閉環(huán)控制在壓路機振動液壓系統(tǒng)中的應用

李 雨，顧秋軍，徐鵬杰，劉占獻

(長安大學道路施工技術(shù)與裝備教育部重點實驗室，陜西 西安 710064)

壓路機是公路施工中常見的一種非牽引式工程機械，作業(yè)質(zhì)量是優(yōu)先保證的性能參數(shù)［1］。對于振動壓路機而言，不同區(qū)段壓實度的均勻性是評價作業(yè)質(zhì)量的指標之一［2］，這要求壓路機在平穩(wěn)工作時振動頻率保持穩(wěn)定［3］。一般認為，壓路機在正常的壓實作業(yè)過程中振動頻率保持不變，但對某20 t單鋼輪壓路機試驗發(fā)現(xiàn)，振動頻率處于波動之中。

在“壓路機－土”振動系統(tǒng)中，參與振動的除振動輪外，還包括隨振動輪振動的一部分土。因此振動馬達承受的負載是壓路機振動輪與振動土共同作用的結(jié)果。壓路機振動輪的質(zhì)量在振動壓實的過程中是不變的，但是振動土的質(zhì)量與土的密度及內(nèi)摩擦角等因素有關(guān)。由于振動壓實中土體參數(shù)是動態(tài)變化的，具有隨機性，因此振動土的質(zhì)量也是隨機變化的。這造成壓路機振動負荷的波動。振動負荷的波動通過液壓系統(tǒng)傳遞到發(fā)動機，造成發(fā)動機轉(zhuǎn)速不穩(wěn)定，最終影響振動頻率的穩(wěn)定性［4－8］。

閉環(huán)控制是攤鋪機行走系統(tǒng)中常見的控制形式［9］，能夠保證攤鋪機在外界負載變化時仍以較恒定的速度前進［10］。因此從理論上講，閉環(huán)控制是一種實現(xiàn)壓路機振動頻率穩(wěn)定的較為理想的控制方式。為了驗證閉環(huán)控制振動土頻率穩(wěn)定性的效果，采用試驗及仿真的方法進行研究。

1 壓路機振動液壓系統(tǒng)分析

圖1為典型的壓路機振動液壓系統(tǒng)原理圖。振動泵由發(fā)動機進行驅(qū)動，帶動振動馬達產(chǎn)生力矩和速度，驅(qū)動鋼輪產(chǎn)生振動。根據(jù)振動液壓系統(tǒng)流量的連續(xù)性［11］，有

式中 np為振動泵輸出轉(zhuǎn)速，r/min;qp為振動泵排量，mL/r;ηpL為振動泵容積效率;nm為振動馬達轉(zhuǎn)速，r/min;qm為振動馬達排量，mL/r;ηmL為振動馬達容積效率。

由式(1)可得振動液壓系統(tǒng)的減速比i為

當振動馬達所受的振動扭矩變化量為ΔM時，作用在發(fā)動機動力輸出軸上的扭矩變化量ΔM1為

假設該過程中發(fā)動機始終處于調(diào)速段工作，且發(fā)動機調(diào)速段的扭矩—轉(zhuǎn)速特性曲線表達式為

圖1 單鋼輪壓路機振動液壓系統(tǒng)原理圖

式中 M1為發(fā)動機輸入扭矩，N·m;k為發(fā)動機調(diào)速段扭矩—轉(zhuǎn)速特性曲線斜率;b為該曲線在扭矩軸的截距。k、b取決于發(fā)動機本身的特性。

當發(fā)動機負載扭矩變化ΔM1時，引起的輸出轉(zhuǎn)速波動 Δnp為

聯(lián)立式(2)、(3)得

該轉(zhuǎn)速波動經(jīng)振動液壓系統(tǒng)傳遞到振動馬達輸出軸上，造成的振動馬達輸出轉(zhuǎn)速波動量Δnm為

分析式(4)可知:1)減小負載扭矩的變化量，可以提高振動頻率的穩(wěn)定性。但是負載扭矩的波動是由被壓實介質(zhì)的不均勻特性決定的，無法進行人為控制。2)降低振動泵的排量，提高振動馬達的排量，可以在一定程度上抑制振動頻率的波動變化，但這樣改變了整個振動液壓系統(tǒng)的工作參數(shù)，不能獲得理想的效果。3)改善發(fā)動機的調(diào)速特性，選用剛度較大的發(fā)動機，可以改善振動頻率的不穩(wěn)定現(xiàn)象，但會造成發(fā)動機功率的浪費。

當壓路機振動系統(tǒng)正常工作時，其振動泵、振動馬達的排量是不變的，此時振動馬達轉(zhuǎn)速的變化與負載扭矩變化成反比。當振動負載增大時，振動馬達轉(zhuǎn)速會降低，從而使振動頻率降低。若在振動負載增大的過程中，相應減小振動泵的排量，則在一定程度上會增大振動頻率的穩(wěn)定性，這是閉環(huán)控制在振動液壓系統(tǒng)應用中的思路［12－13］。

2 振動液壓系統(tǒng)的閉環(huán)控制仿真

2.1 仿真模型的建立

為了研究壓路機振動工作過程中負載變化對振動頻率的影響，以某國產(chǎn)20 t單鋼輪振動壓路機作為試驗樣機，在室內(nèi)土槽中進行低頻高幅模擬壓實試驗。試驗過程中利用數(shù)據(jù)采集儀對發(fā)動機轉(zhuǎn)速、振動系統(tǒng)壓力、振動馬達轉(zhuǎn)速等參數(shù)進行記錄，對試驗數(shù)據(jù)進行處理，得到壓實過程中振動負載隨時間的變化規(guī)律，如圖2、3所示。

由圖2可以看出，壓路機在實際壓實過程中，振動系統(tǒng)高壓腔壓力處于不斷變化之中，低壓腔壓力基本維持不變。在給定的時間段內(nèi)高壓腔壓力波動約為8 MPa，這是由于外界負載的波動引起的。由圖3可以看出，由于振動系統(tǒng)壓力的波動變化，導致加載到發(fā)動機輸出軸上的外負載時刻處于變化之中，導致發(fā)動機轉(zhuǎn)速波動，該時間段內(nèi)發(fā)動機轉(zhuǎn)速波動約為80 r/min。發(fā)動機轉(zhuǎn)速波動引起振動馬達轉(zhuǎn)速波動，波動轉(zhuǎn)速約為60 r/min，最終導致振動頻率存在1 Hz左右的波動。

為了分析外界負載波動對振動頻率的影響，運用AMESim軟件對壓路機振動系統(tǒng)進行建模。根據(jù)試驗樣機的基本參數(shù)，將變量泵的最大排量設定為45 mL/r，定量泵的排量設定為17 mL/r，定量馬達的排量設定為55 mL/r。

為了簡化模型，不考慮行走負載波動對發(fā)動機轉(zhuǎn)速的影響，同時將發(fā)動機外特性曲線簡化為線性模型，得到的模型如圖4所示。

圖2 振動系統(tǒng)壓力變化

圖3 發(fā)動機及振動馬達轉(zhuǎn)速變化

圖4 振動液壓系統(tǒng)仿真圖

將試驗數(shù)據(jù)導入到AMESim模型中，得到各參數(shù)的變化規(guī)律如圖5所示。

圖5 發(fā)動機、振動馬達轉(zhuǎn)速仿真結(jié)果

對比圖3、5可知，仿真結(jié)果與試驗結(jié)果一致，說明仿真模型基本正確。利用閉環(huán)反饋的控制思想對現(xiàn)有振動液壓系統(tǒng)模型進行改進。對比現(xiàn)有的液壓系統(tǒng)閉環(huán)控制的方法，最終采用PID控制這一經(jīng)典的控制方法［14］。

PID控制器是一種線性控制器，根據(jù)給定值與實際輸出值構(gòu)成控制偏差，將偏差的比例、微分、積分通過線性組合形成控制量，對被控對象進行控制［15］。對于試驗樣機的振動液壓系統(tǒng)，為了實現(xiàn)振動頻率的穩(wěn)定性，需要檢測振動馬達輸出轉(zhuǎn)速，將被測轉(zhuǎn)速與目標轉(zhuǎn)速進行對比，并對差值信號進行PID運算，最終得到合理的電液伺服閥控制信號，控制振動泵排量發(fā)生改變，進而使被測轉(zhuǎn)速趨于目標轉(zhuǎn)速。系統(tǒng)方框圖如圖6所示。

通過添加PID模塊，調(diào)整模塊中各參數(shù)的取值，最終優(yōu)化后的閉環(huán)控制振動液壓系統(tǒng)模型見圖7。

圖6 振動液壓系統(tǒng)PID控制方框圖

圖7 閉環(huán)控制振動液壓系統(tǒng)仿真模型

2.2 仿真分析

通過調(diào)整PID模塊中相應參數(shù)，當輸入相同的振動負載時，最終得到的發(fā)動機轉(zhuǎn)速特性曲線及振動馬達轉(zhuǎn)速變化曲線如圖8、9所示。

圖8 發(fā)動機轉(zhuǎn)速仿真特性曲線

圖9 振動馬達轉(zhuǎn)速仿真特性曲線

由圖8可以看出，與改進前相比，加入閉環(huán)控制后，在相同的振動負載下，發(fā)動機轉(zhuǎn)速的波動略有降低。這是因為在閉環(huán)控制系統(tǒng)的作用下，振動泵的排量依照被測轉(zhuǎn)速的大小不斷波動變化，導致實際加載到發(fā)動機動力輸出軸上的負荷有所降低，因而發(fā)動機表現(xiàn)出來的速度波動減小。由圖9可以看出，利用閉環(huán)反饋，振動馬達的轉(zhuǎn)速波動由原來的60 r/min降低至30 r/min，振動頻率的穩(wěn)定性有所提高，這一方面是由于發(fā)動機速度波動的降低引起的，另一方面也是由于振動泵排量的變化導致整個振動液壓系統(tǒng)的減速比處于動態(tài)變化之中，從而使振動馬達的轉(zhuǎn)速波動有所減少。

3 結(jié)語

振動頻率穩(wěn)定性是保證壓路機工作質(zhì)量的重要參數(shù)，降低外界負載的波動、改善振動液壓系統(tǒng)的工作參數(shù)、提高發(fā)動機速度剛度、采用閉環(huán)控制等可以提高振動頻率的穩(wěn)定性，采用閉環(huán)控制是一種較好的解決辦法。通過對試驗樣機進行試驗，并利用AMESim軟件對振動液壓系統(tǒng)進行閉環(huán)改造，能夠在一定程度上提高壓路機振動頻率的穩(wěn)定性。

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