基于伺服泵控的車用電液負載敏感液壓系統(tǒng)及特性研究

于志剛，王亮亮，王小龍，譚 濤

（1.成都工業(yè)職業(yè)技術學院汽車工程學院，四川成都 610218；2.重慶市汽車動力系統(tǒng)測試工程技術研究中心底盤性能試驗室，重慶 401120；3.成都大學機械工程學院，四川成都 610106；4.成都雅駿新能源汽車科技股份有限公司技術部，四川成都 610100）

電液負載敏感液壓系統(tǒng)在汽車領域得到廣泛應用［1-3］。為克服泵源與負載之間存在的不匹配問題，目前大部分學者主要利用負載敏感方法來實現(xiàn)優(yōu)化的功能。該方法可以對泵源流量進行靈活調節(jié)，同時設置了可以實時檢測的負載壓力調節(jié)泵源，確保輸出功率良好匹配負載功率，有效降低系統(tǒng)節(jié)流損耗與系統(tǒng)發(fā)熱量，使其達到更長使用壽命［2-3］。上述調節(jié)方式在眾多機械制造領域都獲得了廣泛應用。當機液負載敏感系統(tǒng)通過長管道進行壓力反饋時會引起反饋過程出現(xiàn)滯后的情況，導致系統(tǒng)方式穩(wěn)定性下降的結果［4-5］。針對以上問題，有學者通過開發(fā)電液負載敏感系統(tǒng)來實現(xiàn)優(yōu)化，該系統(tǒng)跟常規(guī)控制方式的機液負載敏感系統(tǒng)相比存在明顯差異，需根據(jù)壓力參數(shù)的變化來實現(xiàn)反饋功能，壓力傳感器具備對壓力信號的明顯放大作用，并在系統(tǒng)中配備了專門的機液負載敏感泵［6-8］。

為增強負載敏感系統(tǒng)運行穩(wěn)定性，對控制過程設置了電液流量匹配模式，通過調節(jié)閥開度大小作為控制條件并對執(zhí)行器中的介質流量進行計算，最終確定電控泵的信號變化情況，按照以上方式完成電控泵和伺服閥的同步調節(jié)功能［9-11］。不同于普通泵控系統(tǒng)，負載敏感系統(tǒng)可以對負載狀態(tài)進行實時監(jiān)測，并且可以設置不同的泵源轉速、排量達到與施加的負載形成良好匹配的效果，使得控制模型、壓力、系統(tǒng)能效等存在較大差異［12-14］。根據(jù)以上分析，本文先對建立在伺服泵控基礎上的電液負載敏感系統(tǒng)運行原理開展研究，再根據(jù)各部分流量變化方程建立分析模型，之后對系統(tǒng)控制過程進行了研究，對設計工況下壓力、能效和泵控模式實施對比。同時利用AMESim 構建得到建立在伺服泵控基礎上的負載敏感系統(tǒng)仿真分析模型，對上述分析過程準確性與控制有效性進行了分析。

1 系統(tǒng)設計

1.1 基于伺服泵控的電液負載敏感系統(tǒng)原理

采用伺服泵控方式實現(xiàn)的電液負載敏感系統(tǒng)工作原理如圖1 所示。此系統(tǒng)包含了泵控壓力子系統(tǒng)以及泵控位置子系統(tǒng)2 個部分。泵控壓力子系統(tǒng)包含了伺服電機、壓力傳感器、控制器、定量泵。其中，壓力信號選擇器是通過接收到的伺服閥信號進行模型計算，并判斷系統(tǒng)進油腔的壓力狀態(tài)，電機運行過程的轉速則通過壓力調節(jié)器來獲得所需的泵輸出流量，從而在泵出口和進油口之間形成一個恒定的壓力差。

圖1 基于伺服泵控的電液負載敏感系統(tǒng)原理Fig.1 Principle of electro-hydraulic load sensing system based on servo pump control

泵控位置子系統(tǒng)包含了伺服閥、位置傳感器、液壓缸、位置控制器。其中，位置控制器可以對閥芯位移進行調整使伺服閥達到不同的輸出流量，從而完成對液壓缸位移的控制。根據(jù)各自職能差異，泵控壓力子系統(tǒng)控制泵出口壓力通常會比進油腔壓力高出一個固定值，具有負載敏感特性；同時利用泵控位置子系統(tǒng)進行液壓缸運動控制，達到高精度與高頻響的控制效果。

1.2 數(shù)學模型

分別采用伺服泵控制信號與泵出口壓力作為輸入與輸出，從而為泵控子系統(tǒng)設置了仿真模型。本次建立的模型方向為液壓缸沿右伸出的方向為正向，沿左收回的方向為負向；左腔油液流入為正向，流出為負向；右腔出油流量表示正向，進油表示負向。

液壓缸的輸出力和負載平衡方程如下：

式中：m為負載質量；xp為活塞位置；P1、P2為液壓缸的兩腔壓力；Ap為液壓缸有效面積；B為系統(tǒng)運行部件的黏性系數(shù)；f為未建模力與干擾力。

伺服閥流量可通過下述方程進行計算：

式中：Cd為伺服閥流量系數(shù)；ρ為液壓油密度；w為伺服閥面積梯度；Q1、Q2為液壓缸兩腔流量；xV=kVuV，其中uV為伺服閥輸入信號，xV為伺服閥閥芯位移，kV為伺服閥增益。

考慮到伺服閥頻率響應比系統(tǒng)頻率更快，為簡化模型，通過簡化使伺服閥呈現(xiàn)比例變化特征。通過簡化得到以下表達式：

1.3 控制方法

泵控壓力子系統(tǒng)為閉環(huán)反饋設置了前饋控制方式，從而達到抑制擾動程度的效果。采用上述控制模式一方面可以通過前饋控制過程來補償擾動，同時也可以利用閉環(huán)反饋來獲得較高的控制精度。泵控壓力子系統(tǒng)的控制流程如圖2所示。

圖2 壓力環(huán)控制框Fig.2 Pressure ring control block diagram

先由壓力信號選擇器接收到的閥芯數(shù)據(jù)確定進油腔壓力，根據(jù)設定壓差確定子系統(tǒng)壓力。再通過泵出口壓力信號完成伺服電機轉速控制，從而完成泵出口壓力閉環(huán)伺服的調節(jié)過程。為了更高效地控制泵控子系統(tǒng)、降低泵源壓力波動性，設置了流量前饋的環(huán)節(jié)來調整閥口流量變化引起的變化。

2 仿真分析

在模型參數(shù)中加入了泵源機械動態(tài)條件，設置了伺服電機機定量泵轉動慣量、剛度與黏性阻尼。同時根據(jù)G761-3004B 伺服閥和NCB2-020-1-10 定量泵確定模型參數(shù)，結果見表1。同時本文建立了泵控系統(tǒng)仿真模型如圖3 所示。普通泵控系統(tǒng)模型是以定量泵、溢流閥一起搭配組建形成恒壓泵源，將介質經(jīng)過溢流閥產(chǎn)生的溢流壓力設定在6 MPa，再將其余各參數(shù)按照與負載敏感系統(tǒng)同樣的條件進行設置。

表1 仿真參數(shù)Tab.1 Simulation parameters

圖3 負載敏感系統(tǒng)AMESIM 仿真模型Fig.3 AMESIM simulation model of load sensing system

2.1 阻抗工況仿真

為分析阻抗工況對泵控和負載敏感系統(tǒng)的影響，將位置指令表示成斜坡信號，其表達式為xd=0.05t，控制壓差指令為2 MPa。2 s 時新增1 kN 階躍力對活塞運動進行限制。負載敏感系統(tǒng)中每個腔的壓力變化曲線如圖4 所示，普通泵控系統(tǒng)的腔體壓力變化情況如圖5所示。

圖5 阻抗工況下泵控系統(tǒng)各腔壓力Fig.5 Pressure in each chamber of pump control system under impedance condition

根據(jù)圖4可知，處于0～2 s時間段內，系統(tǒng)未受到外力作用，左腔與右腔的壓力都保持2 MPa 的穩(wěn)定值，泵源輸出4 MPa的壓力，2個節(jié)流口壓差設計值與實際壓差都在2 MPa 附近。此時左腔與右腔相比發(fā)生了壓力的明顯升高，此時雖未施加外部作用力，但液壓缸依然會受到黏性摩擦力作用。2～4 s 時間段中，增加了1 kN 階躍載荷對液壓缸進行限制，使泵源輸出壓力提高1.50 MPa，達到6 MPa，2個節(jié)流壓降依然為2 MPa。

圖4 阻抗工況下負載敏感系統(tǒng)各腔壓力Fig.4 Pressure in each chamber of the load-sensitive system under impedance condition

根據(jù)圖5可知，介于0～2 s范圍內，系統(tǒng)中不存在外力，泵源壓力為6 MPa，2 個節(jié)流口壓差等于2.8 MPa。進入2～4 s時，加入1 kN作用力對液壓缸位置進行限制，使左腔壓力升高0.75 MPa 變?yōu)?.75 MPa，此時右腔壓力降低0.75 MPa變?yōu)?.25 MPa。

處于阻抗工況下時，泵控系統(tǒng)泵源一直保持恒定壓力輸出狀態(tài)，逐漸增大活塞運動阻力后，進油腔獲得更高壓力，同時出油腔壓力發(fā)生降低，起到對外部作用壓力平衡的效果，同時形成了更小的流口壓降。負載敏感系統(tǒng)運行過程中，油腔壓力與2個節(jié)流口壓降都為指令壓差。此時獲得了更大的進油腔壓力，從而實現(xiàn)與外力的平衡。處于低負載阻抗工況下時，泵控系統(tǒng)節(jié)流損失較高，此時可以通過負載敏感系統(tǒng)調節(jié)節(jié)流口壓力損失都保持壓差指令值的條件下，確保泵源壓力始終都處于系統(tǒng)所需的最小值狀態(tài)。

2.2 超越工況仿真分析

為了對上述處于阻抗運行環(huán)境中時泵控和負載敏感系統(tǒng)控制開展驗證，把位置指令表示成斜坡信號，即xd=0.05t（m），設定壓差指令為2 MPa。初始外負載力為0 N，2 s 時設置1 kN 外力控制液壓缸運動。負載敏感系統(tǒng)與泵控系統(tǒng)的腔體壓力變化曲線如圖6～圖7所示。

圖6 超越工況下負載敏感系統(tǒng)各腔壓力Fig.6 Pressure in each chamber of the load-sensing system exceeds the working condition

圖7 超越工況下泵控系統(tǒng)各腔壓力Fig.7 Pressure in each cavity of pump control system exceeds the working condition

圖6顯示，介于0～2 s內時，系統(tǒng)未受到外部載荷作用，左、右腔壓力都在2 MPa附近的位置，輸出壓力達到4 MPa，可以看到此時節(jié)流口的壓差等于2 MPa，跟設定壓差一致。左腔相對右腔的壓力更高，這是由于此時雖未設置外力，不過液壓缸在運行過程中還是需克服黏性摩擦載荷。在2～4 s 時間內，系統(tǒng)中形成1 kN 的階躍力，右腔壓力依然保持2 MPa，2個節(jié)流壓差也為2 MPa。

對圖7 進行分析可以發(fā)現(xiàn)，時間介于0～2 s 內時，系統(tǒng)未受到外部載荷影響，此時形成了6 MPa泵源壓力，左、右腔都形成近3 MPa的壓力。2個節(jié)流口壓差為3 MPa。2～4 s 內為系統(tǒng)設置1 kN 外力，左腔壓力降低0.75 MPa 變?yōu)?.25 MPa，同時右腔壓力增大0.75 MPa 變?yōu)?.75 MPa，進油口與出油口壓力均為3.75 MPa。

處于超越工況下時，泵控系統(tǒng)泵源保持恒定壓力，活塞形成更大的運動助力，節(jié)流壓降也明顯增加，同時進油腔壓力減小，形成了更大出油腔壓力，從而平衡外力。負載敏感系統(tǒng)的泵輸出壓力降低后，進油腔壓力也發(fā)生降低，實現(xiàn)外力平衡。

3 結論

（1）為了更高效地控制泵控子系統(tǒng)，降低泵源壓力波動性，設置了流量前饋的環(huán)節(jié)來調整閥口流量變化引起的變化。

（2）處于阻抗工況下，泵控系統(tǒng)泵源保持恒定壓力輸出，逐漸增大活塞運動阻力后，進油腔獲得更高壓力，出油腔壓力發(fā)生降低，起到平衡外壓力的作用，節(jié)流口壓降減小。

（3）處于超越工況下時，泵控系統(tǒng)泵源保持恒定壓力，活塞形成更大的運動助力，節(jié)流壓降也明顯增加，同時進油腔壓力減小，形成了更大出油腔壓力，從而平衡外力。