郝云曉，夏連鵬，葛 磊，李澤鵬，趙 斌，權(quán) 龍

(太原理工大學(xué) 新型傳感器與智能控制教育部/山西省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，山西 太原 030024)

引言

液壓系統(tǒng)具有功率密度大、布置靈活、動(dòng)態(tài)響應(yīng)快、操作方便等優(yōu)點(diǎn)，廣泛應(yīng)用于機(jī)床、注塑機(jī)、行走機(jī)械、航空航天等領(lǐng)域。液壓系統(tǒng)的能量傳遞路徑為動(dòng)力源-液壓泵-控制閥-液壓執(zhí)行器，能量傳遞鏈長(zhǎng)，節(jié)流損失大，造成系統(tǒng)能效很低。

采用定量泵和溢流閥構(gòu)成恒壓源的液壓系統(tǒng)，雖然動(dòng)態(tài)響應(yīng)快、控制精度高，但存在非常大的溢流損失和節(jié)流損失，系統(tǒng)能效很低。為改善液壓系統(tǒng)能效，可采用集成壓力切斷、負(fù)載敏感和恒功率控制等功能的負(fù)載敏感變量泵，其出口壓力始終與最高負(fù)載的壓力高1～2 MPa，降低了系統(tǒng)的節(jié)流損失和待機(jī)能耗[1-2]。采用電比例泵和電比例閥，通過(guò)泵閥復(fù)合控制，根據(jù)電控手柄操作信號(hào)，對(duì)電比例泵排量和電比例閥開度同步控制，構(gòu)成流量匹配型負(fù)載敏感系統(tǒng)，這種系統(tǒng)可在改善執(zhí)行器操作性能的同時(shí)，降低液壓泵的壓力裕度，進(jìn)一步提高系統(tǒng)能效[3]。楊華勇等[4]對(duì)電液負(fù)載敏感系統(tǒng)進(jìn)行了研究，試驗(yàn)結(jié)果表明，系統(tǒng)壓力裕度可降低0.6～0.8 MPa，系統(tǒng)能效可提高8%～10%。

上述控制閥四邊聯(lián)動(dòng)，進(jìn)出油口同時(shí)節(jié)流，能量損失大，可采用進(jìn)出口獨(dú)立控制技術(shù)解決這一問(wèn)題。其基本原理是采用4個(gè)二位二通比例閥[5]或2個(gè)三位三通比例閥[6-7]，實(shí)現(xiàn)有桿腔和無(wú)桿腔獨(dú)立控制，減少了控制閥口的節(jié)流損失[8]。梁濤等[9]研究了采用進(jìn)出口獨(dú)立控制系統(tǒng)的液壓挖掘機(jī)動(dòng)臂特性，較負(fù)載敏感系統(tǒng)節(jié)能13%。丁孺琦等[10]對(duì)進(jìn)出口獨(dú)立控制系統(tǒng)壓力速度復(fù)合控制的耦合特性進(jìn)行了研究，分析了參數(shù)對(duì)系統(tǒng)耦合因子的影響。姚斌等[11]研究了一種5個(gè)插裝閥構(gòu)成進(jìn)出口獨(dú)立控制系統(tǒng)，采用自適應(yīng)魯棒控制策略和流量再生方法，提高了系統(tǒng)的軌跡跟蹤精度和系統(tǒng)能效。權(quán)龍等[12-13]和徐兵等[14]在進(jìn)出口獨(dú)立控制系統(tǒng)中，采用泵閥復(fù)合控制方法，在改善系統(tǒng)操作性的同時(shí)，進(jìn)一步降低了系統(tǒng)的能量損失。然而，進(jìn)出口獨(dú)立控制系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)和控制尤為復(fù)雜，限制了其應(yīng)用范圍。

為解決上述問(wèn)題，結(jié)合液壓傳動(dòng)和電氣傳動(dòng)的優(yōu)點(diǎn)，提出了一種采用電-機(jī)械執(zhí)行器[15]和液壓缸的新型液-電混合驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)[16-17]，電-機(jī)械執(zhí)行器用于控制負(fù)載的運(yùn)行速度和位置；通過(guò)在阻抗負(fù)載工況控制液壓泵壓力，超越負(fù)載控制閥開度，開環(huán)控制液壓缸輸出力，克服外負(fù)載力。研究中，建立了液電混合驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型，設(shè)計(jì)了系統(tǒng)的控制策略，通過(guò)檢測(cè)伺服電機(jī)轉(zhuǎn)矩和液壓缸壓力，確定負(fù)載受力，以維持電-機(jī)械執(zhí)行器轉(zhuǎn)矩在設(shè)定值附近為原則，通過(guò)調(diào)節(jié)液壓泵壓力和閥開度，控制液壓缸壓力；建立了液電混合驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的仿真模型，對(duì)系統(tǒng)的運(yùn)行特性和能量特性進(jìn)行了分析。

1 液-電混合驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)工作原理

圖1所示為提出的液-電混合驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)原理，系統(tǒng)由液壓泵、比例閥、液壓缸、電-機(jī)械執(zhí)行器等組成。該系統(tǒng)中，負(fù)載的速度和位置由電-機(jī)械執(zhí)行器控制，通過(guò)調(diào)節(jié)液壓泵壓力或控制閥開度，開環(huán)調(diào)節(jié)液壓缸輸出力滿足負(fù)載力需求。

圖1 液電混合驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)原理

運(yùn)行過(guò)程中，控制閥基本起改變液壓缸運(yùn)行方向的作用，僅在超越負(fù)載工況，需對(duì)其開口進(jìn)行調(diào)控，以提高液壓缸回油背壓。電-機(jī)械執(zhí)行器由伺服電機(jī)、減速器和滾珠絲桿組成，伺服電機(jī)采用轉(zhuǎn)速閉環(huán)控制，在維持轉(zhuǎn)速波動(dòng)很小的情況下，其轉(zhuǎn)矩可快速響應(yīng)負(fù)載變化。因此，即使液壓缸輸出力控制不精確，通過(guò)伺服電機(jī)轉(zhuǎn)矩的自動(dòng)調(diào)整，也可實(shí)現(xiàn)負(fù)載速度和位置的準(zhǔn)確控制。

2 控制方案

2.1 數(shù)學(xué)模型

為設(shè)計(jì)液電混合驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的控制方法，并為仿真模型的建立奠定基礎(chǔ)，為此，建立了液電混合驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型。比例方向閥的流量方程為:

(1)

其中，k=qr/xmax，xmax為最大閥芯位移,qr為在壓降pr和最大閥芯位移xmax下閥的額定流量;xv為閥芯位移。

忽略液壓缸泄漏，液壓缸的流量連續(xù)性方程為：

(2)

(3)

其中，pA和pB為液壓缸無(wú)桿腔和有桿腔流量；AA和AB為液壓缸無(wú)桿腔和有桿腔有效面積；VA和VB為液壓缸兩腔容積；x為負(fù)載位移；βe為油液體積彈性模量。

電-機(jī)械執(zhí)行器采用伺服電機(jī)為永磁同步電機(jī)伺服電機(jī)的電磁轉(zhuǎn)矩方程為：

Te=ktus

(4)

其中，kt=3pnΨf/2，pn為極對(duì)數(shù),Ψf為磁通強(qiáng)度；us為交軸電流iq控制信號(hào)。

電-機(jī)械執(zhí)行器的伺服電機(jī)轉(zhuǎn)速與缸直線速度的關(guān)系為：

(5)

其中，kec=2πkr/Lp，kr為減速器減速比,Lp為螺距。

電動(dòng)缸輸出轉(zhuǎn)矩與輸出力之間的關(guān)系為：

Fec=ηkecTe

(6)

其中，η為滾珠絲桿效率。

工作裝置由液壓缸和電動(dòng)缸共同驅(qū)動(dòng)，其動(dòng)力學(xué)平衡方程為：

(7)

其中，m為負(fù)載的質(zhì)量；B為黏性摩擦系數(shù)；FL為負(fù)載力。

2.2 液壓系統(tǒng)控制方案

伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)器具有過(guò)載保護(hù)功能，當(dāng)電-機(jī)械執(zhí)行器受力超過(guò)其最大輸出力時(shí)，驅(qū)動(dòng)器將處于報(bào)警狀態(tài)，伺服電機(jī)將不可控，需控制液壓缸輸出力，保證伺服電機(jī)的負(fù)載轉(zhuǎn)矩在其最大轉(zhuǎn)矩范圍內(nèi)。為此，設(shè)定輸出轉(zhuǎn)矩閾值Tet，當(dāng)負(fù)載受力小于電-機(jī)械執(zhí)行器輸出力閾值Fet(ηkecTet)，恒壓泵維持最低工作壓力2.5 MPa，比例閥理論可完全開啟，但為提高系統(tǒng)的阻尼性能，液壓缸回油腔保持約Δp=0.5 MPa的背壓。

比例閥的控制信號(hào)為：

(8)

當(dāng)負(fù)載受力與其運(yùn)行方向相反，且大于電-機(jī)械負(fù)載輸出力閾值時(shí)，調(diào)節(jié)液壓泵壓力，控制液壓缸輸出力，使伺服電機(jī)轉(zhuǎn)矩維持在設(shè)定閾值附近，比例閥控制方式與式(8)相同。

系統(tǒng)的黏性阻力很小可忽略不計(jì)。通過(guò)檢測(cè)伺服電機(jī)轉(zhuǎn)矩、液壓缸壓力、負(fù)載運(yùn)行速度，可獲得負(fù)載的期望受力為：

(9)

其中，xref為位置控制信號(hào)。

根據(jù)系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)平衡方程，可以獲得工作裝置運(yùn)動(dòng)過(guò)程中，液壓缸輸出力為：

FHC=FEL-ηkecTet

(10)

恒壓泵的壓力控制值為：

當(dāng)負(fù)載受力與其運(yùn)行方向相同，且大于電-機(jī)械負(fù)載輸出力閾值時(shí)，液壓泵維持最低工作壓力2.5 MPa，調(diào)節(jié)比例閥開度，控制液壓缸回油壓力，使伺服電機(jī)轉(zhuǎn)矩維持在設(shè)定閾值附近。

2.3 電-機(jī)械執(zhí)行器控制方案

為提高電-機(jī)械執(zhí)行器的控制特性，進(jìn)行轉(zhuǎn)矩前饋控制，轉(zhuǎn)矩前饋控制值為：

(12)

其中，kc為補(bǔ)償系數(shù)。

圖2所示為電-機(jī)械執(zhí)行器的控制方法。首先通過(guò)檢測(cè)的負(fù)載位置與期望位置比較，經(jīng)PID控制器輸出伺服電機(jī)期望轉(zhuǎn)速，然后檢測(cè)的伺服電機(jī)轉(zhuǎn)速與期望轉(zhuǎn)速比較，經(jīng)PID控制器輸出伺服電機(jī)期望轉(zhuǎn)矩，并補(bǔ)償轉(zhuǎn)矩Tcom；最后以補(bǔ)償后的轉(zhuǎn)矩作為輸入值，對(duì)電-機(jī)械執(zhí)行器的伺服電機(jī)進(jìn)行控制。

圖2 電-機(jī)械執(zhí)行器控制方案

綜上所述，液電混合驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)控制的關(guān)鍵在于識(shí)別負(fù)載受力，調(diào)節(jié)液壓泵壓力和比例閥開度，調(diào)節(jié)液壓缸輸出力，使電-機(jī)械負(fù)載的輸出力在其最大輸出力范圍內(nèi)，保證系統(tǒng)的穩(wěn)定可靠運(yùn)行。

3 仿真研究

為驗(yàn)證所提方案的節(jié)能性和控制策略的可行性，建立了液-電混合驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的仿真模型如圖3所示。

比例閥頻響20 Hz，額定流量100 L/min，額定壓差3.5 MPa；電-機(jī)械執(zhí)行器減速器減速比1.5，滾珠絲杠螺距 10 mm/r，伺服電機(jī)額定轉(zhuǎn)速2500 r/min，額定轉(zhuǎn)矩35 N·m；液壓缸活塞直徑40 mm，活塞桿直徑22 mm，負(fù)載質(zhì)量330 kg。液電混合驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)位置環(huán)PID參數(shù)為：P=20，I=1.2，D=0.3；速度環(huán)PID參數(shù)為：P=10，I=1，D=1。為對(duì)比分析液-電混合驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的控制特性和節(jié)能效果，傳統(tǒng)閥控缸系統(tǒng)作為對(duì)比方案，采用PID控制算法，P=6，I=0.55，D=0.25，恒壓泵設(shè)定壓力為26 MPa。

圖3 液電混合驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)仿真模型

設(shè)置最大速度200 mm/s，最大加速度1000 mm/s2，對(duì)液電混合驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)和閥控系統(tǒng)的性能進(jìn)行比較。圖4所示為不同系統(tǒng)下的速度和位置控制特性及跟蹤誤差曲線。圖4可看出，PID控制的傳統(tǒng)閥控系統(tǒng)采用了位置參考信號(hào)與位置反饋信號(hào)，系統(tǒng)具有一定的魯棒性；然而，由于液壓系統(tǒng)強(qiáng)的非線性特性，在執(zhí)行器加速和減速過(guò)程中，速度波動(dòng)大。由于所提控制器可對(duì)未知干擾力進(jìn)行估計(jì)和補(bǔ)償，圖中可看出，所提方案采用PID控制器，減小了負(fù)載的速度波動(dòng)。由圖4可知，液電混合驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)具有與閥控缸系統(tǒng)相同的位置控制精度，但速度控制精度更高。

圖4 系統(tǒng)速度和位置控制特性

如圖5所示為傳統(tǒng)閥控系統(tǒng)和液電混合驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的壓力和負(fù)載力曲線。在傳統(tǒng)閥控系統(tǒng)中，比例閥開度小，進(jìn)出油口壓力損失大。在液電混合驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)中，液壓缸和電動(dòng)缸共同驅(qū)動(dòng)負(fù)載，液壓泵和液壓缸壓力小于傳統(tǒng)閥控系統(tǒng)壓力，比例閥開度大，進(jìn)出油口壓力損失小。當(dāng)液壓缸壓力變化時(shí)，伺服電機(jī)轉(zhuǎn)矩相應(yīng)變化，補(bǔ)償液壓缸壓力波動(dòng)對(duì)系統(tǒng)的影響。

圖5 系統(tǒng)壓力和負(fù)載力曲線

為分析負(fù)載變化對(duì)系統(tǒng)運(yùn)行特性的影響，改變加載系統(tǒng)的負(fù)載力，對(duì)傳統(tǒng)閥控系統(tǒng)和液電混合驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)行特性進(jìn)行仿真，仿真結(jié)果如圖6所示。圖6a和圖6b所示分別為負(fù)載力變化時(shí)，負(fù)載的速度和位移誤差、系統(tǒng)壓力和負(fù)載力變化曲線。如圖6a中曲線所示，由于液壓油的壓縮性，當(dāng)負(fù)載力突變時(shí)，傳統(tǒng)閥控系統(tǒng)的負(fù)載速度和位移存在大的波動(dòng)；當(dāng)負(fù)載由50 kN 突變?yōu)?0 kN，負(fù)載位置波動(dòng)最大為1.4 mm，速度波動(dòng)超過(guò)25 mm/s。液電混合驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)控制方法具有干擾補(bǔ)償功能，并且伺服電機(jī)轉(zhuǎn)矩響應(yīng)時(shí)間足夠快，圖6a可看出由負(fù)載突變引起的速度和位移波動(dòng)很小。由圖6b所示曲線可看出，在液電混合驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)中，液壓泵壓力可隨負(fù)載力變化而變化，由于液壓泵變量機(jī)構(gòu)響應(yīng)速度慢，壓力存在波動(dòng)，同時(shí)導(dǎo)致液壓缸壓力波動(dòng)，電-機(jī)械執(zhí)行器伺服電機(jī)轉(zhuǎn)矩可快速變化，補(bǔ)償壓力波動(dòng)對(duì)執(zhí)行器運(yùn)行特性的影響。

如圖7所示為負(fù)載變化時(shí)，液電混合驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)與傳統(tǒng)閥控系統(tǒng)的能耗。傳統(tǒng)閥控缸系統(tǒng)中，比例閥四邊聯(lián)動(dòng)，進(jìn)出油口同時(shí)節(jié)流，比例閥存在大的節(jié)流損失，系統(tǒng)總能耗為33.9 kJ，能量損失為16.4 kJ。液電混合驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的能耗為19.3 kJ，其中，電-機(jī)械執(zhí)行器消耗能量9.8 kJ，液壓泵消耗能量9.5 kJ；系統(tǒng)總的能量損失為2.5 kJ。計(jì)算可知，與傳統(tǒng)閥控缸系統(tǒng)相比，液電混合驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)可節(jié)能43.1%。

圖6 系統(tǒng)負(fù)載特性對(duì)比

圖7 液電混合驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)和傳統(tǒng)閥控系統(tǒng)能量特性

4 結(jié)論

本研究提出了新型液電混合驅(qū)動(dòng)方案，采用電-機(jī)械執(zhí)行器和液壓缸共同驅(qū)動(dòng)負(fù)載，電-機(jī)械執(zhí)行器用于控制運(yùn)行軌跡，液壓缸輸出足夠大力滿足負(fù)載需求。

(1) 設(shè)計(jì)了液電混合驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)各環(huán)節(jié)的控制方法，在電-機(jī)械執(zhí)行器中采用干擾力補(bǔ)償方案，可改善負(fù)載的控制特性，仿真結(jié)果表明，液電混合驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)具有與傳動(dòng)閥控缸系統(tǒng)相同的控制精度；

(2) 電-機(jī)械執(zhí)行機(jī)器控制負(fù)載速度和位置，液壓泵壓力根據(jù)負(fù)載力需求設(shè)定，比例閥基本保持全開，可大幅減小液壓系統(tǒng)的節(jié)流損失。仿真結(jié)果表明，與傳統(tǒng)閥控缸系統(tǒng)相比，液電混合驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)可節(jié)能43.1%。