将泵预设电流设定在Id+（Pf1-Pf2）/KrKi附近有利于实现极限载荷控制。

　　2.2泵扭矩-转速的耦合

　　当变量泵未达到满排量时，负载敏感系统的工作流量仅受主阀开度影响，而基本不受发动机转速变化影响。

即：

　　Q=nq/1000=C

　　泵吸收扭矩满足关系式：

T=pq/62.8

　　其中：

n为发动机转速r/min；q为泵排量ml/r；Q为泵输出流量L/min；P为泵工作压力bar；C为常数L/min；

　　联立上述关系式有：

T=15.9PC/n

　　可见，泵吸收扭矩会随着发动机转速下降而上升，直到泵满排量时，泵吸收扭矩达到最大。

这主要是由于负载敏感系统流量由主阀开口和泵减压阀电流共同决定，而与发动机转速无关。

当发动机转速降低时，泵排量会自动增加，以维持工作流量不变，从而引起泵吸收扭矩上升。

　　泵扭矩-转速的这种耦合效果要求边界载荷过程中泵控电流调节形成的流量下降百分比大于失速率，从而保证泵排量的减小，限制泵吸收扭矩。

　　3负载敏感系统的功率边界载荷控制

　　下面以某型汽车起重机为研究对象，对基于负载敏感液压系统的发动机-液压系统功率边界载荷控制进行仿真和试验研究。

　　3.1仿真研究

　　文章基于AMESim平台，搭建边界载荷控制系统模型。

具体建模过程如下。

　　3.1.1发动机模型

　　利用IFP库搭建发动机模型，如图6。

分别设置文件“torque”“LagEngSpeed”“FMEP”“BMEPAtmomax”和“conshot”来定义发动机外特性、动态响应特性、摩擦扭矩和油耗特性。

　　3.1.2工作机构模型

　　工作机构利用PLM库搭建，用于模拟起重机卷扬、变幅和伸缩工况，并可实现变倍率。

（见图7）

　　3.2试验研究

　　对配置阀前补偿负载敏感液压系统的某型汽车起重机进行了试验研究。

　　图8所示的曲线可见，在边界载荷下，泵电流-工作流量的实测曲线与仿真曲线误差在10%以内，表明仿真模型具有合理性与准确性；实测曲线与仿真曲线一致，也明显存在有死区、弱灵敏区与强灵敏区，即说明了泵控具有较强的非线性，验证了前述结论。

　　图9为典型的发动机熄火工况曲线。

BC段为阀开口逐渐增大引起泵扭矩上升；CD段为发动机过载熄火过程，此时发动机有明显失速现象，泵摆角和扭矩因发动机失速而上升。

各状态量的变化基本与仿真曲线所描述的一致。

　　4结语

　　文章介绍了广泛应用的汽车起重机工作装置负载敏感液压系统控制特性，以某型汽车起重机的阀前补偿负载敏感系统为例，详细研究了其液压系统特性，并得出以下结论。

（1）通过理论、仿真和试验，指出“泵控增益非线性”和“泵吸收扭矩-转速的耦合”是影响边界载荷控制实现效果的关键因素。

（2）所建立的模型与测试结果吻合度较高，可用于快速得出边界载荷控制特性以及控制策略效果的验证。

　　（3）针对两个影响因素，在功率载荷控制策略制定中，建议变量泵预设起调电流尽量接近强敏感区，保证泵流量跟随泵电流迅速变化。

同时，在发动机出现失速时，要求泵流量下降率大于发动机失速率，以避免出现泵排量和扭矩随转速下降而上升的情况。

　　参考文献

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